Investe ște în oameni [619436]

Investe ște în oameni!
FONDUL SOCIAL EUROPEAN
Programul Opera țional Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane 2007 – 2013
Axa prioritar ă 1 „Educa ție și formare profesional ă în sprijinul cre șterii economice și dezvolt ării societ ății bazate pe cunoa ștere”
Domeniul major de interven ție 1.5. „Programe doctorale și post-doctorale în sprijinul cercet ării”
Titlul proiectului: „Studii doctorale pentru dezvoltare durabil ă (SD-DD)”
Num ărul de identificare al contractului: POSDRU/6/1.5/S /6
Beneficiar: Universitatea Transilvania din Bra șov
Universitatea Transilvania din Brasov
Scoala Doctorala Interdisciplinara
Centrul de cercetare: D02 – Produse High-Tech pentru Automobile

Ing. Mihai ALEONTE

”Cercet ări privind utilizarea sistemelor avansate de formar e a
amestecurilor aer – combustibil și de ardere la alimentarea cu
alcooli, deriva ți ai acestora și amestecuri alcooli, deriva ți și benzine
la motoarele cu aprindere prin scânteie”

“Researches on using advanced air fuel mixture syst ems and the
combustion by supplying with alcohols and their der ivates and
alcohols, derivates and gasoline’s mixtures for a S park Ignition
Engine ”

Conduc ător știin țific
Prof.dr.ing. Corneliu COFARU

BRASOV, 2011
MINISTERUL EDUCA ȚIEI, CERCETARII, TINERETULUI ȘI SPORTULUI
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRA ȘOV
BRA ȘOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413 000, FAX 0040-268-410525
RECTORAT

D-lui (D-nei) ………………………………. …………………………………………… ………………….

COMPONEN ȚA
Comisiei de doctorat
Numit ă prin ordinul Rectorului Universit ății „Transilvania” din Bra șov
Nr. 4733 din 01.09.2011

PRE ȘEDINTE:
– Prof.univ.dr.ing. Anghel CHIRU
DECAN Facultatea de Inginerie Mecanic ă
Universitatea “Transilvania” din Bra șov
CONDUC ĂTOR ȘTIIN ȚIFIC: – Prof.univ.dr.ing. Corneliu COFARU
Universitatea “Transilvania” din Bra șov
REFEREN ȚI: – Prof.dr.ing. Constantin PANA
Universitatea Politehnica Bucure ști
– Prof.dr.ing. Lauren țiu MANEA
Universitatea Ovidius Constan ța
– Prof.dr.ing. Nicolae ISPAS
Universitatea “Transilvania” din Bra șov

Data, ora și locul sus ținerii publice a tezei de doctorat: 29.09.2011, ora 11,
Aula “Sergiu T. Chiriacescu”, B-dul Iuliu Maniu, nr. 41, sala U-II-3.

Eventualele aprecieri sau observa ții asupra con ținutului lucr ării v ă rug ăm s ă
le transmite ți în timp util, pe adresa Facult ății de Inginerie Mecanic ă, str.
Politehnicii nr.1, tel/fax: 0268 474761, sau pe adr esa de e-mail:
[anonimizat].
Totodat ă v ă invit ăm s ă lua ți parte la ședin ța public ă de sus ținere a tezei de
doctorat.

Vă mul țumim.

CUVÂNT ÎNAINTE

În cadrul rela țiilor interna ționale ale Universit ății “Transilvania” din Bra șov cu
Universit ăți din Uniunea European ă (UE) partenerul extern ales în cadrul programului de
doctorat este “Karlsruher Institut für Technologie” (KIT) – “Institut für Kolbenmaschinen”
(IFKM) – Germania.
Încercând s ă r ăspund unor necesit ăți știin țifice, tehnice, tehnologice și economice, am
recurs la o abordare teoretic ă și practic ă deopotriv ă, cu experimente aplicative reu șite, în timpul
stagiului extern oferit de programul de doctorat, p e standul de încerc ări apar ținând Institutului
pentru Tehnologie din Karlsruhe, Germania, în condi țiile cercet ării experimentale din domeniul
ingineriei mecanice.
În cadrul acestei colabor ări externe cu IFKM am dobândit cuno știn țe aprofundate în
domeniul motoarelor cu ardere intern ă, cu acest prilej doresc s ă le mul țumesc domnului
prof.dr.ing. Ulrich SPICHER și domnului dr. Amin VELJI pentru bun ăvoin ța de a m ă accepta în
cadrul institutului de cercet ări experimentale asupra motoarelor cu ardere intern ă din Karlsruhe,
Germania, condus de c ătre dân șii. Totodat ă a ș dori s ă le mul țumesc, îndeosebi, domnului
drd.ing.dipl. Kai BECK, care m-a îndrumat și acceptat în domeniul motoarelor cu aprindere prin
scânteie, domnului Gregor ROSBACH și a echipei de mecanici, care m-au ajutat de câte o ri am
avut nevoie, cât și domnului dr.ing. Fatih SARIKOC pentru sfaturile p rimite și sprijinul oferit.
Mul țumesc colectivului IFKM pentru sprijinul acordat în realizarea cercet ărilor experimentale și
pentru profesionalismul cu care particip ă în activit ățile de cercetare, proiectare și simulare.
În perioada desf ăș ur ării cercet ărilor experimentale și a elabor ării acestei lucr ări am
beneficiat de un sprijin substan țial prin sugestiile valoroase și de aleas ă competen ță oferite de
domnul profesor universitar ec.dr.ing. Corneliu COF ARU , în calitate de conduc ător
știin țific, c ăruia doresc s ă îi adresez, cu deosebit ă stim ă și respect, sincere mul țumiri.
Deasemenea mul țumesc domnului prof.dr.ing. Anghel Chiru, în calita te de decan al
facult ății de inginerie mecanic ă, și domnului dr.ing. Peter Zima pentru sprijinul acor dat în
efectuarea încerc ărilor experimentale.
Totodat ă, mul țumesc membrilor Catedrei de Automobile și Motoare pentru observa țiile și
aprecierile f ăcute cu ocazia prezent ării referatelor de doctorat.
Pentru analiza atent ă, pentru observa țiile pertinente și de folos efectuate asupra tezei de
doctorat, autorul aduce sincere mul țumiri domnilor referen ți știin țifici.

Bra șov, septembrie 2011 Mihai Aleonte

CUPRINS

Pg.
teza Pg.
rezumat
1. OBIECTIVELE TEZEI DE DOCTORAT 1 1
1.1 Îndeplinirea obiectivelor tezei de doctorat 2 1
1.2 Structura și con ținutul tezei de doctorat 4 2
2. STADIUL ACTUAL ASUPRA CERCET ĂRILOR EXPERIMENTALE
PRIVIND UTILIZAREA SISTEMELOR AVANSATE DE FORMARE A
AMESTECURILOR AER – COMBUSTIBIL 5 3
2.1 Combustibili alternativi destina ți M.A.S 5 3
2.2 Echipamente de injec ție destinate M.A.S 11 6
2.2.1 Sistem de injec ție în poarta supapei de admisie (injec ție multipunct) 13 6
2.2.2 Sistemul de injec ție direct ă 26 8
2.3 Influen ța folosirii combustibililor alternativi și a echipamentelor de injec ție
asupra procesului de ardere și a performan țelor ecologice M.A.S. 35 9
2.3.1 Folosirea alcoolilor și eterilor 35 9
2.3.2 Utilizarea sistemelor avansate de formare a a mestecurilor aer-combustibil pe
motoarele în doi și patru timpi 38 10
3. ECHIPAMENTELE FOLOSITE PENTRU CERCETAREA PROCESU LUI
DE ARDERE LA MOTOARELE CU APRINDERE PRIN SCÂNTEIE Î N DOI
TIMPI 40 11
3.1 Organizarea standului de încerc ări motoare și a camerei de control. 40 11
3.2 Frâna, m ăsurarea momentului și a tura ției motorului 43 12
3.3 Traductoare folosite pentru m ăsurarea presiunilor 46 13
3.3.1 Principiul de func ționare al traductoarelor piezoelectrice 47 13
3.3.2 Traductorul piezoelectric și efectul longitudinal 49 14
3.3.3 Traductorul piezoelectric și efectul de forfecare 50 15
3.3.4 Traductorul piezoelectric și efectul transversal 50 15
3.3.5 Materiale utilizate pentru construc ția traductoarelor 51 15
3.3.6 Traductorul folosit pentru m ăsurarea presiunii 53 15
3.4 Traductoarele folosite la determinarea pozi ției arborelui cotit 54 16
3.4.1 Principiul de func ționare 54 16
3.4.2 Principiul m ăsur ătorii absolute 55 16
3.4.3 Principiul m ăsur ătorii incrementale 55 16

3.4.4 Metode de scanare 56 17
3.4.5 Traductorul de pozi ție folosit în cadrul cercet ării experimentale 58 17
3.5 Echipamente folosite la m ăsurarea consumului de combustibil 59 17
3.6 Echipamente folosite la m ăsurarea emisiilor poluante 62 18
3.6.1 Detectorul de ionizare cu flac ără (FID) 62 18
3.6.2 Detectorul cu infraro șu (IRD) 63 18
3.6.3 Detectoarele paramagnetice (PMD) 63 19
3.6.4 Detectorul de chemiluminiscen ță 64 19
3.6.5 Achizi ția datelor 65 19
3.6.6 Tipuri de combustibili folosi ți în cercetarea experimental ă 70 20
4. MODELAREA, SIMULAREA ȘI CORELAREA REZULTATELOR
OB ȚINUTE ÎN URMA SIMUL ĂRILOR CU CELE OB ȚINUTE ÎN URMA
CERCET ĂRILOR EXPERIMENTALE 72 21
4.1 Modelarea amestecului aer-combustibil. 72 21
4.2 Transferul de c ăldur ă din cilindru 73 22
4.3 Func ția Vibe – calculul procesului de ardere 75 23
4.4 Simularea virtual ă și corelarea rezultatelor ob ținute cu cele ob ținute în urma
cercet ărilor experimentale 78 25
4.4.1 Simularea influen ței raportului de comprimare asupra procesului de ar dere 79 26
4.4.2 Simularea influen ței procedeului de alimentare asupra performan țelor
motorului 80 27
4.4.3 Simularea influen ței naturii combustibilului asupra performan țelor motorului
în cazul injec ției directe de combustibil asistat ă pneumatic 81 27
5. REZULTATELE CERCET ĂRII EXPERIMENTALE ȘI INTERPRETAREA
LOR 83 29
5.1 Aspecte generale privind procesul de ardere la motoarele cu ardere intern ă 83 29
5.2 Aspecte generale privind formarea emisiilor pol uante 84 29
5.3 M ărimi și parametri determina ți 87 29
5.3.1 Influen ța raportului de comprimare asupra performan țelor motorului 92 31
5.3.2 Influen ța procedeului de alimentare asupra performan țelor motorului 96 34
5.3.3 Influen ța naturii combustibilului asupra performan țelor motorului în cazul
injec ției directe de combustibil asistat ă pneumatic 100 35
5.3.4 Aspecte energetice ale performan țelor motorului 107 37
5.3.5 Analiza comparativ ă a temperaturii din camera de ardere 116 40
5.4 Analiza emisiilor poluante ale motorului 118 42

5.4.1 Analiza emisiilor poluante ale motorului în c azul echip ării cu carburator 118 42
5.4.2 Analiza emisiilor poluante ale motorului în c azul echip ării cu injec ție direct ă
asistat ă pneumatic (aDI) 124 44
5.4.3 Analiza comparativ ă a emisiilor poluante ale motorului 130 45
6. CONCLUZII FINALE. CONTRIBU ȚII ORIGINALE. DISEMINAREA
REZULTATELOR. DIREC ȚII VIITOARE DE CERCETARE 169 57
6.1 Concluzii finale 169 57
6.2 Contribu ții originale 171 59
6.3 Diseminarea rezultatelor 172 60
6.4 Direc ții viitoare de cercetare 172 60
BIBLIOGRAFIE 173 61
Scurt rezumat (romana/engleza) 180 64
CV 181 65

TABLE OF CONTENTS

Pg.
teza Pg.
rezumat
1. OBJECTIVES OF THE PHD THESIS 1 1
1.1 Achieving the phd thesis obejctives 2 1
1.2 Structure and content of the phd thesis 4 2
2. STATE OF THE ART ON EXPERIMENTAL RESEARCHES REGARDI NG
THE USAGE OF ADVANCED FUELLING SYSTEMS 5 3
2.1 Alternative fuels for S.I.E. 5 3
2.2 Injection systems for S.I.E. 11 6
2.2.1 Inlet gate valve injection system (multipoint injection) 13 6
2.2.2 Direct injection system 26 8
2.3 Influence of alternative fuels and injection sy stems usage on the S.I.E.
combustion process and on the S.I.E. environmental performances 35 9
2.3.1 Using alcohols and ethers as fuels 35 9
2.3.2 Using advanced fuelling system on two stroke spark ignition engines 38 10
3. EQUIPMENTS DESCRIPTION USED IN THE EXPERIMENTAL
RESEARCH FOR THE TWO STROKE COMBUSTION PROCESS ANAL YSIS 40 11
3.1 The testing bench and the engine control room 40 11
3.2 The electric brake, measuring engine torque and engine speed 43 12
3.3 Pressure transducers 46 13
3.3.1 Operating principles of piezoelectric transdu cers 47 13
3.3.2 The longitudinal effect and the piezoelectric transducer 49 14
3.3.3 The shearing effect and the piezoelectric tra nsducer 50 15
3.3.4 The transversal effect and the piezoelectric transducer 50 15
3.3.5 Materials for building transducers 51 15
3.3.6 Pressure transducer used for measurements 53 15
3.4 Transducers used for measuring the shafts posit ion 54 16
3.4.1 Working principle 54 16
3.4.2 Absolute measurement principle 55 16
3.4.3 Incremental measurement principle 55 16
3.4.4 Scanning methods 56 17
3.4.5 Position transducer used in the experimental research 58 17
3.5 Equipments used for measuring the fuel consumpt ion 59 17
3.6 Equipments used for pollutant emissions analysi s 62 18

3.6.1 Flame ionization detector (FID) 62 18
3.6.2 Infrared detector (IRD) 63 18
3.6.3 Paramagnetic detector (PMD) 63 19
3.6.4 Chemiluminescence detector 64 19
3.6.5 Data acquisition 65 19
3.6.6 Fuel types used in the experimental research 70 20
4. MODELLING, SIMULATION AND RESULTS CORRELATION OBTAI NED
FROM SIMULATIONS WITH THOSE DERIVED FROM THE
EXPERIMENTAL RESEARCH 72 21
4.1 Air-Fuel mixture modelling 72 21
4.2 Cylinder heat transfer 73 22
4.3 Vibe function – combustion process calculus 75 23
4.4 Virtual simulation and correlation of results w ith those derived from the
experimental research 78 25
4.4.1 Simulation of the influence of compression ra tio on the combustion process 79 26
4.4.2 Simulation of the influence of fuelling syste m on engine performances 80 27
4.4.3 Simulation of the influence of different fuel s on engine performances by
using the air-assisted direct injection 81 27
5. EXPERIMENTAL RESEARCH RESULTS AND THEIR INTERPRETAT ION 83 29
5.1 General overview on the i.c.e. combustion proce ss 83 29
5.2 General overview on pollutant emissions formati on 84 29
5.3 Measured data 87 29
5.3.1 Influence of compression ratio on engine perf ormance 92 31
5.3.2 Influence of fuelling system on engine perfor mances 96 34
5.3.3 Influence of different fuels on engine perfor mances by using the air-assisted
direct injection 100 35
5.3.4 Energy aspects of engine performance 107 37
5.3.5 Comparative analysis of the combustion chambe r temperature 116 40
5.4 Analysis of engine emissions 118 42
5.4.1 Analysis of engine emissions for carburettor fitting 118 42
5.4.2 Analysis of engine emissions for fitting with air-assisted direct injection (aDI) 124 44
5.4.3 Comparative analysis of engine emissions 130 45
6. FINAL CONCLUSIONS. ORIGINAL CONTRIBUTIONS. DISSEMI NATION
OF RESULTS. FUTURE RESEARCH DIRECTIONS 169 57
6.1 Final conclusions 169 57
6.2 Original contributions 171 59

6.3 Dissemination of results 172 60
6.4 Future research directions 172 60
BIBLIOGRAPHY 173 61
Summary (romanian/english) 180 64
CV 181 65

List ă de abrevieri

Simboluri folosite frecvent:

Simbol Semnifica ție Unitate
m – Mas ă – [kg]
T – Temperatura – [oC]
Tc – Temperatura din cilindru – [K]
P – Putere – [kW]
t – Timp – [s]
M – Moment – [Nm]
A – Aria suprafe ței – [m 2]
C – Consum orar de combustibil – [kg/h]
c – Consum specific de combustibil – [g/kwh]
q/ciclu – Debit de combustibil per ciclu – [mm 3/ciclu]
α – Pozi ție arbore cotit – [oRAC]
n – Tura ția motorului – [rot/min]
ε – Raport de comprimare – –
P – Presiune – [MPa]
dQ/d α – Degajarea de c ăldur ă per ciclu – [kJ/m3*oRAC]
Q – Legea degaj ării de c ăldur ă per ciclu – [kJ/m3*oRAC]

1
1. OBIECTIVELE TEZEI DE DOCTORAT

1.1. Obiectivele tezei de doctorat
Prin modificarea sistemului de formare a amesteculu i aer-combustibil și de ardere se dore ște:
• determinarea parametrilor optimi de func ționare ai injec ției directe asistate pneumatic în
vederea optimiz ării procesului de combustie în compara ție cu sistemele de formare a
amestecului aer-combustibil și de ardere conven ționale;
• reducerea emisiilor poluante rezultate din procesul de ardere al motorului în doi timpi cu
aprindere prin scânteie;
• reducerea consumului de combustibil și, astfel, ob ținerea unui cuplu motor maxim mai mare
comparat cu sistemul conven țional de formare a amestecului aer-combustibil și de ardere al
motorului.
Prin cre șterea raportului de comprimare se urm ăre ște:
• determinarea parametrilor optimi de func ționare ai injec ției directe asistate pneumatic în
vederea optimiz ării procesului de combustie în compara ție cu sistemele de formare a
amestecului aer-combustibil și de ardere conven ționale;
• reducerea emisiilor poluante rezultate din procesul de ardere al motorului în doi timpi cu
aprindere prin scânteie;
• reducerea consumului de combustibil și, astfel, ob ținerea unui cuplu motor maxim mai mare
comparat cu raportul de comprimare conven țional al motorului.
• cre șterea randamentului motorului în doi timpi cu aprin dere prin scânteie de cilindree mic ă;
1.2. Îndeplinirea obiectivelor tezei de doctorat
Considerente teoretice:
• Proiectarea cilindrilor în vederea prelucr ării pentru montarea sistemului de injec ție direct ă
asistat ă pneumatic și m ărirea raportului de comprimare;
• Documentarea asupra parametrilor de func ționare ai sistemului de injec ție direct ă asistat ă
pneumatic;
Partea experimental ă:
• Prelucrarea cilindrului în vederea mont ării sistemului de injec ție direct ă și m ăririi raportului
de comprimare;

2 • Asigurarea îndeplinirii parametrilor de func ționare ai sistemului de injec ție direct ă asistat ă
pneumatic;
• Testarea motorului în vederea observ ării procesului de ardere utilizând diferi ți combustibili;
1.3. Structura și con ținutul tezei de doctorat
În vederea atingerii obiectivelor acestei teze de d octorat, lucrarea a fost structurat ă pe
urm ătoarele capitole:
CAPITOLUL 1 con ține obiectivele propuse în cadrul realiz ării acestei lucr ări, cum ar fi
reducerea consumului de combustibil, reducerea emis iilor poluante, determinarea parametrilor
optimi de func ționare ai sistemului avansat de formare al amestecu lui aer-combustibil tip injec ție
direct ă asistat ă pneumatic.
CAPITOLUL 2 prezint ă un studiu asupra sistemelor de formare a amestecul ui aer-combustibil și
asupra combustibililor alternativi destina ți motoarelor cu aprindere prin scânteie cât și influen ța
folosirii acestora asupra motorului în doi timpi.
În CAPITOLUL 3 sunt descrise echipamentele și aparatele de m ăsur ă utilizate în cadrul acestei
cercet ări experimentale, cum ar fi aparatura și echipamentele necesare m ăsur ării procesului de
ardere cât și aparatura și echipamentele necesare m ăsur ării emisiilor poluante rezultante.
CAPITOLUL 4 prezint ă simularea în mediul virtual, cu ajutorul programul ui AVL Boost,
privind func ționarea motorului în doi timpi cu aprindere prin sc ânteie. Aceasta fiind necesar ă în
vederea ob ținerii unei prognoze asupra fezabilit ății cercet ării experimentale.
CAPITOLUL 5 con ține rezultatele cercet ării experimentale privind diferite influen țe asupra
procesului de ardere, cum ar fi influen ța raportului de comprimare, influen ța sistemului de
formare al amestecului aer-combustibil, influen ța naturii combustibilului cât și valorile emisiilor
poluante rezultante în urma diferitelor influen țe.
CAPITOLUL 6 prezint ă concluziile finale ale autorului asupra cercet ării experimentale,
contribu țiile originale aduse de c ătre acesta, diseminarea rezultatelor cât și direc ții viitoare de
cercetare asupra sistemelor avansate de formare a a mestecului aer-combustibil tip injec ție direct ă
asistat ă pneumatic.

3 2. STADIUL ACTUAL ASUPRA CERCET ĂRILOR
EXPERIMENTALE PRIVIND UTILIZAREA
SISTEMELOR AVANSATE DE FORMARE A
AMESTECURILOR AER – COMBUSTIBIL

2.1. Combustibili alternativi destina ți M.A.S.
Analiza chimic ă a biocombustibililor, în special a alcoolilor și a deriva ților acestora
indic ă prezen ța în molecul ă a oxigenului, pe lâng ă carbon și hidrogen, de aceea biocarburan ții
lichizi se mai numesc și combustibili oxigena ți. Utilizarea combustibililor oxigena ți, cum ar fi
alcooli în benzin ă, a început în anii 1920 datorit ă faptului c ă metanolul și etanolul de țin o cifr ă
octanic ă ridicat ă, iar produsele rafinate de țineau un nivel sc ăzut al cifrei octanice. Folosirea
amestecurilor de alcooli în benzin ă a continuat la nivel relativ sc ăzut dup ă cel de-al doilea r ăzboi
mondial, dar a crescut considerabil în anii 1970 de venind mai convenabil decât combustibilii
conven ționali datorit ă crizei petroliere. Un alt efect benefic la folosir ea alcoolilor în amestec cu
benzina fiind reducerea dependen ței de petrol cât și reducerea emisiilor poluante de monoxid de
carbon (CO) și hidrocarburi (HC). [17]
Dou ă tipuri de combustibili oxigena ți, alcooli și eteri, reprezint ă un interes major la
amestecul cu benzina și anume:
Alcooli: – Metanol (MeOH);
– Etanol (EtOH);
– Isopropanol (IPA);
– t-Butanol (TBA);
Eteri (deriva ții alcoolilor):
– Metil-ter ț-butil-eter (MTBE);
– Ter ț-metil-amil-eter (TAME);
– Etil-ter țiar-butil-eter (ETBE);
– Amestecuri de eteri;

4 Tabel.2.1. Principalele caracteristici ale biocarbu ran țilorpoten țiali pentru MAS comparate cu
cele ale benzinei
Caracteristica Benzin ă Etanol ETBE Meta
nol TBA MTBE MTAE
Densitatea
[kg/m 3] 748…76
2 794 745 796 792 746 750
Temperatura de
fierbere [ oC] 30…190 78,3 72,8 64,85 82,8 55,3 86,3
Presiunea de vapori
Reid [daN/cm 2] 0,7…0,9
1,54
0,4
0,37
–
–
–

Puterea caloric ă
inferioar ă masic ă
[kJ/kg]
42086
26807
36120
19937
32560
35200
36500
Componenta
masic ă [%]
C
H
O

~85
~15
–

52
13
35

–
–
–

37,5
12,5
50

64,86
13,50
21,64

68,18
13,63
18,19

70,59
13,72
15,69
Cifra octanic ă
[COR]
90 – 98
120
118
120
113
117
114
Termenul "E 85" este folosit pentru un amestec de 1 5% benzin ă și 85% etanol. Începând
cu modelele din 1999, multe autovehicule au fost do tate cu motoare care pot s ă func ționeze cu
benzin ă și etanol de la 0% la 85% , f ără modific ări.[17]
Etanolul produce mai pu țini poluan ți de tipul CO, CO 2 și HC, comparativ cu benzina pur ă
în teste echivalente. Studiile arat ă o cre ștere a emisiilor de NO x și compu și organici volatili, care
sunt precursorii form ării smogului. [31][41]
Tabel.2.2. Caracteristicile combustibililor
Mărimea Unitatea Metanol Etanol Benzin ă f ără
plumb
Cifra octanic ă 106 107 92-98
Cifra octanic ă
motor 92 89 80-90
Căldura latent ă
de vaporizare MJ/kg 1,154 0,913 0,3044
Puterea caloric ă
inferioar ă MJ/kg 19.95 26,68 42-44
Presiunea de
vapori kPA 31,9 16,0 48-108
Limita inferioar ă
de
inflamabilitate
%
6,7
3,3
1,3
Limita
superioar ă de
inflamabilitate
%
36,0
19,0
7,1
Temperatura de
autoaprindere oC 460 360 260-460
Punctul de
inflamabilitate oC 11 13 -43 – -39

5
Etanolul este mai pu țin periculos decât benzina în ceea ce prive ște pericolul de incendiu;
metanolul fiind mai volatil, este mai probabil s ă produc ă incendii sau explozii. Totu și fiindc ă
etanolul și metanolul se dizolv ă în ap ă (benzina plute ște pe ap ă) incendiile se pot stinge cu
conducte obi șnuite de ap ă.[19]
Principalele avantaje tehnice ale folosirii acestor amestecuri de combustibili cu benzina sunt:
a) Ridicarea cifrelor octanice a benzinelor: tendin ța de detona ție este redus ă, permi țând cre șterea
raportului de compresie sau cre șterea avansului la scânteie; în consecin ță randamentul
termodinamic al combustiei este mai mare. [24]
b) Cre șterea performan ței motorului: Oxigenul din combustibil reduce dozaj ul stoichiometric,
permi țând introducerea unei cantit ăți mai mari de combustibil în fiecare ciclu. (Contro lul prin
sonda lambda regleaz ă cantitatea de combustibil necesar corespunz ător amestecului
stoichiometric. Limita cantit ății de oxigen care poate fi ad ăugat ă combustibilului depinde de
construc ția motorului prin cantitatea minim ă de gaze necesare pentru men ținerea temperaturii de
evacuare; mai mult, c ăldura de vaporizare ridicat ă a alcoolilor reduce temperatura de admisie și o
cantitate mai mare de amestec poate fi introdus ă în cilindru (eficien ța volumetric ă mai mare).
c) Referitor la consumul de combustibil, de și combustibilii oxigena ți au o putere caloric ă mai
mic ă decât benzina, experimentele au ar ătat consumuri similare exprimate în l/km și de obicei
mai mici când sunt exprimate în unit ăți de energie (MJ/km). În ambele cazuri s-a observat un
consum mai mic în ciclurile urbane.
d) În plus CO 2 este recuperat din balan ța global ă a emisiilor prin absorb ția de CO 2 atmosferic a
plantelor din combustibilii vegetali și utilizarea acestor amestecuri de combustibili pro duce o
descre ștere a emisiilor de hidrocarburi nearse (în special a benzenului cancerigen) și o
important ă sc ădere a emisiilor de monoxid de carbon.[15]
Mai recent decât alcoolii, deriva ții acestora, eterii, au fost folosi ți ca și componen ți
combustibili (ETBE și MTBE). Ace ști compu și prezint ă acelea și avantaje ca și alcooli, dar sunt
mai capabili de a dep ăș i obstacolele alcoolilor fiindc ă ei dovedesc:
a) O putere caloric ă mai mare și un raport stoichiometric apropiat de cel al benzi nei, de aceea
sistemul de alimentare nu are nevoie de nici o modi ficare;
b) O foarte mic ă solubilitate în ap ă astfel c ă amestecurile benzin ă-eter sunt stabile în prezen ța
apei;
c) Au un poten țial coroziv mult mai redus decât al alcoolilor;
d) Căldura latent ă de vaporizare este mult mai mic ă decât a alcoolilor, apropiat ă de cea a
benzinei, facilitând pornirea la rece;
e) Eterii au mult mai pu ține probleme de manevrabilitate decât alcooli pe vr eme cald ă fiindc ă
amestecurile benzin ă-eter au o volatilitate mai sc ăzut ă;

6 2.2. Echipamente de injec ție destinate M.A.S.
În compara ție cu motoarele diesel moderne, care sunt echipate exclusiv cu sisteme de
injec ție direct ă de înalt ă presiune, pentru motoarele pe benzin ă exist ă dou ă categorii principale
ce definesc tehnicile de injectare. Sistemele de in jec ție din prima categorie (injec ția în poarta
supapei), care injecteaz ă combustibilul în colectorul de admisie, iar sistem ele de injec ție din a
doua categorie (injec ția direct ă), care injecteaz ă carburantul direct în cilindrul motorului. [14]
În func ție de pozi ția injectorului, prima categorie este împ ărțit ă în dou ă sub-categorii și
anume injec ția monopunct și injec ția multipunct.
2.2.1. Sistem de injec ție în poarta supapei de admisie (injec ție multipunct)
K – Jetronic – sistemul mecanic de injec ție a combustibilului realizeaz ă urm ătoarele
func ții principale:
• Măsurarea cantit ății de aer necesar admisiei;
• Alimentarea cu combustibil;
• Prepararea combustibilului;

Fig.2.1. Elementele principale ale sistemului de in jec ție de tip K-Jetronic[17]
1- Rezervor de combustibil; 2- Pompa electric ă de alimentare; 3-Acumulator de
combustibil; 4- Filtru; 5- Corector de presiune în faza de înc ălzire; 6- Injector; 7-
Colector de admisie; 8- Injector de pornire la rece ; 9- Regulator de amestec; 9a-
Sec țiunea de m ăsurare a combustibilu-lui; 9b- Sistem de reglarea p resiunii; 10-
Debitmetrul de aer; 10a- Talerul debitmetrului; 11- Electrovalv ă; 12- Sonda; 13-
Termocontact temporizat; 14- Sistem de aprindere; 1 5- Comanda aerului adi țional;
16- Comutatorul clapetei de accelera ție; 17- Releu de comand ă; 18- Aparat de
comand ă; 19- Cheie de contact; 20- Acumulator

7 O pomp ă ac ționat ă electric extrage combustibilul din rezervor, îl tr imite c ătre un
acumulator, iar apoi, printr-un filtru fin, c ătre unitatea de cânt ărire, care este o parte a
dispozitivului de amestec sub presiune. Presiunea c ombustibilului este p ăstrat ă constant ă în
partea de reglare a presiunii din dispozitivul de d istribuire, care trimite combustibilul c ătre
injectoare.
Injectoarele pulverizeaz ă carburantul în mod continuu în colectorul de admis ie al
motorului (de unde și numele sistemului (K=Kontinuierlich).
L-JETRONIC – este un sistem de injec ție de benzin ă comandat electronic, care ac ționeaz ă în
mod succesiv injectoarele cu ac ționare electric ă. Schema principal ă de func ționare este
prezentat ă în figura 2.2.
Sistemul de alimentare format din pompa electric ă de alimentare de acela și tip ca la
sistemul K, livreaz ă combustibilul la o presiune de cca. 0,25 sau 0,3 M Pa. Un circuit electric de
siguran ță opre ște func ționarea pompei la oprirea accidental ă a motorului, cu sistemul de
aprindere sub tensiune. Regulatorul de presiune est e cu membran ă elastic ă și culege presiunea de
referin ță din colectorul de admisie, astfel c ă presiunea de alimentare este dependent ă de
presiunea din conducta de admisie (figura 2.19). În acest mod se asigur ă o presiune constant ă pe
fiecare injector, independent ă de pozi ția clapetei de accelera ție.

Fig. 2.2. Elementele principale ale sistemului de i njec ție tip L-Jetronic [17]
1- Rezervor; 2- Pompa electric ă de alimentare; 3- Filtru de combustibil; 4- Conduc ta de
distribu ție; 5- Regulator de presiune; 6- Unitate electronic ă de comand ă; 7- Injector; 8- Injector
de pornire la rece; 9- Șurub pentru reglarea mersului în gol; 10- Contactor ul clapetei de
accelera ție; 11- Clapeta de accelera ție; 12- Debitmetrul; 13- Bloc de relee; 14- Sonda l ; 15-
Sonda de temperatur ă; 16- Termocontact temporizat; 17- Dispozitivul de aprindere; 18-
Comanda aerului adi țional; 19- Reglajul amestecului la mers în gol; 20- Acumulator; 21- Cheie
contact

8 2.2.2. Sistemul de injec ție direct ă
Sistemul de injec ție este cel care confer ă motorului avantajele substan țiale în domeniul
economicit ății, puterii, emisiilor. Fa ță de sistemele de injec ție indirect ă acestea trebuie s ă fie
comandate cu o precizie mai mare și s ă interac ționeze mult mai profund cu celelalte sisteme
(aprindere, supraalimentare, recirculare a gazelor arse, tratare a gazelor arse).Solu ția cu cel mai
mare poten țial ar fi utilizarea unor injectoare care imprim ă jetului o puternic ă mi șcare de swirl.
Se poate ob ține o fine țe foarte bun ă a pulveriz ării la o presiune relativ joas ă. O solu ție și mai
interesant ă este cea a injec ției directe de amestec aer-combustibil.[35, 36]
Sistemul de injec ție direct ă asistat ă pneumatic (aDI) – În ceea ce prive ște injec ția
direct ă de benzin ă, pân ă în prezent, nu s-a stabilit nici un standard pentr u sistemul de ardere. În
prezent, pentru sistemul de injec ție, exist ă dou ă solu ții diferite – sistemul cu fluid sub înalt ă
presiune și sistemul de injec ție direct ă asistat ă pneumatic.
În cadrul acestei cercet ări experimentale s-a investigat injec ția direct ă asistat ă pneumatic
(aDI). Acest tip de injec ție direct ă determin ă, datorit ă faptului c ă amestecul aer-combustibil tinde
să fie cât mai omogen, ca procesul de ardere din moto r s ă fie unul stabil, dovedind propriet ăți de
stratificare foarte bune. În compara ție cu alte tehnici pasive de control a depunerilor, cum ar fi
controlul temperaturii, acest sistem folose ște un proces unic de cur ățare a injectorului pentru a- și
păstra caracteristicile pe toat ă durata de func ționare a motorului.
Evolu ția în domeniul injec ției directe de benzin ă nu au progresat, înc ă, la stadiul în care
procesul de ardere s ă fie perfect omogen. Produc ătorii europeni de automobile și industria
furnizoare și-au concentrat activit ățile, în esen ță , pe sistemul de injec ție direct ă de înalt ă presiune
(HPDI – high pressure direct injection).[22, 23]
Avantaje:
1. Coeficientul de exces de aer global poate fi sub stan țial supraunitar permi țând
ob ținerea unei bune economii;
2. Arderea se realizeaz ă în condi ții ce defavorizeaz ă formarea NO x;
3. Cantit ățile de monoxid de carbon și hidrocarburi produse la începutul
procesului de ardere pot fi oxidate complet în inte riorul camerei de ardere;
4. Amestecul ce p ătrunde în intersti ții este foarte s ărac sau chiar nu con ține
deloc benzin ă diminuându-se cantitatea de hidrocarburi formate p e aceast ă cale;
5. Controlul sarcinii motorului poate fi efectuat, cel pu țin par țial, preîmbog ățirii amestecului
și nu prin obturarea admisiei, minimizându-pierderil e prin pompare;
6. Amestecul care arde la sfâr șit este foarte s ărac și de aceea este mult mai pu țin susceptibil
la detona ție. Se pot utiliza rapoarte de comprimare mai mari. [37, 38]

9 2.3. Influen ța folosirii combustibililor alternativi și a echipamentelor de
injec ție asupra procesului de ardere și a performan țelor ecologice
M.A.S.
2.3.1. Folosirea alcoolilor și eterilor
Alcoolii precum etanolul sau metanolul au fost și mai sunt înc ă utiliza ți în stare pur ă sau
amesteca ți în propor ții ridicate în benzin ă, utilizând motoare special adaptate.
Dintre problemele principale care se ridic ă la utilizarea alcoolilor drept combustibili în
motoarele cu aprindere prin scânteie se pot enumera :
– tendin ța de reducere a puterii efective la un debit inject at constant de alcooli, ca urmare a
puterii calorice mai reduse a acestora, comparativ cu benzina (la arderea metanolului se
degaj ă o cantitate de energie cu circa 50% mai mic ă decât în cazul arderii unei cantit ăți
echivalente de benzin ă, iar prin arderea etanolului rezult ă doar 66% din energia degajat ă la
arderea benzinei);[24, 25]
– prezen ța oxigenului în structura molecular ă a alcoolilor asigura pe de alt ă parte, mic șorarea
necesarului de oxigen pentru ardere, astfel încât, în ansamblu, puterea calorific ă a
amestecului combustibil-aer, raportat ă la volumul de amestec, este pu țin modificat ă (metanol
necesit ă cu 44% mai pu țin aer pentru combustie, comparativ cu benzina, iar etanolul – doar
6l% din aerul necesar arderii benzinei);[26-28]
– prin urmare, se poate asigura men ținerea neschimbat ă a puterii motorului cu o cilindree dat ă,
prin m ărirea corespunz ătoare a debitului de combustibil (pentru men ținerea razei de ac țiune a
automobilului trebuie m ărit ă, totodat ă, capacitatea rezervorului de combustibil);[96][26]
– dificultatea pornirii la rece, determinat ă de presiunea redus ă de vapori la temperaturi joase; în
cazul utiliz ării alcoolilor puri; pornirea la rece poate fi rezo lvat ă prin folosirea
combustibililor auxiliari (benzina sau gaz petrolie r lichefiat) sau prin ameliorarea pulveriz ării
(metanolul necesit ă pentru vaporizare de 3,7 ori mai mult ă c ăldur ă, iar etanolul — de 2,6 ori,
comparativ cu benzina); tendin ța de înr ăut ățire a vaporiz ării în sistemul de admisie la
motoarele cu carburator, determinat ă de valorile ridicate ale c ăldurilor de vaporizare ale
alcoolilor și care necesit ă reproiectarea sistemului de admisie; [32, 33]

10 2.3.2. Utilizarea sistemelor avansate de formare a amestec urilor aer-
combustibil pe motoarele în doi și patru timpi
În cadrul acestui subcapitol este prezentat ă cercetarea experimental ă asupra utiliz ării
sistemului de formare a amestecului aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la
folosirea acesteia pentru motoarele cu aprindere pr in scânteie în doi și patru timpi.
Pe parcursul ultimilor 30 de ani reducerea emisiil or poluante a înregistrat un progres
semnificativ. Una dintre cele mai importante tehnol ogii de cost redus fiind injec ția electronic ă de
combustibil.[24]
Comparativ cu sistemul de alimentare tip carburator , principalele mecanisme, prin care injec ția
electronic ă de combustibil a ajutat la reducerea emisiilor, fi ind:
– reducerea cantit ății de combustibil ce ajunge pe suprafa ța peretelui cilindrului motor;
– îmbun ătățirea atomiz ării combustibilului;
– o flexibilitate de control m ărit ă la formarea amestecului aer-combustibil, care, la rândul s ău,
faciliteaz ă: emisii poluante sc ăzute la pornirea la rece și la cald, reducerea emisiilor
tranzitorii, tratare ulterioar ă evacu ării de înalt ă eficien ță a emisiilor poluante.[39]
În vederea ob ținerii de pierderi cât mai mici de c ăldur ă în camera de ardere, a unui
randament ridicat al motorului, emisii sc ăzute de NO x, este necesar ca durata procesului de
ardere s ă fie cât mai mic.
Sistemul de injec ție direct ă asistat ă pneumatic de joas ă presiune pentru motoarele în doi
timpi și sistemul de injec ție direct ă asistat ă pneumatic de înalt ă presiune pentru motoarele în
patru timpi, în compara ție cu sistemul de formare a amestecului aer-combust ibil tip carburator,
prezint ă urm ătoarele avantaje:
– o mai bun ă stabilitate a procesului de ardere;
– pornire la rece rapid ă și fiabil ă; ambele sisteme fiind capabile s ă porneasc ă într-un interval de
temperatur ă cuprins între -10…40 [oC];
– optimizarea automat ă a tuturor parametrilor odat ă cu înc ălzirea motorului;
În urma studierii literaturii de specialitate s-a c onstat c ă utilizarea sistemului de formare a
amestecului aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, de joas ă presiune, pentru un
motor în doi timpi cu aprindere prin scânteie, de c ilindree mic ă, folosind combustibili alternativi,
nu a fost cercetat ă. Cunoscând aspectul c ă în vederea asigur ării ungerii motorului, combustibilul
necesit ă a fi amestecat cu ulei de motor în doi timpi, ca p unct de referin ță , combustibilul benzin ă
a fost admis în camera de ardere a motorului în sta re pur ă, ungerea motorului fiind asigurat ă de
injectarea de ulei direct în cilindrul motorului cu ajutorul unei pompe pentru motoare în doi
timpi.

11 3. ECHIPAMENTELE FOLOSITE PENTRU CERCETAREA
PROCESULUI DE ARDERE LA MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN SCÂNTEIE ÎN DOI TIMPI
Cercet ările experimentale au ca obiectiv general efectuare a unor m ăsur ări, necesare pentru
stabilirea valorii sau intensit ății m ărimilor fizice caracteristice fenomenului sau siste mului
considerat. M ăsurarea este definit ă ca opera ția de determinare a raportului în care se afl ă
mărimea m ăsurat ă fa ță de o alt ă m ărime de aceea și natur ă, aleas ă ca unitate. Aceasta opera ție se
realizeaz ă cu aparate sau sisteme de m ăsurare, care transmit informa ția asupra m ărimii fizice
prin intermediul unui dispozitiv indicator sau înre gistrator.
3.1. Organizarea standului de încerc ări motoare și a camerei de control
Încercarea motoarelor cu ardere intern ă se realizeaz ă cu ajutorul unor standuri
specializate. Aceste standuri constituie instala ții complexe, care trebuie s ă asigure, în primul
rând, atât poziționarea și fixarea motorului pe o funda ție corespunz ătoare, cât si frânarea acestuia
în vederea determin ării momentului motor. Apoi, pe baza acestuia, se de termin ă parametrii
func ționali și economici. În al doilea rând trebuie s ă asigure alimentarea cu combustibil și cu aer,
măsurarea cantit ății de combustibil consumat și a debitului de aer aspirat, r ăcirea motorului,
evacuarea și uneori analiza gazelor arse, precum și comanda și înregistrarea tuturor parametrilor
func ționali.
În vederea asigur ării cerin țelor de func ționare a celulei de încercare urm ătoarele condi ții
sunt necesare:
– Instala ția de alimentare cu combustibil;
– Instala ția de aer condi ționat/ventila ție;
– Sursa de ap ă și canalizare;
– Instala ția de r ăcire a motorului;
– Instala ția de evacuare a gazelor arse și de direc ționare a acestora c ătre exterior;
– Un stand de montare a motorului și o frân ă electric ă;
– Izolarea fonic ă;
– Un sistem de indicare și de control;
– Sistemul de prevenire și stingere al incendiilor;

12 Camera de control prezentat ă în fig.3.1. permite, simultan, accesul a doi opera tori. Din câte
se poate observa în fig.3.1., aparatura de înregist rare a datelor este desf ăș urat ă de la stânga la
dreapta dup ă cum urmeaz ă:
– Înregistrarea datelor privind emisiile poluante;
– Aparatura de control asupra celulei de încercare;
– Înregistrarea datelor privind procesul de ardere;

3.2. Frâna, m ăsurarea momentului și a tura ției motorului
Frânele cu curen ți turbionari ofer ă avantajul unei precizii ridicate, al u șurin ței comenzii și
regl ării; fiind preferate în cazul automatiz ării încerc ărilor. Ele se utilizeaz ă pentru încercarea
motoarelor de puteri mici și medii cum sunt cele de automobile și tractoare. În schimb au
dezavantajul unui cost mai ridicat și func ționeaz ă la temperaturi mari (peste 250 [°C]), ceea ce
impune m ăsuri speciale pentru apa de r ăcire.
La încercarea motoarelor, m ăsurarea momentului motor se face în scopul determin ării
propriu-zise a acestui parametru de baz ă și ulterior, cu ajutorul acestuia, a puterii. Putere a
motorului, P e, se determin ă deci în mod indirect, prin m ăsurarea momentului motor, M e, și a
tura ției arborelui cotit, n, utilizând rela ția cunoscut ă:
nMconst Pe e ⋅⋅=. (3 .1.)
La frâna electric ă tip Schenck W40, folosit ă în cadrul acestei cercet ări experimentale,
măsurarea tura ției se efectueaz ă cu un tahometru de impulsuri, care este integrat î n aceasta.
Donatorul inductiv const ă dintr-un magnet permanent cu o bobin ă de lichidare. În cazul unei
rota ții a discului, fluxul magnetic este schimbat de c ătre din ții acesteia, iar o tensiune este indus ă
în bobinaj. Impulsurile tensiunii sunt num ărate într-un anumit interval de timp. Din timpul de
măsura și din impulsurile tensiunii este calculat ă tura ția. Atât tura ția cât și cuplul sunt integrate
în acela și bloc de control al frânei.

Fig. 3.1. Camera de control a standului de încerc ări motoare cu ardere intern ă

13 Așa cum s-a ar ătat, indiferent de tipul frânei, prin antrenarea ro torului, carcasa acesteia
tinde s ă fie rotit ă cu un moment egal cu momentul motorului încercat. Pentru a împiedica aceast ă
rotire, la nivelul carcasei, prin intermediul unui bra ț de lungime L se aplic ă o for ță F, a șa cum se
arat ă în figura 3.2.. Momentul motor va rezulta din ecua ția de echilibru, astfel încât:
FLrKMe ⋅=⋅= (3.2.)
For ța de frânare, F, se determin ă cu ajutorul unei balan țe pe care se sprijin ă bra țul frânei,
sau la instala țiile mai noi, printr-un traductor de for ță .

Puterea absorbit ă de frân ă se calculeaz ă cu rela ția:


⋅ ∏⋅ ⋅=⋅ ⋅=⋅=30 nrKrKKPe ω υ (3.3.)
În aceste rela ții, υ reprezint ă viteza periferic ă a rotorului, r este raza acestuia, iar n, tura ția
rotorului, egal ă cu tura ția motorului.
3.3. Traductoare folosite pentru m ăsurarea presiunilor
3.3.1. Principiul de func ționare al traductoarelor piezoelectrice
Principiul piezoelectric – polarizarea electric ă (generarea unei sarcini electrice) a unui
cristal sub ac țiunea unei for țe sau presiuni. Acest efect piezoelectric a fost de scoperit de c ătre
fra ții Curie, ace știa descoperind c ă suprafe țele unor cristale devin înc ărcate cu sarcini electrice în
momentul ac țion ării unei for țe mecanice asupra lor.
Aplicarea unei for țe mecanice asupra unui cristal conduce la deformare a re țelei cristaline
a acestuia. Cristalul producând efectul piezoelectr ic numai în cazul în care structura sa nu de ține
un centru de simetrie. Acest tip de sarcin ă electric ă este m ăsurat ă în pico-columbi (pC).

Fig.3.2. Schema de m ăsurare a for ței

14

Circuitul de m ăsur ă folosit în timpul cercet ării experimentale este compus din urm ătoarele
elemente:
– Traductorul de presiune cu element de cuar ț;
– Traductor de rota ție;
– Amplificator de semnal;
– Convertizor A/D;
– Unitatea de prelucrare a datelor ob ținute;
Indicarea presiunii din cilindru este m ăsur ătoarea presiunii din cilindru în dependen ță cu
unghiul arborelui cotit la toate condi țiile de func ționare ale motorului. Prin prelucrarea
termodinamic ă a datelor se ob țin informa țiile necesare pentru observarea proceselor din
motor.[34]
Urm ătoarele date pot fi afi șate și m ăsurate:
– Comportamentul arderii pentru evaluarea camerei de ardere;
– Evaluarea schimbului de amestec;
– Recunoa șterea arderilor incomplete;
– Cercetarea form ării amestecului;
– Cercetarea uniformit ății monocilindrilor.
3.3.2. Traductorul piezoelectric și efectul longitudinal
Sarcina se formeaz ă pe suprafe țele de contact astfel aceasta poate fi m ăsurat ă. În cazul
efectului piezoelectric longitudinal m ărimea sarcinii electrice Q depinde numai de for ța F x
aplicat ă, iar dimensiunile cristalului nu au importan ță . Singura modalitate de a m ări aceasta
sarcin ă este cea de a conecta mai multe discuri din punct de vedere mecanic în serie, iar din
punct de vedere electric în paralel.[42]
În acest caz, m ărimea sarcinii electrice va fi dat ă de rela ția:
nFdQx x ⋅⋅=11 (3.4.)

Fig.3.3. Circuit de m ăsur ă pentru indicarea presiunii

15 unde:
d11 – coeficientul piezoelectric (are o valoare de -2, 3 pC/N pentru cristalele din cuar ț);
Fx – for ța pe direc ția x;
n – num ărul de discuri de cristal.
3.3.3. Traductorul piezoelectric și efectul de forfecare
Similar efectului longitudinal, senzitivitatea piez oelectric ă ce apare în timpul unui efort
de forfecare este independent ă de m ărimea și forma elementului piezoelectric. Sarcina electric ă
apare de asemenea pe suprafe țele elementului piezoelectric, unde ac ționeaz ă for ța mecanic ă. În
cazul în care o for ță pe direc ția x este aplicat ă pe n elemente piezoelectrice conectate în serie di n
punct de vedere mecanic și în paralel din punct de vedere electric, sarcina este:
nFd Qx x ⋅⋅⋅−=11 2 (3.5.)
3.3.4. Traductorul piezoelectric și efectul transversal
În cazul efectului transversal, o for ță Fy, pe direc ția uneia din axele neutre y, produce o
sarcin ă pe suprafe țele corespunz ătoare axei x. Spre deosebire de efectul piezoelectr ic
longitudinal, m ărimea sarcinii apare pe suprafe țele neînc ărcate de for ța mecanic ă și este
dependent ă de dimensiunile geometrice ale elementului piezoel ectric. Presupunând c ă
dimensiunile elementului piezoelectric sunt a și b, sarcina este:
abFdQy x ⋅⋅−=11 (3.6.)
unde a și b sunt dimensiunile elementului piezoelectric.
3.3.5. Materiale utilizate pentru construc ția traductoarelor
Din punct de vedere electric, efectul piezoelectric poate avea loc numai în materialele
izolatoare. Materialele din care sunt confec ționa ți traductorii piezoelectrici trebuie s ă prezinte o
rezisten ță mecanic ă și o rigiditate foarte înalt ă. Alte cerin țe importante sunt stabilitatea mecanic ă
și electric ă pentru o gam ă larg ă de temperaturi și o perioad ă de func ționare cât mai lung ă.
Sensibilitatea înalt ă, histerezisul neglijabil (curbe de calibrare ident ice atât pentru cre ștere cât și
pentru descre ștere) și o conductibilitate electric ă cât mai mic ă sunt alte avantaje care le prezint ă
aceste materiale. Cele mai importante materiale pie zoelectrice folosite pentru traductorii
piezoelectrici sunt cuar țul, cristalele gen cuar ț PiezoStar și piezoceramica.[29]
3.3.6. Traductorul folosit pentru m ăsurarea presiunii
Pentru indicarea presiunii din camera de ardere au fost folosi ți traductoare de presiune
piezo-electrici cu cuar ț. Acestea sunt compuse din dioxid de siliciu (SiO 2) fiind produse sintetic
sub ac țiunea presiunii și a temperaturii ridicate.

16 Traductorul de presiune folosit în cadrul cercet ări experimentale este prezentat în figura 3.4.

3.4. Traductoarele folosite la determinarea pozi ției arborelui cotit
3.4.1. Principiul de func ționare
Traductorii de pozi ție pentru arbori coti ți folosesc pentru m ăsurare structuri periodice,
numite grada ții. Aceste grada ții sunt aplicate pe un substrat de sticl ă sau o țel. Cadranele din
sticl ă se folosesc la traductoarele cu o tura ție maxim ă de 10.000 [rot/min]. Pentru tura ții mai
mari (pân ă la 20.000 [rot/min]) se folosesc rotoare din o țel.[16]

3.4.2. Principiul m ăsur ătorii absolute
Traductorii de pozi ție ce folosesc principiul m ăsur ării absolute folosesc discuri cu mai
multe benzi gradate. Aranjamentul furnizeaz ă informa ții asupra pozi ției absolute, care este
disponibil ă imediat dup ă punerea în func țiune. Structura cu grada țiile cele mai fine este
interpolat ă pentru ob ținerea pozi ției și pentru a genera un semnal incremental.
3.4.3. Principiul m ăsur ătorii incrementale
Folosind metoda incremental ă de m ăsurare, grada țiile sunt reprezentate de o structur ă
periodic ă. Informa țiile asupra pozi ției sunt ob ținute num ărând incrementale individuale (pa șii de
măsurare) de la un punct de origine. Deoarece o refer in ță absolut ă este necesar ă, cadranele
gradate sunt înzestrate cu o band ă adi țional ă ce are un marcaj de referin ță . Pozi ția absolut ă de pe
scal ă, determinat ă de marcajul de referin ță , corespunde pozi ției unui pas de m ăsurare.

Fig.3.4. Traductor de presiune AVL GM12D

17 3.4.4. Metode de scanare
a.) Scanarea fotoelectric ă – Majoritatea traductorilor de pozi ție func ționeaz ă folosind metoda
scan ării fotoelectrice. Scanarea fotoelectric ă nu presupune un contact între componentele folosit e
la m ăsurare, deci nu exist ă uzur ă. Aceasta metod ă detecteaz ă pân ă și cele mai fine grada ții, chiar
dac ă acestea au numai câ țiva microni și genereaz ă semnale de ie șire cu o perioad ă foarte mic ă
între ele.
b.) Metoda scan ării interferen țiale – metoda scan ării interferen țiale folose ște principiul difrac ției
și a interferen ței luminii pe un cadran cu grada ții fine pentru a produce semnale folosite la
măsurarea deplas ării. Traductorii ce folosesc aceast ă metod ă a scan ării interferen țiale
func ționeaz ă folosind grada ții cu o perioad ă medie de 4 µm sau chiar mai fin ă.
c.) Scanarea imaginii – Metoda scan ării imaginii func ționeaz ă în felul urm ător: dou ă grada ții
având aceea și perioad ă (cadranul gradat și reticulul de scanare) sunt mi șcate relativ unul fa ță de
cel ălalt. Materialul din care este f ăcut reticulul de scanare este transparent, iar grad a țiile de pe
cadran sunt aplicate pe o suprafa ță transparent ă sau reflectiv ă. Când razele paralele de lumin ă
trec peste cadranul gradat, lumina și umbra sunt proiectate la o anumit ă distan ță , unde este
amplasat un index gradat având aceea și perioad ă între grada ții. Când cele dou ă grada ții se mi șcă
relativ una fa ță de cealalt ă, lumina este modulat ă. Dac ă spa țiile dintre grada țiile cadranului sunt
aliniate cu spa țiile dintre grada țiile reticulului de scanare lumina nu trece.
3.4.5. Traductorul de pozi ție folosit în cadrul cercet ării experimentale
Metoda scan ării imaginii este utilizat ă de c ătre traductorul de pozi ție al arborelui cotit
produs de c ătre firma Heidenhain, tip ROD 426A. Acest tip de tr aductor a fost folosit în cadrul
acestei cercet ări experimentale la motorul în doi timpi cu aprinde re prin scânteie.
Montarea traductorului de pozi ție al arborelui cotit – transmi ță toarele rotative au integrate
un rulment și un arbore solid. Prin intermediul unui cuplaj rot ativ separat arborele traductorului
de pozi ție este conectat cu arborele de m ăsurat. Acest cuplaj amelioreaz ă ac țiunea suplimentar ă a
sarcinilor externe astfel se prelunge ște durata sa de via ță .
3.5. Echipamente folosite la m ăsurarea consumului de combustibil
Pentru m ăsurarea consumului de combustibil cu precizia neces ar ă, în practica încerc ării
motoarelor se utilizeaz ă, în mod obi șnuit, metoda volumetric ă sau metoda gravimetric ă. Ambele
metode constau în m ăsurarea timpului ( t) în care se consum ă o anumit ă cantitate de combustibil
(mcomb ). În unele cazuri se înregistreaz ă și num ărul de rota ții ale motorului necesar consum ării
acestei cantit ăți de combustibil (B):
tmBcomb .= (3.9.)

18 Măsurarea prin metoda gravimetric ă are la baz ă înregistrarea timpului în care motorul
consum ă o cantitate de combustibil cânt ărit ă. Metoda prezint ă avantajul c ă indic ă direct masa
combustibilului consumat, indiferent de densitatea acestuia.
În cadrul cercet ărilor experimentale a fost utilizat ă metoda m ăsur ării gravimetrice a
consumului de combustibil.
3.6. Echipamente folosite la m ăsurarea emisiilor poluante
Domeniul de m ăsur ă al echipamentelor folosite la m ăsurarea emisiilor poluante sunt
prezentate în urm ătorul tabel:
Tabel 3.1. Descrierea domeniilor de m ăsur ă ale aparatelor folosite în cadrul cercet ării
experimentale
Tipul aparatului Emisiile
măsurate U.M. Domeniul de
măsur ă Abatere
standard
Hartmann & Braun Magnos
16 O2/N 2 Vol % 0 – 25 +/-1%
Hartmann & Braun Uras 14 CO 2 Vol % 0 – 20 –
Hartmann & Braun Uras 14 CO Vol % 0 – 10 –
ECOPhysics CLD 700 EL NO/NO x ppm 0 – 1000 –
Testa FID HC HC ppm 0 – 30000 –
Dup ă punerea în func țiune a acestor aparate de m ăsur ă, calibrarea lor este necesar ă zilnic.

3.6.1. Detectorul de ionizare a fl ăcării (FID)
Pentru m ăsurarea concentra ției de hidrocarburi (THC) din emisiile poluante s-a utilizat
analizorul ce detecteaz ă ionizarea fl ăcării. Analizorul folosit fiind modelul TESTA-FID 200 0 S,
care funcționeaz ă dup ă principiul ioniz ării atomilor organici de carbon într-o flac ără de hidrogen,
ce arde într-un câmp electric. În camera de ardere a analizorului flac ăra se cracheaz ă ionizând
hidrocarburile din gazul analizat. Curentul electri c creat de ioni în câmpul electric este direct
propor țional cu num ărul atomilor de carbon. Tensiunea acestui curent el ectric fiind apoi
măsurat ă.
3.6.2. Detectorul cu infraro șu (IRD)
Acest tip de detector este folosit la m ăsurarea concentra ției diferi ților compu și chimici,
activi la lumina infraro șie, precum dioxidul de carbon (CO 2) și monoxidul de carbon (CO) din
gazele arse. Detectorul cu infraro șu m ăsoar ă concentra ția compu șilor chimici dup ă principiul
absorb ției f ără dispersie a luminii infraro șii. Fiecare gaz, cu excep ția gazelor pre țioase N 2, H 2, O 2
ș.a., posed ă un spectru de absorb ție compus din mai multe benzi (conducte) de absorb ție.

19 3.6.3. Detectoarele paramagnetice (PMD)
Acest tip de analizor m ăsoar ă concentra ția de oxigen din emisiile poluante datorit ă
propriet ăților paramagnetice ale moleculelor de oxigen dintr- un câmp magnetic. Mostra de gaz
ce este analizat ă este introdus ă într-o camera în form ă de clepsidr ă, pere ții acesteia fiind din
sticl ă de cuar ț. Aceast ă camer ă este suspendat ă pe ni ște benzi ce se pot roti. În cele dou ă p ărți ale
camerei sub form ă de clepsidr ă se induce un câmp magnetic neomogen; apari ția acestui câmp
magnetic atrage moleculele de oxigen. Astfel presiu nea par țial ă produs ă pune în mi șcare camera
în form ă de clepsidr ă fa ță de pozi ția ei ini țial ă. Magnitudinea acestei deplas ări este propor țional ă
cu cantitatea de oxigen din emisiile poluante, acea sta fiind transformat ă într-un semnal electric.
Aceasta camera de m ăsur ă este amplasat ă într-un loc stabil termic, ca valorile m ăsurate s ă nu fie
influen țate de varia țiile externe de temperatur ă.
3.6.4. Detectorul de chemiluminiscen ță
Detectoarele de chemiluminiscen ță sunt proiectate s ă m ăsoare concentra ția oxizilor de
azot din emisiile poluante. Emisiile de oxizi de az ot sunt definite ca suma emisiilor de monoxid
de azot (NO) și bioxid de azot (NO 2). Principiul de m ăsurare folosit de detectoarele de
chemiluminiscen ță este emisia de lumin ă a moleculelor de monoxid de azot întoarse la un ni vel
sc ăzut de energie. O diod ă foto și echipamentele electronice auxiliare num ără fotonii, care sunt
propor ționali cu cantitatea de monoxid de azot din gazul m ăsurat. Pentru a m ăsura cantitatea de
oxizi de azot din gaze, bioxidul de azot trebuie tr ansformat în monoxid de azot. Acest proces este
realizat de c ătre un convertor catalitic aflat în interiorul anal izorului.
Analizoarele cu un singur canal m ăsoar ă numai concentra ția de monoxid de azot sau
numai oxizi de azot, folosind un sistem de bypass, respectiv direct convertorul catalitic pentru
transformarea bioxidului de azot în monoxid de azot . Se pot m ăsura simultan emisiile de oxizi de
azot și monoxid de azot încorporând înc ă un canal în analizor.
Bioxidul de azot ce iese din analizor rezult ă din combinarea monoxidului de azot cu
ozonul ce este produs în interiorul analizorului pr intr-o desc ărcare electric ă în oxigen pur.
3.6.5. Achizi ția datelor
Înregistrarea datelor m ăsurate se efectueaz ă cu ajutorul calculatoarelor și a programelor
“Morphee” și “Combi – SmeTec”.
Programul “Morphee” este dedicat pentru m ăsurarea urm ătorilor parametrii:
– Puterea motorului;
– Cuplul motorului;
– Temperaturile (ambientale, bujiei, cilindrului);
– Emisiile poluante;

20 – Coeficientul amestecului aer-combustibil – lambda;
Durata unui ciclu de m ăsurare la programul “Morphee” este de 30 de secunde .
Programul “Combi – SmeTec” este dedicat pentru m ăsurarea urm ătorilor parametrii:
– Procesul arderii – curba presiunii;
– Semnalele electrice primite de la sistemul de alime ntare cu combustibil;
– Semnalele electrice ale punctului de aprindere;
– Semnalele electrice ale pompei de ulei;
Durata unui ciclu de m ăsurare la programul “Combi – SmeTec” este de 15 sec unde.
3.6.6. Tipuri de combustibili folosi ți în cercetarea experimental ă
Combustibilii utiliza ți în testele efectuate sunt urm ătorii: super benzin ă, amestec etanol –
benzin ă E85 (15 p ărți volum super benzin ă – 85 p ărți etanol), etanol pur E100.
Bioetanolul fiind un produs energetic regenerabil a re parte de beneficii multiple din
partea statelor puternic industrializate (S.U.A., U .E. cât și state precum Brazilia și China),
acestea aplicând o impozitare redus ă pentru producerea acestuia. O a doua genera ție de
Bioetanol, care nu ar afecta produc ția agricol ă, este numit Bioetanol sintetic ob ținut din etilena
sau c ărbune.
Etanolul utilizaat în cadrul cercet ării experimentale a fost denaturat cu toluen în pro por ție
de 2% pentru a nu fi impozitat ca tip de alcool fol osit pentru producerea de b ăuturi alcoolice.
În tabelul urm ător sunt prezentate propriet ățile etanolului folosit în amestec cu benzina,
cât și în stare pur ă, în cadrul cercet ării experimentale:
Tabel 3.2. Propriet ăți Bioetanol
Compu și Unitate de
măsur ă Valoare Limita
inferioar ă Limita
superioar ă
Con ținut de Etanol înaintea
denatur ării
V – %
100,0
99,8
100 , 0

Metanol
mg/100 ml
< 1,0
–
50 , 0

1 – Propanol
mg/100 ml
< 0,1
–
10 , 0
Uleiuri de fuzel mg/100 ml < 0,1 – 12 , 0
Densitate / 20 oC g/ml 0,789 0,789 0,790
Puritate – Decolorare –
Permanganat min 8 8 –
Acid total ca acetat mg/100 ml
0,2 – 1,0
Indice de refrac ție – 1,363 1,361 1,363
Con ținut de ap ă M – % 0,03 – 0,34
(*conform fi șei de compozi ție primit ă de la firma „Nedalco Alcohol”)

21 4. MODELAREA, SIMULAREA ȘI CORELAREA
REZULTATELOR OB ȚINUTE ÎN URMA SIMUL ĂRILOR CU
CELE OB ȚINUTE ÎN URMA CERCET ĂRILOR
EXPERIMENTALE
4.1. Modelarea amestecului aer-combustibil
Eficien ța volumetric ă descrie procesul schimb ării de gaze cât și procentajul umplerii
capacit ății cilindrice cu amestec proasp ăt. O eficien ță volumetric ă ridicat ă însemnând un
randament ridicat al motorului. [12, 21]

(4.1.)
– mLZ = Cantitatea de amestec proasp ăt admis ă în cilindru dup ă efectuarea procesului
schimb ării de gaze;
– mLZteor. = Cantitatea teoretic ă de amestec proasp ăt din cilindru [17, 97]
Coeficientul de aer reprezint ă raportul dintre întreaga masa de aer admis ă raportat ă la
întreaga masa de aer admis ă din punct de vedere teoretic.[40]

(4.2.)

Randamentul sp ălării este un coeficient important în vederea evalu ării motoarelor în doi
timpi fiind dat de raportul dintre cantitatea de ga ze proaspete re ținute în cilindru la începutul
compresiei, pe întreaga cantitate de gaze aflate în cilindru în acela și moment, adic ă:
.teor LZ LZ
lmm=λ
(4.3.)
– mLZ = Cantitatea de amestec proasp ăt admis ă în cilindru dup ă efectuarea procesului
schimb ării de gaze;
– mR = Gaze arse;[30, 31]
Un randament ridicat al sp ălării este foarte important pentru un motor cu emisii reduse. [13] .teor LZ LZ
lmm=λ

.teor LZ L
mm=αλ

22 4.2. Transferul de c ăldur ă din cilindru
Calculul energiei transmise prin pere ți, ținând seama de temperatura lichidului de r ăcire.
Pentru varianta 1, ecua ția transferului de energie este:
T) -T(A=
dt dQ
pp⋅⋅α (4.4.)
unde: α – coeficientul de convec ție al gazului în [W/m ⋅K]. Valoarea sa depinde de presiunea,
temperatura și starea de mi șcare a gazului, conform rela ției:
α=1166 T p(1+1.24 v)3
m ,⋅⋅⋅ ⋅2 (4.5.)
p – presiunea gazului din cilindru în [bar];
T – temperatura gazului din cilindru în [K].
Ecua ția coeficientului de convec ție este determinat ă semiempiric și constituie un compromis
între exactitate și complexitate. În literatura de specialitate exist ă numeroase rela ții care
modeleaz ă acest coeficient.
De mi șcarea gazului se ține seama prin viteza medie a pistonului:
mv=S n
30 ⋅ (4.6.)
unde cu S s-a notat cursa și cu n tura ția motorului.
A – aria suprafe ței prin care are loc transferul de energie. La moto r se disting trei categorii
de suprafe țe:
A1-aria chiulasei care se adopt ă constructiv (vezi "stabilirea datelor ini țiale");
A2-aria expus ă de partea cilindrului;
A = D x2π⋅⋅ (4.7.)
A2 depinde de pozi ția momentan ă a pistonului
A3-aria pistonului:
A =D
42
3π⋅ (4.8.)
T – temperatura momentan ă a gazului;
Tp – temperatura momentan ă a peretelui.
Valoarea sa este considerat ă constant ă în regim stabilizat datorit ă iner ției termice a materialului
pere ților, dar difer ă între piesele motorului.

Pentru calcule simplificate se poate utiliza, ecua ția:
p0 4T=360+9 n D ⋅ ⋅ ⋅,η (4.9.)
unde η – coeficientul de umplere (vezi "stabilirea dimens iunilor principale");
n – tura ția momentan ă a motorului;
D – alezajul cilindrului.

23 Cu considera țiile de mai sus ecua ția fluxului de energie termic ă prin pere ți este dat ă de expresia:
p
pdQ
dt = (A + A + A ) (T -T )α⋅ ⋅1 2 3 (4.10.)
sau când se iau în considerare temperaturi diferite pentru chiulasa ( T1), cilindru ( T2) și piston
(T3):
pdQ
dt = [A (T -T )+ A (T -T )+ A(T -T )] α⋅ ⋅ ⋅1 1 2 2 3 3 (4.11.)
4.3. Func ția Vibe – calculul procesului de ardere
Prin arderea unei cantit ăți C [kg] de combustibil care are puterea caloric ă inferioar ă Hi1
[J/kg] rezult ă cantitatea de energie termic ă Qc2 [J], cu rela ția:
CH =Q itac ⋅⋅⋅ηη (4.12.)
care ține seama c ă transformarea reactan ților în produ și de reac ție are loc cu un anumit
randament, randamentul transform ării ηt, și transformarea energiei chimice în energie termic ă se
face cu randamentul arderii ηa.
Prin derivare,varia ția în timp a energiei termice rezult ă:
dt dC H =dt dQ
itac⋅⋅⋅ηη ( 4.13.)
în care dC/dt are semnifica ția cantit ății de combustibil arse ( și nu injectate) în unitatea de timp.
Așadar pentru modelarea desf ăș ur ării arderii la m.a.c., nu se poate utiliza legea de injec ție,
datorit ă întârzierii la autoaprindere.
Vibe a propus o lege matematic ă pe baza analizei termodinamice a proceselor din mo tor,
pentru modelarea desf ăș ur ării arderii:
)ya(- y1) +(m a=dy dx n m⋅⋅⋅⋅ exp
(4.14. )
unde:
1 +m= n ;
tt= y ;
CC= x
0 0 (4.15.)
Cu nota țiile (4.15.), rezult ă expresia:
dy dx HtC=dt dQ
i
00
ac⋅⋅⋅η (4.16.)
Semnifica ția termenilor:
C – cantitatea de combustibil ars ă din momentul începerii arderii, pân ă în momentul
curent de calcul t;
C 0 – cantitatea de combustibil ars ă pe ciclu:
incP=C
pef 0⋅⋅ (4.17.)

24 unde: P ef – puterea efectiv ă;
c – consumul specific;
n p – tura ția pompei de injec ție la m.a.c.. La m.a.s. este tura ția motorului pentru 2
timpi sau jum ătatea sa la 4 timpi;

i – num ărul de cilindri;
t – timpul scurs de la începutul arderii;
t0 – durata arderii
a – factor ce ține seama de randamentul transform ării:
a 5 6,9 10
ηt [%] 99 99,9 100

Valoarea de 6,9 este folosit ă în marea majoritate a cazurilor.
m – factorul de form ă al func ției Vibe. Acesta provoac ă formele de func ții reprezentate în
figura 4.1.. În concluzie se pot modela diferite ti puri de arderi, modificând parametrul m.
H i – puterea caloric ă inferioar ă a combustibilului. Valori pentru combustibilii obi șnui ți
sunt reda ți în anexa 3. În acela și tabel sunt trecute și valorile cantit ății minime de aer necesar ă
arderii (L min ).
ηa – randamentul arderii depinde de condi țiile de func ționare și variaz ă în domeniul
0,85…0,99. Pentru regim sta ționar se adopt ă de obicei valoarea maxim ă.[11, 18]
Modul obi șnuit de analiz ă a proceselor din motor se face folosind ca baz ă de timp pozi ția
unghiular ă a arborelui motor. Pentru a putea folosi mai u șor rela ția (4.16.), din acest punct de
vedere, se fac urm ătoarele transform ări:
– se amplific ă y cu viteza unghiular ă care face leg ătura între parametrul timp și parametrul
pozi ție unghiular ă:

Fig.4.1. Legea de ardere Vibe

25 ()
DA IA
tt
tty−=
⋅⋅==α
ωω
0 0 (4.18.)
Num ărătorul este durata în grade de rota ție arbore motor scurs ă de la începutul arderii
pân ă în momentul curent și este diferen ța între pozi ția momentan ă a arborelui și unghiul care
marcheaz ă începutul arderii (IA) (! Nu începutul injec ției).
Numitorul reprezint ă durata total ă a arderii în grade rota ție arbore motor (DA).
În expresia (4.16) se înlocuie ște t 0 func ție de pozi ția unghiular ă, prin aceea și vitez ă unghiular ă,
ceea ce duce la expresia:

dy dx H
dt dQ
i ac⋅⋅⋅⋅=
πωη180 (4.19.)
Raportul 180/ π transform ă durata arderii DA exprimat ă în grade RAC în radiani.
Observa ție:
Procesul arderii se modeleaz ă prin func ția Vibe cunoscând trei m ărimi caracteristice:
– unghiul de început al arderii (IA)
– durata arderii în grade RAC (DA)
– valoarea factorului de forma Vibe (m)[9]
4.4. Simularea virtual ă și corelarea rezultatelor ob ținute cu cele ob ținute în
urma cercet ărilor experimentale
În vederea valid ării rezultatelor ob ținute în urma cercet ării experimentale acestea necesit ă a
fi comparate cu rezultatele ob ținute în urma simul ării virtuale.
În figura 4.2. este prezentat modelul creat în prog ramul de simulare virtual ă AVL Boost în
vederea efectu ării simul ării proceselor din motoarele cu aprindere prin scân teie.

Modelul prezentat este format dintr-un cilindru, o galerie de admisie variabil ă, o conducta
de admisie și una de evacuare, pe acestea fiind amplasate mai m ulte puncte de m ăsurare.
În tabelul 4.1. sunt prezentate caracteristicile p rincipale ale modelului creat.

Fig.4.2.

26 Tabel 4.1. Caracteristicile modelului virtual de si mulare
Motor M.A.S.
Combustibil E 0; E 85; E 100;
Raport de comprimare 8:1; 9:1;
Cilindree 70,7 cm 3;
Alezaj 50 mm;
Curs ă 36 mm;
Lungimea bielei 75 mm;
4.4.1. Simularea influen ței raportului de comprimare asupra procesului de
ardere
Folosind modelul procesului de ardere Vibe simulare a virtual ă se efectueaz ă pentru a
prognoza influen ța diferi ților factori asupra procesului de ardere, în acest caz fiind vorba despre
raportul de comprimare. Simularea a fost efectuat ă asupra presiunii rezultante în urma procesului
de ardere din cilindrul motorului în doi timpi cu a prindere prin scânteie.
În figura 4.3. sunt prezentate și comparate rezultatele ob ținute în urma simul ărilor
virtuale cu cele ob ținute în urma cercet ărilor experimentale.

ε = 8
00,5 11,5 22,5 33,5
0 45 90 135 180 225 270 315 360
α [°RAC] P [MPa] Teste
Boost ε = 9
00,5 11,5 22,5 33,5 4
0 45 90 135 180 225 270 315 360
α [°RAC] P [MPa] Teste
Boost
a.) b.)
Fig.4.3. Cronomanograma motorului în doi timpi cu a prindere prin scânteie

27 4.4.2. Simularea influen ței procedeului de alimentare asupra performan țelor
motorului

În figura 4.4. a.) se poate observa evolu ția presiunii din motorul cu aprindere prin
scânteie la ε = 8 echipat cu sistemul de formare al amestecului aer-combustibil tip injec ție direct ă
asistat ă pneumatic și alimentat cu benzin ă de calitate superioar ă (CO 98). Se poate constata c ă
evolu ția presiunii din motorul cercetat experimental este similar ă cu cea ob ținut ă cu ajutorul
modelului creat în mediul virtual.
În figura 4.4. b.) se constat ă c ă evolu ția presiunii, din motorul cu aprindere prin scântei e
la ε = 9 echipat cu injec ția direct ă asistat ă pneumatic și alimentat cu benzin ă de calitate
superioar ă (CO 98), ob ținut ă pe calea cercet ării experimentale este similar ă cu cea ob ținut ă pe
calea simul ării virtuale.
4.4.3. Simularea influen ței naturii combustibilului asupra performan țelor
motorului în cazul injec ției directe de combustibil asistat ă pneumatic
Simul ările efectuate cu programul AVL Boost au urm ărit influen ța amestecului de
combustibili benzin ă 15% (CO 98) și alcool etilic 85% (puritate 99%), E85. Probele au fost
făcute pentru rapoartele de comprimare ε = 8 și ε = 9.
În figura 4.5. sunt prezentate și comparate rezultatele ob ținute în urma simul ărilor
virtuale cu cele ob ținute în urma cercet ărilor experimentale.

ε = 8
00,5 11,5 22,5 33,5
0 60 120 180 240 300 360
α [oRAC] P [M Pa] Teste
Boost ε = 9
00,5 11,5 22,5 33,5 4
0 45 90 135 180 225 270 315 360
α [oRAC] P [M Pa] Teste
Boost

a.) b.)
Fig.4.4. Cronomanograma motorului echipat cu in jec ție direct ă asistat ă pneumatic

28

În cadrul simul ărilor efectuate în programul AVL Boost s-au mai efe ctuat simul ări pe
modelul creat virtual cu alcool etilic pur, E100. P robele au fost f ăcute pentru rapoartele de
comprimare ε=8 și ε=9.
În figura 4.6. sunt prezentate și comparate rezultatele ob ținute în urma simul ărilor virtuale cu
cele ob ținute în urma cercet ărilor experimentale.

ε = 8
00,5 11,5 22,5 33,5
0 60 120 180 240 300 360
α [oRAC] P [MPa] Teste
Boost ε = 9
00,5 11,5 22,5 33,5 44,5
0 45 90 135 180 225 270 315 360
α [oRAC] P [MPa] Teste
Boost

a.) b.)
Fig.4.5. Cronomanograma motorului echipat cu injec ție direct ă și alimentat cu E 85
ε = 8
00,5 11,5 22,5 33,5 4
0 45 90 135 180 225 270 315 360
α [ oRAC] P [M Pa] Teste
Boost ε = 9
00,5 11,5 22,5 33,5 4
0 45 90 135 180 225 270 315 360
α [ oRAC] P [M Pa] Teste
Boost
a.) b.)
Fig.4.6. Cronomanograma motorului echipat cu injec ție direct ă și alimentat cu E 100

29 5. REZULTATELE CERCET ĂRII
EXPERIMENTALE ȘI INTERPRETAREA LOR
5.1. Aspecte generale privind procesul de ardere la moto arele cu ardere
intern ă
Procesul de ardere din motorul în doi timpi se împa rte în câteva categorii, și anume:
– Propagarea laminar ă a fl ăcării;
– Propagarea turbulent ă a fl ăcării;
– Propagarea laminar ă a fl ăcării reprezint ă cea mai simpl ă form ă a procesului de ardere. [1, 2]
Propagarea turbulent ă a fl ăcării, în compara ție cu cea laminar ă, apare în anumite
circumstan țe și poate fi observat ă ca un set de multiple fl ăcări cu propagare laminar ă. Din
acestea rezult ă c ă descrierea propag ării laminare a fl ăcării reprezint ă un punct de o importan ță
deosebit ă. [22, 51]
5.2. Aspecte generale privind formarea emisiilor poluant e
În urma procesului de ardere la motoarele cu aprind ere prin scânteie apar emisiile de
hidrocarburi, numite și CxHy, acestea reac ționând la aprindere cu oxigenul O 2. Gazele de
evacuare rezultante sunt în cazul ideal CO 2 și ap ă (abur). Gazele inerte din aer, azotul N 2 și
argonul Ar, nu particip ă la procesul arderii. În realitate îns ă nu exist ă ardere complet ă. Gazele de
eșapament rezultante sunt dependente de cum ar fi: ti pul motorului, electronica motorului,
func ționarea acestuia ș.a.m.d.. Cele mai importante emisii poluante, care se formeaz ă la motorul
în doi timpi sunt: monoxidul de carbon (CO), hidroc arburi (HC), oxizi de azot (NO x) și dioxidul
de carbon (CO 2). [10, 20]
5.3. Mărimi și parametri determina ți
În cadrul cercet ărilor experimentale, pe baza gradului de echipare s -au determinat
urm ătoarele m ărimi:
• M – moment motor/cuplu motor [Nm];
• P – puterea motorului [kW];
• C – consumul orar de combustibil [kg/h];
• Tad. – temperatura de admisie a aerului [ oC];
• TA – temperatura ambiental ă [ oC];
• Tcil – temperatura cilindrului [ oC];
• Tbujie – temperatura bujiei [ oC];

30
Cercetarea a avut loc utilizând cilindrii diferi ți pentru raporturile de comprimare ( ε), ε = 8 și
ε = 9, dup ă urm ătoarea schem ă bloc:

Consumul specific de combustibil și debitul de combustibil/ciclu au fost determinate folosind
urm ătoarele rela ții matematice:
[ ]kWh gPCc / 1000 ⋅= (5.1.)
și
[ ]ciclu mm nPcciclu q /1000 60 /3
⋅⋅⋅⋅=ρ (5.2.)

În tabelul 5.1. sunt prezentate rezultatele ob ținute pentru sistemul de alimentare tip
carburator pentru un raport de comprimare ε = 8 folosind combustibilul benzin ă.
Tabelul 5.1. M ărimi m ăsurate
n P M C c* q/ciclu*
[rot/min] [kW] [Nm] [kg/h] [g/kWh] [mm 3/ciclu]
5500 2,45 4,255 1,399 571 5,73
6000 2,69 4,279 1,617 600 6,06
6500 2,87 4,216 1,719 599 5,96
7000 3,03 4,137 1,84 607 5,92
7500 3,16 4,028 1,912 605 5,74
* c – consumul specific de combustibil; q/ciclu – d ebitul de combustibil/ciclu;
Combustibil: benzin ă
Sistem de alimentare: carburator
Raport de comprimare( ε): 8 și 9 P, M, C;
HC, NO x, CO, CO 2, O 2;
Tad. , T A, T cil. , T bujie , λ.
Combustibil: benzin ă
Sistem de alimentare: aDI
Raport de comprimare( ε): 8 și 9
P, M, C;
HC, NO x, CO, CO 2, O 2;
Tad. , T A, T cil. , T bujie , λ.

Combustibil: E 85
Sistem de alimentare: aDI
Raport de comprimare( ε): 8 și 9
P, M, C;
HC, NO x, CO, CO 2, O 2;
Tad. , T A, T cil. , T bujie , λ.

Combustibil: E 100
Sistem de alimentare: aDI
Raport de comprimare( ε): 8 și 9
P, M, C;
HC, NO x, CO, CO 2, O 2;
Tad. , T A, T cil. , T bujie , λ.

31
În tabelul 5.2. sunt prezentate rezultatele ob ținute pentru sistemul de alimentare tip
carburator pentru un raport de comprimare ε = 9 folosind combustibilul benzin ă.
Tabelul 5.2. M ărimi m ăsurate
n P M C c q/ciclu
[rot/min] [kW] [Nm] [kg/h] [g/kWh] [mm 3/ciclu]
5500 2,36 4,093 1,257 533 5,15
6000 2,66 4,224 1,348 507 5,06
6500 2,88 4,23 1,454 505 5,04
7000 3,07 4,174 1,526 497 4,91
7500 3,27 4,158 1,587 485 4,76

5.3.1. Influen ța raportului de comprimare asupra performan țelor motorului
Încerc ările au fost efectuate pe o plaj ă de tura ții cuprins ă între: 5500 – 7500 [rot/min] din
dou ă motive:
a.) acestea sunt tura țiile uzuale ale motorului în sarcin ă;
b.) în acest interval de tura ții se g ăse ște momentul motor maxim.

În figura 5.1. se pot observa evolu țiile momentului motor (M), a puterii motorului (P), a
consumului orar de combustibil (C) și consumul specific de combustibil (c) pentru motor ul în
doi timpi cu aprindere prin scânteie și alimentare prin carburator, la un raport de compr imare ( ε)
egal cu 8:1.
Caracteristica de tura ție la sarcin ă total ă
M [Nm]
P [kW]
C [kg/h] c [g/kWh]
11,5 22,5 33,5 44,5
5500 6000 6500 7000 7500 n [rot/min] Cuplu (Nm); Putere (kW);
Consum orar (kg/h)
400 450 500 550 600 650
Consum specific [g/kWh] M [Nm]
P [kW]
C [kg/h]
c [g/kWh]

Fig.5.1.

32 În figura 5.2. se prezint ă caracteristica de tura ție la sarcin ă total ă pentru acela și motor cu
raportul de comprimare 9:1.

Considerând parametrii de baz ă pe cei ob ținu ți pentru motorul cu raport de comprimare ε = 8, în
tabelul 5.3. se prezint ă procentual evolu ția puterii, momentului motor, consumului orar și
consumului specific pentru raportul de comprimare ε=9.
Tabel 5.3.Evolu ția m ărimilor m ăsurate
n [rot/min] %P %M %C %c
5500 96 96 90 93
6000 99 99 83 85
6500 100 100 85 84
7000 101 101 83 82
7500 103 103 83 80

Din figura 5.2. și figura 5.3., pentru varianta de alimentare cu car burator, putem vedea c ă
puterea și momentul motor, la varianta de echipare cu raport de comprimare ε=9, acestea au
valoare mai mic ă decât varianta de echipare cu ε=8. La tura ția de 5500 [rot/min] pentru ε=9,
puterea și momentul reprezint ă 96%, pentru ambele cazuri, din valoarea pentru ε=8. La tura ția de
6500 [rot/min] acestea devin egale, pentru ca la tu ra ția de 7500 [rot/min] avem o cre ștere de 3%.
În cazul consumului orar de combustibil la tura ția de 5500 [rot/min] pentru ε=9 avem o
diminuare cu 10%, iar pentru consumul specific de 7 %. La 6500 [rot/min] avem o diminuare a
consumului orar și specific cu 15% respectiv 16%.
Caracteristica de tura ție la sarcin ă total ă
M [Nm]
P [kW]
C(e) [kg/h] c(e) [g/kWh]
11,5 22,5 33,5 44,5
5500 6000 6500 7000 7500 n [rot/min] Cuplu (Nm); Putere (kW); Consum
orar (kg/h)
400 450 500 550 600 650
Consum specific [g/kWh] M [Nm]
P [kW]
C(e) [kg/h]
c(e)

Fig.5.2.

33

Mărirea raportului de comprimare are un efect pozitiv asupra reducerii consumului
specific de combustibil, p ăstrând valoarea momentului motor maxim acesta scade . Implicit și
emisiile poluante sunt diminuate. (a se vedea capit olul 5.4.)
În cadrul acestei trat ări am considerat ca valori de referin ță pe cele ob ținute pentru
sistemul de formare al amestecului aer-combustibil tip carburator și ε=8.
Am considerat pentru ceea ce urmeaz ă a se discuta în cadrul solu ției de injec ție direct ă de
benzin ă, amestec, etanol, tratarea debitului/ciclu, exprim at în mm 3/ciclu, livrat de sistemul de
alimentare. Pentru aceasta în figura 5.4. prezent ăm varia ția momentului motor și a debitului de
combustibil pe ciclu în varianta de alimentare cu c arburator pentru ε = 8 și ε = 9.

Din fig.5.4. și din tabelul 5.4. se observ ă evolu ția debitului de combustibil/ciclu aplicând
aceea și metod ă, respectiv luând ca referin ță datele pentru ε=8. Pentru ε=9 la tura ția de 5500
[rot/min] avem valoarea debitului de combustibil/ci clu 90% din valoarea de referin ță , pentru ca
la 7500 [rot/min] valoarea acestuia s ă scad ă la 83%.

Evolu ția comparativ ă procentual ă a influen ței
raportului de comprimare
90 95 100 105 110
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] P, M [%]
75 80 85 90 95
C, c [%] %P
%M
%C
%c

Fig.5.3.

34

Tabel 5.4. Evolu ția momentului motor și a debitului de combustibil per ciclu motor
n
[rot/min] %M %q/ciclu
5500 96 90
6000 99 84
6500 100 85
7000 101 83
7500 103 83

5.3.2. Influen ța procedeului de alimentare asupra performan țelor motorului
Din analiza evolu ției procentuale reies urm ătoarele: pentru varianta de alimentare cu
injec ție direct ă asistat ă pneumatic, putem vedea c ă puterea și momentul motor, la varianta de
echipare cu raport de comprimare ε = 9, acestea au valoare mai mare decât varianta de echipare
cu ε = 8. La tura ția de 5500 [rot/min] pentru ε = 9, puterea și momentul reprezint ă 106%, pentru
ambele cazuri, din valoarea pentru ε = 8. La tura ția de 6500 [rot/min] acestea devin egale, pentru
ca la tura ția de 7500 [rot/min] avem o cre ștere de 2% respectiv de 3%. În cazul consumului ora r
de combustibil la tura ția de 5500 [rot/min] pentru ε = 9 avem o diminuare cu 2%, iar pentru
consumul specific de 5%. La 6500 [rot/min] avem o d iminuare a consumului orar și specific cu
2% respectiv 4%. Varia ția cuplului motor și a debitului de
combustibil/ciclu pentru carburator
33,5 44,5 55,5 66,5
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] Debit/ciclu [mm3/ciclu]
33,2 3,4 3,6 3,8 44,2 4,4 4,6 4,8 5
Moment motor [Nm] Cuplu – 8:1
q/ciclu – 8:1
q/ciclu – 9:1
Cuplu 9:1

Fig.5.4.

35 Mărirea raportului de comprimare are un efect pozitiv asupra reducerii consumului
specific de combustibil, valoarea momentului motor maxim cre ște, iar acesta scade. Implicit și
emisiile poluante sunt diminuate. (a se vedea capit olul 5.4.)
În cadrul acestei trat ări am considerat ca valori de referin ță pe cele ob ținute pentru
sistemul de formare al amestecului aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic și ε=8.
Evolu ția debitului de combustibil/ciclu aplicând aceea și metod ă, respectiv luând ca
referin ță datele pentru ε=8. Pentru ε=9 la tura ția de 5500 [rot/min] avem valoarea debitului de
combustibil/ciclu 101% din valoarea de referin ță , pentru ca la 7500 [rot/min] valoarea acestuia
să scad ă la 99%.
Evolu ția momentului motor aplicând aceea și metod ă, respectiv luând ca referin ță datele
pentru ε=8. Pentru ε=9 la tura ția de 5500 [rot/min] avem valoarea momentului motor 106% din
valoarea de referin ță , pentru ca la 7500 [rot/min] valoarea acestuia s ă scad ă la 103%.
5.3.3. Influen ța naturii combustibilului asupra performan țelor motorului în
cazul injec ției directe de combustibil asistat ă pneumatic
În cadrul probelor pe standul de încerc ări motoare s-au efectuat încerc ări cu amestec de
benzin ă 15% (CO 98) și alcool etilic 85% (puritate 99%), E85, densitatea fiind de ρ=781
[kg/m 3]. Probele au fost f ăcute pentru rapoartele de comprimare ε=8 și ε=9.
Pentru varianta de alimentare cu injec ție direct ă asistat ă pneumatic, putem vedea c ă
puterea și momentul motor, la varianta de echipare cu raport de comprimare ε=9, acestea au o
valoare mai mare decât la varianta de echipare cu ε=8. Valorile momentului motor și a puterii
raportate la ε=8 sunt egale pentru tura țiile date. La tura ția de 5500 [rot/min] pentru ε=9, puterea
și momentul reprezint ă 101%, pentru ambele cazuri, din valoarea pentru ε=8. La tura ția de 6500
[rot/min] acestea se men țin egale la valoarea de 103% cât și la tura ția de 7500 [rot/min] valoarea
acestora fiind de 102%. În cazul consumului orar de combustibil la tura ția de 5500 [rot/min]
pentru ε=9 avem o diminuare cu 9%, iar pentru consumul spec ific de 10%. La 6500 [rot/min]
avem o diminuare a consumului orar și specific cu 2% respectiv 5%. M ărirea concentra ției de
etanol din amestecul cu benzin ă are un efect pozitiv asupra reducerii consumului s pecific de
combustibil, valoarea momentului motor maxim cre ște, iar acesta scade. Implicit și emisiile
poluante sunt diminuate. (a se vedea capitolul 5.4. )
În cadrul acestei trat ări am considerat ca valori de referin ță pe cele ob ținute pentru sistemul
de formare al amestecului aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic și ε=8 folosind
E 85.
Din analiza evolu ției debitului de combustibil/ciclu, aplicând aceea și metod ă, respectiv
luând ca referin ță datele pentru ε = 8. Pentru ε = 9 la tura ția de 5500 [rot/min] avem valoarea
debitului de combustibil/ciclu 91% din valoarea de referin ță , pentru ca la 7500 [rot/min] valoarea
acestuia s ă creasc ă la 96%.

36 Din analiza evolu ției momentului motor aplicând aceea și metod ă, respectiv luând ca
referin ță datele pentru ε = 8. Pentru ε = 9 la tura ția de 5500 [rot/min] avem valoarea momentului
motor 101% din valoarea de referin ță , pentru ca la 7500 [rot/min] valoarea acestuia s ă creasc ă la
102%.
În cadrul probelor pe standul de încerc ări motoare s-au efectuat încerc ări cu alcool etilic pur,
E 100, densitatea fiind de ρ=789 [kg/m 3]. Probele au fost f ăcute pentru rapoartele de comprimare
ε = 8 și ε = 9.
Din analiza evolu ției valorilor, la tura ția de 5500 [rot/min] pentru ε = 9, puterea și
momentul reprezint ă 105%, pentru ambele cazuri, din valoarea pentru ε = 8. La tura ția de 6500
[rot/min] acestea se men țin egale la valoarea de 103% cât și la tura ția de 7500 [rot/min] valoarea
acestora fiind de 102%. În cazul consumului orar de combustibil la tura ția de 5500 [rot/min]
pentru ε = 9 avem o diminuare cu 3%, iar pentru consumul sp ecific de 8%.
Din analiza evolu ției debitului de combustibil/ciclu, aplicând aceea și metod ă, respectiv
luând ca referin ță datele pentru ε = 8. Pentru ε = 9 la tura ția de 5500 [rot/min] avem valoarea
debitului de combustibil/ciclu 97% din valoarea de referin ță , pentru ca la 7500 [rot/min] valoarea
acestuia s ă scad ă la 95%.
Evolu ția momentului motor aplicând aceea și metod ă, respectiv luând ca referin ță datele
pentru ε = 8. Pentru ε = 9 la tura ția de 5500 [rot/min] avem valoarea momentului motor 105%
din valoarea de referin ță , pentru ca la 7500 [rot/min] valoarea acestuia s ă scad ă la 102%.
Folosind etanol pur are un efect pozitiv asupra red ucerii consumului specific de
combustibil, valoarea momentului motor maxim cre ște, iar acesta scade. Implicit și emisiile
poluante sunt diminuate. (a se vedea capitolul 5.4. )
5.3.4. Aspecte energetice ale performan țelor motorului
În cadrul cercet ării motorului, pe baza soft-ului de achizi ție de date Combi – SmeTec, au fost
determinate cronomanogramele, legile de degajare a c ăldurii și vitezele de degajare ale c ăldurii
pentru fiecare punct de investiga ții. Datorit ă volumului mare de date vom analiza cu predilec ție
cronomanogramele și degaj ările de c ăldur ă la tura ția momentului motor maxim și la tura ția
puterii maxime. De asemenea se va prezenta pentru f iecare cronomanograma analizat ă și viteza
de cre ștere a presiunii în cilindru. Se va analiza de asem enea derivata de ordinul 3 a
cronomanogramei pentru a pune în eviden ță efectele aprinderii.
În figura 5.5. se prezint ă evolu ția presiunii din cilindru pentru echiparea cu carbu rator și
raportul de comprimare ε=8. Presiunea maxim ă de ardere este de 2,94 [MPa] la 367 [ oRAC].

37

Pentru calculul presiunii medii efective corespunz ător fiec ărui punct de încercare, având
în vedere faptul c ă motorul cercetat este în doi timpi, presiunea medi e efectiv ă s-a determinat
corespunz ător volumului de lucru al motorului respectiv cursa se ia f ără în ălțimea ferestrei de
evacuare. În cadrul diagramei de distribu ție, care în cazul nostru este simetric ă, unghiul de
deschidere al ferestrei de evacuare este de 70 [oRAC]. Pentru aceasta am determinat cursa util ă a
pistonului cu rela ția:
( ) ( )
−⋅−= αλα 2cos 14cos 1b
util rh (5.3.)
unde:
hutil – cursa util ă
r – raza manivelei; r = 18 [mm];
λb = r/l b;
lb – antraxul bielei;
α = 70 [ oRAC] – unghiul corespunz ător pozi ției ferestrei de evacuare;
Volumul de lucru considerat se determin ă cu rela ția:
util cil hxDV ⋅⋅⋅= )(42
απ (5.4.)
D = 50 [mm] – alezajul pistonului;
S = 2r = 36 [mm] – cursa pistonului;
hutil = 26,06 [mm];
Vcil = 0,051 [l];

Valoarea presiunii medii efective a fost calculat ă cu rela ția urm ătoare:
8 , 9225 36 , 1
⋅ ⋅ ⋅⋅⋅⋅=niVPpme
cil e υ (5.5.) Cronomanograma motorului echipat cu carburator –
ε = 8
00,5 11,5 22,5 33,5
180 225 270 315 360 405 450 495 540
α [°RAC] P [Mpa] ε = 8:1

Fig.5.5.

38 unde:
Pe – puterea motorului;
υ = 2 pentru motoare în doi timpi;
i – num ăr de cilindri;
n – tura ția motorului;[8]
Presiunea medie efectiv ă corespunz ătoare tura ției de cuplu maxim (6000 [rot/min]) și cea
de putere maxim ă (7500 [rot/min]) au valorile:
pme 6000 = 0,547 [MPa]
pme 7500 = 0,514 [MPa]
Datorit ă vibra țiilor (figura 5.6.) sistemului de achizi ție de date pe viteza de degajare a
căldurii, apar dup ă 375 [ oRAC] semnale ce conturb ă precizia estim ării încheierii procesului de
ardere. Legea de degajare a c ăldurii (linia verde) este ob ținut ă în soft ca integrare a vitezei de
degajare a c ăldurii în func ție de unghiul de rota ție al arborelui cotit. Din aceast ă cauz ă vom
aplica derivata a treia pentru viteza de degajare a c ăldurii (linia albastr ă), de unde va reie și clar
durata de ardere.
Din fig.5.7., pe baza derivatei de ordinul trei se poate constata c ă începutul procesului de
ardere are loc la 340 [oRAC], viteza maxim ă de degajare de c ăldur ă se înregistreaz ă la 359
[oRAC] având valoarea de 45,985 [kJ/m 3*oRAC]. Pân ă în acest punct pe legea de degajare a
căldurii avem cumulat ă valoarea de 288 [kJ/m 3*oRAC], ceea ce corespunde unei valori de
55,49% din cantitatea total ă livrat ă per ciclu. La 371 [oRAC] are loc încheierea procesului de
ardere, pe legea de degajare a c ăldurii înregistrându-se o valoare de 518 [kJ/m 3*oRAC].

Varia ția vitezei și a legii de degajare de
căldur ă/ciclu pentru carburator
ε = 8
-10 010 20 30 40 50
330 340 350 360 370 380 390 400 410 420 430 440 450
α [°RAC] dQ/d α [kJ/m 3 * °RAC]
-100 0100 200 300 400 500 600 700 800 900
Q [kJ/m 3 * °RAC]

Fig.5.6.

39

Pentru raportul de comprimare m ărit, analiza energetic ă a fost realizat ă în mod similar
analizei raportului de comprimare conven țional. Comparând cele dou ă rapoarte de comprimare
s-a ajuns la concluzia c ă presiunea din cilindrul motorului cu raport de com primare m ărit cre ște,
dar durata acesteia este mai scurt ă, acest aspect fiind eviden țiat de diagrama ratei de degajare a
căldurii.
5.3.5. Analiza comparativ ă a temperaturii din camera de ardere

Din figura 5.8. se poate observa o cre ștere a temperaturilor odat ă cu m ărirea raportului de
comprimare de la ε = 8 la ε = 9, folosind sistemul de formare a amestecului ae r-combustibil tip
carburator. Temperatura din cilindru cre ște pân ă la o valoare de 1943 [K] la 370 [ oRAC]. Varia ția vitezei și a legii de degajare de
căldur ă/ciclu pentru carburator ε = 8
-10 010 20 30 40 50
330 345 360 375 390 405 420 435 450
α [°RAC] dQ/d α [kJ/m 3 * °RAC]
-100 0100 200 300 400 500 600 700 800 900
Q [kJ/m 3 * °RAC]

Fig.5.7.
600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000
330 340 350 360 370 380 390 400 410 420 430 440 450
α [°RAC] Tc [K] ε = 8:1
ε = 9:1

Fig.5.8. Influen ța raportului de comprimare

40 Comparativ cu raportul de comprimare ε = 8, care înregistreaz ă o valoare de 1581 [K] la 376
[oRAC], cre șterea temperaturii din cilindru, în cazul raportulu i de comprimare m ărit, este de
19%. Acest aspect se datoreaz ă faptului c ă prin m ărirea raportului de comprimare, randamentul
motorului în doi timpi cre ște.

Din figura 5.9. se poate observa o cre ștere a temperaturilor odat ă cu folosirea sistemului
de formare a amestecului aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport
de comprimare, ε = 8, cu sistemul de formare a amestecului aer-comb ustibil tip carburator. Acest
aspect se datoreaz ă faptului c ă sistemul de injec ție direct ă asistat ă pneumatic lucreaz ă cu
amestecuri stratificate, ceea ce înseamn ă c ă în jurul bujiei avem un amestec aer-combustibil
bogat. Prin arderea acestuia temperatura din cilind ru cre ște pân ă la o valoare de 1869 [K] la 374
[oRAC]. Comparativ cu sistemul de alimentare tip carb urator, care înregistreaz ă o valoare de
1581 [K] la 376 [ oRAC], cre șterea temperaturii din cilindru, în cazul injec ției directe asistate
pneumatic, este de 16%. Datorit ă acestui fapt cre ște randamentul procesului de ardere din
motorul în doi timpi.

Din figura 5.10. se poate observa o diminuare a te mperaturilor odat ă cu m ărirea
concentra ției de etanol din benzin ă, folosind sistemul de formare a amestecului aer-co mbustibil
tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic. Temperatura din cilindru scade pân ă la o valoare de 1869
[K] la 374 [ oRAC] pentru E 100. Comparativ cu benzina, care înre gistreaz ă o valoare de 2478
[K] la 377 [ oRAC], sc ăderea temperaturii din cilindru, în cazul E 100, es te de 32%. Acest aspect
se datoreaz ă faptului c ă prin m ărirea concentra ției de etanol din benzin ă scade puterea caloric ă a
combustibilului injectat. 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000
330 340 350 360 370 380 390 400 410 420 430 440 450
α [°RAC] Tc [K] Carburator
ADI

Fig.5.9. Influen ța sistemului de alimentare

41

5.4. Analiza emisiilor poluante ale motorului
5.4.1. Analiza emisiilor poluante ale motorului în cazul e chip ării cu
carburator

În figura 5.11. se poate observa influen ța tura ției asupra concentra ției de HC nearse.
Pentru raportul de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/m in] avem o diminuare a concentra ției HC
nearse cu 8% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min], iar pentru raportul de comprimare 9:1
avem o diminuare cu 13% a concentra ției HC nearse. Acest aspect se datoreaz ă influen ței m ăririi 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600
330 340 350 360 370 380 390 400 410 420 430 440 450
α [°RAC] Tc [K] E 0
E 85
E 100

Fig.5.10. Influen ța naturii combusti bilului
15045
14106
13661 14664
14726
12537 12855 13348 13644 14264
12000 12500 13000 13500 14000 14500 15000 15500
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] HC (ppm) ε = 8:1
ε = 9:1

Fig.5.11. Evolu ția emisiilor de HC

42 raportului de comprimare, aceasta conducând la admi sia unei cantit ăți mai mici de amestec aer-
combustibil în camera de ardere a motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie.
În figura 5.12. se observ ă influen ța tura ției asupra emisiilor de CO con ținute în gazele de
evacuare. Se mai poate observa influen ța tura ției asupra concentra ției de CO. Pentru raportul de
comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] avem o cre ștere a concentra ției CO cu 31% fa ță de tura ția
de referin ță 5500 [rot/min], iar pentru raportul de comprimare 9:1 avem o diminuare cu 14% a
concentra ției CO. Acest aspect se datoreaz ă influen ței m ăririi raportului de comprimare, aceasta
conducând la admisia unei cantit ăți mai mici de amestec aer-combustibil în camera de ardere a
motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie.

Din figura 5.13. se mai poate observa influen ța tura ției asupra concentra ției de NO x.
Pentru raportul de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/m in] avem o diminuare a concentra ției de NO x
cu 29% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min], iar pentru raportul de comprimare 9:1 avem o
cre ștere cu 78% a concentra ției NO x. Acest aspect se datoreaz ă influen ței m ăririi raportului de
comprimare, aceasta conducând la admisia unei canti t ăți mai mici de amestec aer-combustibil în
camera de ardere a motorului în doi timpi cu aprind ere prin scânteie. 5,73 7,01 7,34 7,56 7,51
4,46
4,01 4,02 3,85 3,85
012345678
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] CO [%] ε = 8:1
ε = 9:1

Fig.5.12. Evolu ția emisiilor de CO

43

5.4.2. Analiza emisiilor poluante ale motorului în cazul e chip ării cu injec ție
direct ă asistat ă pneumatic (aDI)
În figura 5.14. sunt prezentate emisiile de HC near se ale motorului echipat cu injec ție
direct ă asistat ă pneumatic la rapoartele de comprimare ε = 8 și ε = 9.

În figura 5.14. se observ ă influen ța tura ției asupra emisiilor de HC nearse con ținute în
gazele de evacuare. Se mai poate observa influen ța tura ției asupra concentra ției de HC nearse.
Pentru raportul de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/m in] avem o diminuare a concentra ției HC 88 304
84 85 89 124 310
274
257
171
040 80 120 160 200 240 280 320
5500 6000 6500 7000 7500 n [rot/min] NOx (ppm) ε = 8:1
ε = 9:1

Fig.5.13.
3708 3643
3512 3797 3822
3352 3412 3542 3652
3284
2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] HC (ppm) ε = 8:1
ε = 9:1

Fig.5.14. Evolu ția emisiilor de HC

44 nearse cu 8% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min], iar pentru raportul de comprimare 9:1
avem o diminuare cu 10% a concentra ției HC nearse. Acest aspect se datoreaz ă influen ței m ăririi
raportului de comprimare, aceasta conducând la inje ctarea unei cantit ăți mai mici de amestec
aer-combustibil în camera de ardere a motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie.
În figura 5.15. sunt prezentate emisiile de CO ale motorului echipat cu injec ție direct ă
asistat ă pneumatic la rapoartele de comprimare ε = 8 și ε = 9.

În figura 5.16. sunt prezentate emisiile de NO x ale motorului echipat cu carburator la
rapoartele de comprimare ε = 8 și ε = 9.

2,37 3,78 5,38
4,29
2,56
2,1 2,17
1,41 7,07
5,07
012345678
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] CO [%] ε = 8:1
ε = 9:1

Fig.5.15. Evolu ția emisiilor de CO
847
282 358
226 440 690 930
501 586
166
095 190 285 380 475 570 665 760 855 950
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] NOx (ppm) ε = 8:1
ε = 9:1

Fig.5.16. Evolu ția emisiilor de NO x

45 În figura 5.16. se observ ă influen ța tura ției asupra emisiilor de NO x con ținute în gazele de
evacuare. Se mai poate observa influen ța tura ției asupra concentra ției de NO x. Pentru raportul de
comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] avem o cre ștere a concentra ției de NO x cu 275% fa ță de
tura ția de referin ță 5500 [rot/min], iar pentru raportul de comprimare 9:1 avem o diminuare cu
41% a concentra ției NO x. Acest aspect se datoreaz ă influen ței m ăririi raportului de comprimare,
aceasta conducând la injectarea unei cantit ăți mai mici de amestec aer-combustibil în camera de
ardere a motorului în doi timpi cu aprindere prin s cânteie.
5.4.3. Analiza comparativ ă a emisiilor poluante ale motorului
În figura 5.17. sunt prezentate emisiile de HC near se în cazul motorului echipat cu
carburator și în cazul motorului echipat cu injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de
comprimare ε = 8.[7]
Pentru acela și raport de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] ave m o diminuare a
concentra ției HC nearse cu 7% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul echip ării cu
sistemul de alimentare tip carburator, iar pentru i njec ția direct ă asistat ă pneumatic avem o
diminuare cu 8% a concentra ției HC nearse fa ță de valoarea punctului de referin ță ales. Aceast ă
diminuare se datoreaz ă creșterii tura ției motorului cât și formarea mai bun ă a amestecului aer-
combustibil de c ătre injec ția direct ă asistat ă pneumatic. Valoarea punctului de referin ță a fost
aleas ă la tura ția de 5500 [rot/min].

Din figura 5.17. se poate observa o diminuare a emi siilor de HC nearse cu 75% în cazul
sistemului de formare aer-combustibil tip injec ție direct ă comparativ cu sistemul de tip
carburator. 15045
14106 14726 14664
13661
3797 3822 3708 3643 3512
01500 3000 4500 6000 7500 9000 10500 12000 13500 15000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] HC (ppm) Carburator ε = 8
aDI ε = 8

Fig.5.17. Evolu ția emisiilor de HC

46 În figura 5.18. sunt prezentate emisiile de CO în c azul motorului echipat cu carburator și
în cazul motorului echipat cu injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 8.

În figura 5.18. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de CO con ținute în
gazele de evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] ave m o cre ștere
a concentra ției de CO cu 31% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul echip ării cu
sistemul de alimentare tip carburator, iar pentru i njec ția direct ă asistat ă pneumatic avem o
diminuare cu 14% a concentra ției de CO fa ță de valoarea punctului de referin ță ales. Aceast ă
diminuare se datoreaz ă cre șterii tura ției motorului cât și formarea mai bun ă a amestecului aer-
combustibil de c ătre injec ția direct ă asistat ă pneumatic.
În figura 5.19. sunt prezentate emisiile de NO x în cazul motorului echipat cu carburator și
în cazul motorului echipat cu injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 8.
În figura 5.19. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de NO x con ținute în
gazele de evacuare. Se mai poate observa influen ța tura ției asupra concentra ției de NO x. Pentru
raportul de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] ave m o diminuare a concentra ției de NO x cu
29% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min], iar pentru raportul de comprimare 9:1 avem o
cre ștere cu 275% a concentra ției NO x. Sistemul avansat de formare al amestecului aer-
combustibil injecteaz ă un amestec de tip stratificat, din acest motiv, co nform figurii 5.19.,
emisiile de NO x cresc.

5,73 7,01 7,34 7,56 7,51
2,56 4,29
2,37 2,1 2,17
012345678
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] CO [%] Carburator
aDI

Fig.5.18. Evolu ția emisiilor de CO

47

În figura 5.20. sunt prezentate emisiile de HC near se, pentru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 85, ale motorului în doi timpi cu a prindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 8.[6]

În figura 5.20. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de HC nearse con ținute
în gazele de evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] ave m o
diminuare a concentra ției HC nearse cu 4% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul
aliment ării cu benzin ă a sistemului tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea
cu E 85 avem o diminuare cu 21% a concentra ției HC nearse fa ță de valoarea punctului de
referin ță ales. Aceast ă diminuare se datoreaz ă cre șterii tura ției motorului cât și formarea mai
bun ă a amestecului aer-combustibil de c ătre injec ția direct ă asistat ă pneumatic. 88 847
124 89 85 84 226 440 930
690
0100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] NOx (ppm) Carburator
aDI

Fig.5.19. Evolu ția emisiilor de NO x
3708 3643 3512 3822 3797 5070 6406 6473 6999
5356
01500 3000 4500 6000 7500
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] HC (ppm) aDI – benzin ă
aDI – E 85

Fig.5.20. Evolu ția emisiilor de HC

48 În figura 5.21. sunt prezentate emisiile de CO, pen tru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 85, ale motorului în doi timpi cu a prindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 8.

În figura 5.21. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de CO con ținute în
gazele de evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] ave m o cre ștere
a concentra ției CO cu 98% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul aliment ării cu
benzin ă a sistemului tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea cu E 85 avem
o cre ștere cu 2% a concentra ției CO fa ță de valoarea punctului de referin ță ales. Aceast ă
diminuare se datoreaz ă cre șterii tura ției motorului cât și formarea mai bun ă a amestecului aer-
combustibil de c ătre injec ția direct ă asistat ă pneumatic.
În figura 5.22. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de NO x con ținute în
gazele de evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] ave m o cre ștere
a concentra ției NO x cu 275% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul aliment ării cu
benzin ă a sistemului tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea cu E 85 avem
o cre ștere cu 132% a concentra ției NO x fa ță de valoarea punctului de referin ță ales. Sistemul
avansat de formare al amestecului aer-combustibil i njecteaz ă un amestec de tip stratificat, din
acest motiv, emisiile de NO x cresc. 2,17 2,1 2,37 2,56 4,29
3,81
2,53 2,96 3,9
2,68
012345
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] CO [%] aDI – benzin ă
aDI – E 85

Fig.5.21. Evolu ția emisiilor de CO

49

În figura 5.23. sunt prezentate emisiile de HC near se, pentru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 100, ale motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 8.[3]

În figura 5.23. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de HC nearse con ținute
în gazele de evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] ave m o
diminuare a concentra ției HC nearse cu 8% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul
aliment ării cu benzin ă a sistemului tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea
cu E 100 avem o diminuare cu 50% a concentra ției HC nearse fa ță de valoarea punctului de
referin ță ales.
Aceast ă diminuare se datoreaz ă faptului c ă procesul de ardere a etanolului în camera de
ardere este mai complet. 847
374 690 930
440
226 352
240 215
161
0100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] NOx (ppm) aDI – benzin ă
aDI – E 85

Fig.5 .22. Evolu ția emisiilor de NO x
3512 3643 3708 3797 3822
3105 3665 4369 5089
2532
01000 2000 3000 4000 5000 6000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] HC (ppm) aDI – benzin ă
aDI – E 100

Fig.5.23. Evolu ția emisiilor de HC

50 Etanolul are în structura sa molecular ă un element de O 2 adi țional comparativ cu
structura molecular ă a combustibilului benzin ă. Datorit ă acestui element necesarul de oxigen
pentru arderea amestecului aer-combustibil este dim inuat, astfel procesul de ardere este
îmbun ătățit comparativ cu benzina.
În figura 5.24. sunt prezentate emisiile de CO, pen tru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 100, ale motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 8.

În figura 5.24. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de CO con ținute în
gazele de evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 8:1 la 7500 [rot/min] ave m o cre ștere
a concentra ției CO cu 98% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul aliment ării cu
benzin ă a sistemului tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea cu E 100 avem
o diminuare cu 33% a concentra ției CO fa ță de valoarea punctului de referin ță ales.
Etanolul are în structura sa molecular ă un element de O 2 adi țional comparativ cu
structura molecular ă a combustibilului benzin ă. Datorit ă acestui element necesarul de oxigen
pentru arderea amestecului aer-combustibil este dim inuat, astfel procesul de ardere este
îmbun ătățit comparativ cu benzina.
În figura 5.25. sunt prezentate emisiile de NO x, pentru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 100, ale motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 8. 2,17 2,1 2,37 2,56 4,29
2,68 3,9
2,96
2,53 3,81
012345
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] CO [%] aDI – benzin ă
aDI – E 100

Fig.5.24. Evolu ția emisiilor de CO

51

Etanolul are în structura sa molecular ă un element de O 2 adi țional comparativ cu
structura molecular ă a combustibilului benzin ă. Datorit ă acestui element necesarul de oxigen
pentru arderea amestecului aer-combustibil este dim inuat, astfel procesul de ardere este
îmbun ătățit comparativ cu benzina.
În figura 5.26. sunt prezentate emisiile de HC near se în cazul motorului echipat cu
carburator și în cazul motorului echipat cu injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de
comprimare ε = 9.[5]

În figura 5.26. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de HC nearse con ținute
în gazele de evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 9:1 la 7500 [rot/min] ave m o
diminuare a concentra ției HC nearse cu 12% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul
echip ării cu sistemul de alimentare tip carburator, iar p entru injec ția direct ă asistat ă pneumatic 847
244 226 440 930
690
147 160 193 212
0100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] NOx (ppm) aDI – benzin ă
aDI – E 100

Fig.5.25. Evolu ția emisiilor de NO x
12537 13348 14264
12855 13644
3284 3352 3412 3542 3652
01500 3000 4500 6000 7500 9000 10500 12000 13500 15000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] HC (ppm) Carburator ε = 9
aDI ε = 9

Fig.5.26. Evolu ția emisiilor de HC

52 avem o diminuare cu 10% a concentra ției HC nearse fa ță de valoarea punctului de referin ță ales.
Acest aspect se datoreaz ă influen ței sistemului de formare a amestecului aer-combusti bil, aceasta
conducând la injectarea unei cantit ăți mai mici de amestec în camera de ardere a motorul ui în doi
timpi cu aprindere prin scânteie.
În figura 5.27. sunt prezentate emisiile de CO în c azul motorului echipat cu carburator și
în cazul motorului echipat cu injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 9.

În figura 5.27. se poate observa influen ța tura ției asupra emisiilor de CO con ținute în
gazele de evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 9:1 la 7500 [rot/min] ave m o
diminuare a concentra ției de CO cu 14% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul
echip ării cu sistemul de alimentare tip carburator, iar p entru injec ția direct ă asistat ă pneumatic
avem o diminuare cu 79% a concentra ției de CO fa ță de valoarea punctului de referin ță ales.
Acest aspect se datoreaz ă influen ței sistemului de formare a amestecului aer-combusti bil, aceasta
conducând la injectarea unei cantit ăți mai mici de amestec în camera de ardere a motorul ui în doi
timpi cu aprindere prin scânteie. Aceast ă diminuare se mai datoreaz ă și cre șterii tura ției
motorului cât și formarea mai bun ă a amestecului aer-combustibil de c ătre injec ția direct ă
asistat ă pneumatic.
În figura 5.28. sunt prezentate emisiile de NO x în cazul motorului echipat cu carburator și
în cazul motorului echipat cu injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 9. 5,73 7,01 7,34 7,56 7,51
2,56 4,29
2,37 2,1 2,17
012345678
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] CO [%] Carburator
aDI

Fig.5.27. Evolu ția emisiilor de CO

53

În figura 5.29. sunt prezentate emisiile de HC near se, pentru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 85, ale motorului în doi timpi cu a prindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 9.[4]

În figura 5.30. sunt prezentate emisiile de CO, pen tru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 85, ale motorului în doi timpi cu a prindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 9.
Din analiza evolu ției procentuale, pentru acela și raport de comprimare de 9:1 la 7500
[rot/min] avem o diminuare cu 79% a concentra ției CO în cazul aliment ării cu benzin ă (E0), iar 304
166 310 274 257
171 358 586
501
282
0100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] NOx (ppm) Carburator
aDI

Fig.5.28. Evolu ția emisiilor de NO x
3412 3352 3284 3652 3542 3750 4052 4549 5375
3425
01500 3000 4500 6000 7500
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] HC (ppm) aDI – benzin ă
aDI – E 85

Fig.5.29. Evolu ția emisiilor de HC

54 în cazul aliment ării cu E85 avem o cre ștere de 2%. Acest aspect se datoreaz ă influen ței m ăririi
raportului de comprimare, aceasta conducând la inje ctarea unei cantit ăți mai mici de amestec
aer-combustibil în camera de ardere a motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie. Acest
aspect se datoreaz ă influen ței naturii combustibilului, aceasta conducând la in jectarea unei
cantit ăți mai mari de amestec în camera de ardere a motorul ui în doi timpi cu aprindere prin
scânteie. Injectarea unei cantit ăți mai mari de combustibil este cauzat ă de puterea caloric ă
inferioar ă a etanolului, acest fapt conducând la un proces al arderii mai rapid comparativ cu cel
al benzinei.

În figura 5.31. sunt prezentate emisiile de NO x, pentru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 85, ale motorului în doi timpi cu a prindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 9.
Din analiza evolu ției procentuale a emisiilor de NO x con ținute în gazele de evacuare.
Pentru acela și raport de comprimare de 9:1 la 7500 [rot/min] ave m o diminuare a concentra ției
de NO x cu 41% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul aliment ării cu benzin ă a
sistemului tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea cu E 85 avem o
diminuare cu 36% a concentra ției NO x fa ță de valoarea punctului de referin ță ales. 5,07
3,78
1,41 1,23 1,09 4,87
4,33 6,84
5,08
4,23
012345678
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] CO [%] aDI – benzin ă
aDI – E 85

Fig.5.30. Evolu ția emisiilor de CO

55

În figura 5.32. sunt prezentate emisiile de HC near se, pentru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 100, ale motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 9.
Din analiza evolu ției procentuale a emisiilor de HC nearse con ținute în gazele de
evacuare. Pentru acela și raport de comprimare de 9:1 la 7500 [rot/min] ave m o diminuare a
concentra ției HC nearse cu 10% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul aliment ării cu
benzin ă a sistemului tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea cu E 100 avem
o diminuare cu 49% a concentra ției HC nearse fa ță de valoarea punctului de referin ță ales.
Aceast ă diminuare se datoreaz ă creșterii tura ției motorului cât și formarea mai bun ă a
amestecului aer-combustibil de c ătre injec ția direct ă asistat ă pneumatic.

3284 3352 3412 3652 3542
2958 3498 4258 4920
2489
01000 2000 3000 4000 5000 6000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] HC (ppm) aDI – benzin ă
aDI – E 100

Fig.5.32. Evolu ția emisiilor de HC 166 362
282 501 586
358
213 229 243 358
0100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] NOx (ppm) aDI – benzin ă
aDI – E 85

Fig.5.31. Evolu ția emisiilor de NO x

56 În figura 5.33. sunt prezentate emisiile de CO, pen tru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 100, ale motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 9.

Din analiza evolu ției procentuale a emisiilor de CO con ținute în gazele de evacuare.
Pentru acela și raport de comprimare de 9:1 la 7500 [rot/min] ave m o diminuare a concentra ției
CO cu 79% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul aliment ării cu benzin ă a sistemului
tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea cu E 100 avem o cre ștere cu 57% a
concentra ției CO fa ță de valoarea punctului de referin ță ales. Acest aspect se datoreaz ă influen ței
sistemului de formare a amestecului aer-combustibil , aceasta conducând la injectarea unei
cantit ăți mai mici de amestec în camera de ardere a motorul ui în doi timpi cu aprindere prin
scânteie. Acest aspect se datoreaz ă faptului c ă puterea caloric ă a etanolului este inferioar ă
combustibilului benzin ă, astfel a fost necesar ă injectarea unei cantit ăți mai mari de combustibil
în camera de ardere a motorului în doi timpi cu apr indere prin scânteie.
În figura 5.34. sunt prezentate emisiile de NO x, pentru combustibilul benzin ă și
combustibilul E 100, ale motorului în doi timpi cu aprindere prin scânteie dotat cu sistemul de
formare aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic la acela și raport de comprimare ε
= 9.
Din analiza evolu ției procentuale a emisiilor de NO x con ținute în gazele de evacuare.
Pentru acela și raport de comprimare de 9:1 la 7500 [rot/min] ave m o diminuare a concentra ției
NO x cu 41% fa ță de tura ția de referin ță 5500 [rot/min] în cazul aliment ării cu benzin ă a
sistemului tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, iar pentru alimentarea cu E 100 avem o
diminuare de 36% a concentra ției NO x fa ță de valoarea punctului de referin ță ales. Aceast ă
diminuare se datoreaz ă cre șterii tura ției motorului cât și formarea mai bun ă a amestecului aer-5,07
3,78
1,41 1,23 1,09 2,32 2,83 3,78 3,64 3,62
0123456
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] CO [%] aDI – benzin ă
aDI – E 100

Fig.5.33. Evolu ția emisiilor de CO

57 combustibil de c ătre injec ția direct ă asistat ă pneumatic. Sistemul avansat de formare al
amestecului aer-combustibil injecteaz ă un amestec de tip stratificat, din acest motiv emi siile de
NO x cresc.

6. CONCLUZII FINALE. CONTRIBU ȚII ORIGINALE.
DISEMINAREA REZULTATELOR. DIREC ȚII VIITOARE DE
CERCETARE
6.1. Concluzii finale
Aceast ă lucrare propune o alternativ ă la sistemul conven țional de formare a amestecului aer-
combustibil, tip carburator, folosit la motoarele î n doi timpi cu aprindere prin scânteie, care sunt
în dotarea unor utilaje folosite la t ăierea lemnului, în agricultur ă, horticultur ă , cum ar fi de
exemplu: motofer ăstr ăul mecanic, foarfeci pentru tuns gardul viu, ma șini de debitat cu disc de
fric țiune.
Pentru realizarea cercet ărilor s-au m ăsurat performan țele motorului în doi timpi cu aprindere
prin scânteie în varianta echip ării cu sistemul conven țional, tip carburator, de formare a
amestecului aer-combustibil la diferite rapoarte de comprimare. Rezultatele ob ținute fiind
folosite ca punct de referin ță pentru compararea rezultatelor ob ținute ulterior cu sistemul avansat
de formare a amestecului aer-combustibil tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic, la diferite
rapoarte de comprimare și combustibili folosi ți.
În prim ă etap ă s-au analizat rezultatele ob ținute cu sistemul conven țional de formare a
amestecului aer-combustibil comparate cu sistemul a vansat de formare a amestecului aer-
combustibil folosind carburantul benzin ă (CO 98) pe dou ă motoare în doi timpi cu rapoarte de 166 212 358 586
501
282
233 241 329 332
0100 200 300 400 500 600 700
5500 6000 6500 7000 7500
n [rot/min] NOx (ppm) aDI – benzin ă
aDI – E 100

Fig.5.34. Evolu ția emisiilor de NO x

58 comprimare diferite. În urma acestei compara ții rezult ă faptul c ă sistemul avansat de formare a
amestecului aer-combustibil, injec ția direct ă asistat ă pneumatic, reduce considerabil consumul de
combustibil, în medie cu ~25%.
În urma reducerii consumului de combustibil se cons tat ă o reducere a emisiilor poluante și
anume:
• HC – 74% mai pu ține emisii;
• CO – 59% mai pu ține emisii;
Emisiile de NO x cresc datorit ă faptului c ă motorul a func ționat cu amestecuri s ărace,
lambda ( λ) situându-se între 1,0 și 1,2.
• NO x – 335% mai multe emisii;
Se men ționeaz ă faptul c ă motorul nu a fost echipat cu un catalizator de oxi zi de azot
datorit ă faptului c ă s-a dorit o analiz ă brut ă a emisiilor poluante rezultante în urma procesului de
ardere din motorul în doi timpi cu aprindere prin s cânteie.
În etapa a doua s-au analizat rezultatele ob ținute cu sistemul avansat de formare a
amestecului aer-combustibil, injec ția direct ă asistat ă pneumatic, folosind dou ă tipuri diferite de
combustibili și anume benzina comparat ă cu E 85 (15 p ărți super benzin ă și 85 p ărți etanol) pe
dou ă motoare în doi timpi cu raporturi de comprimare di ferite. În urma acestei analize s-au
constatat urm ătoarele aspecte:
• Consumul specific de combustibil a crescut cu 49%, de la 0,998 [g/kWh] la 1,491 [g/kWh]
datorit ă faptului c ă amestecul E 85 con ține preponderent etanol, combustibil cu o putere
caloric ă de 29,7 [MJ/kg] aceasta fiind inferioar ă puterii calorice con ținute de combustibilul
benzin ă de calitate superioar ă, de 45,7 [MJ/kg];
• Emisiile poluante de HC au crescut, în medie, cu 68 %, emisiile de CO au crescut de
asemenea cu 75%; ambele cre șteri au fost determinate de func ționarea motorului în doi timpi
cu un amestec bogat, astfel emisiile de NO x reducându-se cu 29%;
Sc ăderea emisiilor de NO x cât și cre șterea emisiilor de CO este influen țat ă de compozi ția
combustibilului deoarece etanolul are în compozi ția sa chimic ă un element de O 2 în plus
comparativ cu benzina cât și o putere caloric ă net inferioar ă, astfel fiind necesar ă injectarea unei
cantit ăți mai mari de combustibil.
În etapa a treia au fost supuse analizei rezultatel e ob ținute cu injec ția direct ă asistat ă
pneumatic, folosind dou ă tipuri diferite de combustibili și anume E 85 și E 100 pe dou ă motoare
în doi timpi cu raporturi de comprimare diferite.
În urma acestei analize au fost observate urm ătoarele aspecte:
• Folosind E 100 consumul specific de combustibil r ămâne aproximativ la acela și nivel cu cel
înregistrat pentru E 85;

59 • Emisiile poluante de HC au sc ăzut în medie cu 16%, emisiile de CO au sc ăzut în medie cu
27%, iar emisiile de NO x au crescut în medie cu 10%;
Folosind sistemul de formare a amestecului aer-comb ustibil conven țional, tip carburator,
domeniul temperaturii maxime din cilindrul motoarel or în doi timpi cu diferite rapoarte de
comprimare este cuprins între:
• 1400-1600 grade Kelvin, [K], folosind combustibilul super benzin ă, pentru motorul în doi
timpi cu aprindere prin scânteie cu un raport de co mprimare de 8:1;
• 1800-2000 [K], pentru motorul în doi timpi cu aprin dere prin scânteie cu un raport de
comprimare de 9:1;
Folosind sistemul avansat de formare a amestecului aer-combustibil, tip injec ția direct ă
asistat ă pneumatic, domeniul temperaturii maxime din cilind rul motoarelor în doi timpi cu
diferite rapoarte de comprimare este cuprins între:
• Pentru super benzin ă: – 2400-2600 [K], pentru motorul în doi timpi cu a prindere prin
scânteie cu un raport de comprimare de 8:1;
• Pentru E 85 : – 1975-2200 [K], pentru motorul în doi timpi cu a prindere prin scânteie cu un
raport de comprimare de 8:1;
• Pentru E 100 : – 1875-2000 [K], pentru motorul în doi timpi cu a prindere prin scânteie cu un
raport de comprimare de 8:1;
Cercet ările efectuate pân ă acum prezint ă avantajele reale oferite de c ătre sistemul de formare
avansat al amestecului aer-combustibil, tip injec ția direct ă asistat ă pneumatic, ca alternativ ă la
sistemul conven țional de formare al amestecului aer-combustibil, ti p carburator, cu avantajele
reducerii consumului de combustibil și a emisiilor poluante de HC, CO și NO x.
6.2. Contribu ții originale
Principalele contribu ții personale din cadrul acestei teze de doctorat su nt:
• Studiul tendin țelor de dezvoltare a sistemelor de formare a ameste curilor aer-combustibil la
alimentarea cu alcooli, amestecuri alcooli și benzine pentru motoare în doi timpi;
• Verificarea prin cercetarea experimental ă a condi țiilor de func ționare a unui motor în doi
timpi cu aprindere prin scânteie;
• Realizarea unor modific ări aduse cilindrului motorului în doi timpi în vede rea asigur ării
ungerii acestuia cât și modificarea raportului de comprimare;
• Asigurarea condi țiilor de ungere prin injec ție de ulei în aerul aspirat, ceea ce asigur ă
utilizarea de combustibil neaditivat cu ulei;
• Prin intermediul cercet ării experimentale s-au aflat parametrii optimi de f unc ționare ai
sistemului de injec ție direct ă asistat ă pneumatic pe un motor în doi timpi cu aprindere pr in
scânteie;

60 • Elaborarea unei strategii și a unui program de cercetare experimental ă, necesare programului
de doctorat;
• Realizarea celui de-al doilea sistem de alimentare cu combustibil, necesar sistemului de
avansat de formare a amestecului aer-combustibil, p e circuitul c ăruia au fost ad ăugate o
pomp ă de combustibil suplimentar ă, cât și un circuit de m ărire a presiunii debitului de
combustibil;
• Determinarea corect ă a legii de degajare a c ăldurii prin utilizarea derivatei de ordinul trei la
analiza acesteia, care duce la eliminarea c ăldurii ob ținute prin semnale vibratorii ce altereaz ă
calitatea datelor ob ținute;
6.3. Diseminarea rezultatelor
Pe parcursul programului de doctorat, rezultatele c ercet ărilor efectuate pe motorul în doi
timpi cu aprindere prin scânteie au fost valorifica te dup ă cum urmeaz ă:
– Publicarea unui num ăr de 17 lucrări știin țifice la congrese și conferin țe interna ționale
indexate ISI, baze de date interna ționale, c ărți interna ționale de specialitate, buletine
știin țifice universitare și reviste na ționale de specialitate;
6.4. Direc ții viitoare de cercetare
Cercetarea teoretic ă și experimental ă desf ăș urat ă în cadrul acestei teze de doctorat și
rezultatele acestora întrev ăd urm ătoarele direc ții ce pot fi supuse unei analize:
– Cre șterea tura țiilor de utilizare a sistemului de injec ție direct ă asistat ă pneumatic pentru
motoarele în doi timpi;
– Aplicarea sistemului de injec ție direct ă asistat ă pneumatic pentru policilindrii;
– Optimizarea parametrilor de func ționare a sistemului avansat de formare a amesteculu i aer-
combustibil, tip injec ție direct ă asistat ă pneumatic în func ție de tipurile camerei de ardere;
– Folosirea mai multor amestecuri de alcooli și benzine cum ar fi: E10, E25, E45, E65;
– Analiza procesului de ardere și a emisiilor poluante rezultante în urma folosirii acestor tipuri
de amestecuri;
– Elaborarea de noi strategii pentru diminuarea consu murilor specifice.

61
Bibliografie selectiv ă

[1] Ab ăit ăncei, D., Bobescu, Gh., Ed., "Motoare pentru automobile" . Editura Didactic ă și
Pedagogic ă Bucure ști, 1975, p.^pp. Pages.
[2] Ab ăit ăncei D., ș.a, Ed., "Motoare pentru automobile și tractoare. Construc ție și
tehnologie" . Bucure ști: Editura “Tehnic ă”, 1978, p.^pp. Pages.
[3] Aleonte, M. , Cofaru, C., Cosgarea, R., Scutaru, M.L., Jelensch i, L., Sandu, G.,
"Experimental Researc hes of Fuelling Systems and Alcohol Blends on Combu stion and
Emissions in a Two Stroke SI Engine " in Recent Researches in Neural Networks, Fuzzy
Systems, Evolutionary Computing & Automation , U. "Transilvania", Ed., ed. Brasov,
2011, pp. 126-131.
[4] Aleonte, M. , Cosgarea, R., Cofaru, C., Beck, W.K., Velji, A., Spicher, U., " Influences of
Alcohol Blends on Combustion and Emissions in a Two -Stroke SI Engine ," presented at
the 13th EAEC European Automotive Congress, Valenci a, 2011.
[5] Aleonte, M. , Cosgarea, R., Cofaru, C., Beck, W.K., Velji, A., Spicher, U. ,
"Experimental Investigations of Alcohol Blends on Co mbustion and Emissions in a Two
Stroke SI Engine ," Recent, vol. Vol. 12, pp. 89-93, 2011.
[6] Aleonte, M. , Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Sandu, G ., Ed., Research on
Combustion and Exhaust Emissions of Alcohol Blends in a Two-Stroke SI Engine (The
Automobile and the Environment: International Congr ess of Automotive and Transport
Engineering CONAT 2010. Newcastle upon Tyne: Cambri dge Scholars Publishing,
2011, p.^pp. Pages.
[7] Aleonte, M. , Cosgarea, R., Jelenschi, L., Cofaru, C., " Technical Solutions for Improving
the Efficiency of a Two Stroke SI Engine ," Bulletin of the Transilvania University of
Bra șov vol. Series I: Engineering Sciences • – Vol. 4 (5 3), p. 6, 2011.
[8] Apostolescu, N., B ățag ă, N., Ed., "Motoare cu ardere intern ă". Bucure ști: Editura
Didactic ă și Pedagogic ă, 1967, p.^pp. Pages.
[9] Atkins, D.R., Ed., "An introduction to engine testing and development" . USA: SAE
International, 2009, p.^pp. Pages.
[10] Bayindir, H. , et al. , "The Effects of lambda and epsilon on Engine Perf ormance and
Exhaust Emissions Using Ethanol-unleaded Gasoline B lends in an SI Engine," Energy
Sources Part a-Recovery Utilization and Environment al Effects, vol. 33, pp. 49-56, 2011.
[11] Bayraktar, Hakan, "Experimental and theoretica l investigation of using gasoline-ethanol
blends in spark-ignition engines," Renewable Energy, vol. 30, pp. 1733-1747, 2005.
[12] Bobescu, Gh., Chiru, A., ș.a, Ed., "Motoare pentru automobile și tractoare" . Chi șin ău:
Editura “Tehnic ă”, 1996, p.^pp. Pages.
[13] Bobescu, Gh., Radu, Gh., Chiru, A., Cofaru, C. , Ed., "Motoare" . Brasov: Editura
Universitatii "Transilvania" din Brasov, 1981, p.^p p. Pages.
[14] Cairns, Alasdair , et al. , "A Study of Gasoline-Alcohol Blended Fuels in an Advanced
Turbocharged DISI Engine," SAE Int. J. Fuels Lubr., vol. 2, pp. 41-57, 2009.
[15] Cataluña, Renato , et al. , "Specific consumption of liquid biofuels in gasol ine fuelled
engines," Fuel, vol. 87, pp. 3362-3368, 2008.
[16] Câmpian, O.V., Soica, A.O., Incercarea si omologarea autovehiculelor , I ed. Brasov.:
Editura Universitatii Transilvania, 2004.
[17] COFARU, C., SIERENS, R., FLOREA, D., SANDU, V. , LIHTENCHI, M.,
VERHELST, S., CHIRU, A., NOVAC, A., VASILOVICI, N., BEJAN, C., ISPAS, N.,
Ed., "Transport și ingineria mediului" . Brasov: Tipografia Universitatii "Transilvania"
din Brasov, 2007, p.^pp. Pages.
[18] Cofaru, C., ș.a., Ed., "Proiectarea motoarelor pentru autovehicule" . Bra șov: Editura
Universit ății “Transilvania, 1997, p.^pp. Pages.

62 [19] Cooney, C. , et al. , EFFECTS OF BLENDING GASOLINE WITH ETHANOL AND
BUTANOL ON ENGINE EFFICIENCY AND EMISSIONS USING A DIRECT-
INJECTION, SPARK-IGNITION ENGINE . New York: Amer Soc Mechanical Engineers,
2009.
[20] Dumitrascu, D., Chiru,A., ""Experimental Resea rches Regarding the Usage of
Alternative Fuels for Vehicles Engines"," BULLETIN OF THE TRANSILVANIA
UNIVERSITY OF BRASOV, vol. VOL.14 (49), 2007.
[21] Glassman, I., Combustion , a III-a ed. San Diego: Academic Press, 1996.
[22] Houston, A.R., Worth, D., " "Specific Engine Control Functions for an Air-Assis ted
Gasoline DI System" ," pp. 1-26, 1998.
[23] Houston, R.; Cathcart, G., ""Combustion and Em issions Characteristic of Orbital’s
Combustion Process Applied to Multi-Cylinder Automo tive Direct Injected 4-stroke
Engines"," SAE, vol. 980153, 1998.
[24] Ishibashi Y., Asai M., "Improving the Exhaust Emission of Two-Stroke Engines by
Applying the Activated Radical Combustion," SAE 960742, 1996.
[25] Jin, S. H. , et al. , "An experimental study of the spray from an air-a ssisted direct fuel
injector," Proceedings of the Institution of Mechanical Engine ers Part D-Journal of
Automobile Engineering, vol. 222, pp. 183-194, Oct 2008.
[26] Keskin, A., "The Influence of Ethanol-Gasoline Blends on Spark Ignition Engine
Vibration Characteristics and Noise Emissions," Energy Sources Part a-Recovery
Utilization and Environmental Effects, vol. 32, pp. 151-160, 2010.
[27] Koç, Mustafa , et al. , "The effects of ethanol-unleaded gasoline blends on engine
performance and exhaust emissions in a spark-igniti on engine," Renewable Energy, vol.
34, pp. 210-216, 2009.
[28] Lin, W. Y. , et al. , "Effect of Ethanol-Gasoline Blends on Small Engin e Generator Energy
Efficiency and Exhaust Emission," Journal of the Air & Waste Management Association,
vol. 60, pp. 142-148, Feb 2010.
[29] materials, Piezoceramic, "http://ru.all.biz/im g/ru/catalog/117813.jpeg."
[30] Maximilian, Weiss, Ed., "Untersuchung von Flammenfrontstreckungseffekten au f die
sphaerische Flammenausbreitung laminarer und turbul enter Brennstoff/Luft-Gemische" .
Karlsruhe, Baden: Universitaet Karlsruhe Universita etsbibliothek, 2008, p.^pp. Pages.
[31] Merker, Günter P./Schwarz, Christian/Stiesch, Gunnar/ Otto, Frank, Ed.,
„Verbrennungsmotoren – Simulation der Verbrennung u nd Schadstoffbildung“ . Teubner
Verlag 2006, p.^pp. Pages.
[32] Mittal, M. , et al. , Burn Rate Analysis of an Ethanol-Gasoline, Dual Fue led, Spark
Ignition Engine . New York: Amer Soc Mechanical Engineers, 2009.
[33] Nakama, K., Kusaka, J., Daisho, Y., ""Effect o f Ethanol on Knock in Spark Ignition
Gasoline Engines”," SAE, pp. 5-6, 2009.
[34] Sensorportal,
"http://www.sensorsportal.com/HTML/DIGEST/november_ 08/Pressure_sensor.jpg."
[35] Spicher, U., Ed., "Direkteinspritzung im Ottomottor II” . Reuningen – Malmsheim:
Reuningen – Malmsheim: expert Verlag, 2000, p.^pp. Pages.
[36] Stan, C, Ed., "Direkteinspritzsysteme für Otto- und Dieselmotoren " . Berlin Heidelberg
New York: Springer-Verlag, 1999, p.^pp. Pages.
[37] Syed, Iltesham Zameer , et al. , "Numerical Simulation of Autoignition of Gasoline –
Ethanol/Air Mixtures under Different Conditions of Pressure, Temperature, Dilution, and
Equivalence Ratio," 2011.
[38] Szklo, Alexandre , et al. , "Can one say ethanol is a real threat to gasoline ?," Energy
Policy, vol. 35, pp. 511-521, 2007.
[39] Ulrich, Spicher, ""Vorlesungsumdruck: Verbrenn ungsmotoren A."," Institut für
Kolbenmaschinen (IFKM) Universität Karlsruhe, 2007.
[40] Wheeler, Jennifer C. , et al. , "Low-Temperature Ethanol Reforming: A Multi-Cylin der
Engine Demonstration," 2011.

63 [41] Yoon, S. H. , et al. , "Effect of bioethanol as an alternative fuel on t he emissions reduction
characteristics and combustion stability in a spark ignition engine," Proceedings of the
Institution of Mechanical Engineers Part D-Journal of Automobile Engineering, vol. 223,
pp. 941-951, Jul 2009.
[42] zzz. (22.04.). The Piezoelectric Effect. Disponibil . Available:
http://www.kistler.com/de_en-de/Technology_Piezoele ctric/The-Piezoelectric-
Effect.html

64 REZUMAT

Teza de doctorat î și plaseaz ă domeniul de studiu și cercetare într-o zon ă de interferen ță a
industriei constructoare de autovehicule, vizând st udii comparative între combustibili alternativi,
sistemele de alimentare cât și comportamentul acestora și al motorului cu aprindere prin scânteie
la diferite rapoarte de comprimare, care ar putea f i oferite inginerilor mecanici.
Obiectivele acestor cercet ări sunt cele de a reduce consumul de combustibil, d e a cre ște
eficien ța motorului și de a reduce emisiile poluante.
Studiile și cercet ările efectuate asupra diferitelor sisteme de formar e a amestecului aer-
combustibil utilizând diferite tipuri de combustibi li asupra motorului în doi timpi au condus la
urm ătoarele:
• Determinarea parametrilor optimi de func ționare ai sistemului avansat de formare
a amestecului aer-combustibil tip injec ția direct ă asistat ă pneumatic (aDI);
• Modelarea și simularea condi țiilor de operare ale motorului cu aprindere prin
scânteie în doi timpi;
• Analiza procesului de ardere și a emisiilor poluante;
• Identificarea principalelor influen țe asupra procesului de ardere din motorul în
doi timpi;

ABSTRACT

The PhD thesis has the field of study and research in the area of interference of the
automotive industry, containing comparative studies between alternative fuels, fuelling systems
on the two stroke spark ignition engine at differen t compression ratios and their behavior during
the combustion process.
The objectives of this research are to reduce fuel consumption, to increase engine
efficiency and to reduce pollutant emissions.
Studies and research on various advanced fuel-air formation fuelling systems using
different types of fuels on the two stroke spark ig nition engine lead to the following:
• Determining the optimal operating parameters of the advanced fuelling system,
the air-assisted direct injection (aDI);
• Modelling and simulating the engine operating condi tions;
• Analysis of the combustion process and of the resul ting emissions;
• Identifying the main influences on the combustion p rocess of the two stroke
engine;

65 Aleonte Mihai

Informatii personale:
Adresa:

Numar de telefon:
E-mail:

Nationalitate:
Data nasterii:
Studii:
Perioada:

Perioada:

Calificarea obtinuta:
Aptitudini si competente dobandite:
Limbi straine cunoscute:
-citit, vorbit, scris:
Limba straina invatata ca limba materna:
-citit, vorbit, scris:
Alte aptitudini:

Aptitudini si competente sociale:

Hobby-uri:
Permis de conducere:
Informa ții suplimentare:

Str. Castelului, Nr. 146, Ap. 5, Et.1, cod
postal 500014, Brasov ;
+40732628035 ;
mihai.aleonte@unitbv.ro;
aleontemihai@gmail.com;
Român ă ;
05-06-1983 ;

2008-prezent ;
Doctorand la Universitatea „Transilvania” din
Brasov – Facultatea de Inginerie Mecanica,
Catedra de Autovehicule si Motoare (D02-
Produse High-Tech pentru Autovehicule) ;
2002-2008;
Student la Universitatea „Transilvania” din
Brasov – Facultatea de Inginerie Mecanica –
A.R. – Englez ă (Automotive Engineering);
Inginer mechanic;

Engleza;
f. bine
Germana;
f. bine
Operare computer si a urmatoarelor
programe: Auto-CAD, AVL Concerto, AVL
Boost, Combi SmeTec, AVL – D2T
Morphee, IrfanView, Simulink, Microsoft
Office etc.;
Capacitatea de lucru în echip ă, buna
comunicare, relationare, receptivitate și
adaptare rapid ă la nou, sociabil;
Sporturile în general, fotbal, înot, baschet;
categoria B;
Membru Siar 2007 – 2008, 2011 – 2012.

66 Aleonte Mihai

Personal informations:
Address:

Phone number:
E-mail:

Nationality:
Date of birth:

Studies:
Period:

Period:
Name and type of learning institution:

Qualification:
Personal aptitudes and competences:
Known foreign languages:
-reading, speaking, writing:

-reading, speaking, writing:
Other aptitudes and competences:

Social aptitudes and competences:
Hobbies:
Driving license:
SIAR Membership:
Str. Castelului, Nr. 146, Ap. 5, Et.1, postal
code 500014, Brasov ;
+40732628035 ;
mihai.aleonte@unitbv.ro;
aleontemihai@gmail.com;
Romanian;
05-June-1983;

2008-present;
Ph.D. student at „Transilvania” University of
Brasov – Mechanical Engineering Faculty,
Automotive and Engines Department;
2002-2008;
Student at ,,Transilvania” University of
Brasov – Mechanical Engineering Faculty –
Automotive Engineering (English as teaching
language);
Diploma Engineer;

English;
Very good;
German;
Very good;
Computer operating skills and of the
following software: Auto-CAD, Catia,
Simulink, Microsoft Office and other.;
Honest, team spirit;
Sports like Soccer, Swimming and Running;
B category from 01 April 2002;
2007 – 2008; 2011 – 2012.