Proiect de licență [310108]

Proiect de licență

Proiectarea elementelor mecanismului unui motor de tip M.A.S., [anonimizat]=53 [kW] la turația de n=6300 [rot/min], care echipează un autoturism.

Tema specială: Procesul de omologare OBD (On-board diagnostics) pentru norma de poluare Euro 6d-Full.

Îndrumători științifici: Absolvent:

Ș.l. Dr. Ing. [anonimizat]-DRĂGAN

Ș.l. Dr. Ing. Dinu FUIORESCU

București, 2020

[anonimizat], [anonimizat]. [anonimizat], [anonimizat], și reprezintă un proces de oxidare de înaltă temperatură. [anonimizat] [1].

[anonimizat] o mișcare de translație alternativă între doua puncte extreme. [anonimizat] o mișcare de rotație a [anonimizat] [2].

Cel mai important criteriu după care se clasifică motoarele termice este modul de aprindere a combustibilului, [anonimizat], [anonimizat]. [anonimizat]: motoare cu aprindere prin scânteie (M.A.S.) și motoare cu aprindere prin comprimare (M.A.C.). [anonimizat], [anonimizat], existența mecanismului de distribuție a gazelor numai la motorul în patru timpi [3].

[anonimizat] o [anonimizat], [anonimizat] a motorului (ECU), senzori și actuatori necesari pentru buna funcționare a acestuia.

Ansamblul motor este format din elemente fixe (chiulasă, [anonimizat], [anonimizat], etc.) și elemente mobile (piston, bolț, bielă, [anonimizat].). O reprezentare grafică a unui exemplu de ansamblu motor poate fi vizualizată în figura 1.1.

Fig. 1.1. Părțile componente ale motorului (Secțiune prin motor); (1) blocul motor, (2) arborele cu came, (3) camera de ardere, (4) biela, (5) carterul inferior, (6) arborele cotit, (7) cilindrul, (8) galeria de evacuare, (9) chiulasa, (10) galeria de admisie, (11) baia de ulei, (12) pistonul, (13) segmenții pistonului, (14) tachet, (15) bujie, (16) supapă, (17) manta de răcire.

[anonimizat]. Acesta vine sub denumirea comercială de 1.0 SCe (Smart Control Efficiency) și se regăsește pe modelul Logan încă din anul 2017.

[anonimizat] calculelor, vom utiliza particularitățile acestui motor.

Puterea nominală: 53 [kW];

Turația de putere: 6300 [rot/min];

Numărul de timpi: τ=4;

Numărul de cilindri: i=3;

Dispunearea cilindrilor în bloc: În linie;

Raportul de comprimare: ε=11;

Capacitate cilindrică: V=999 [cm3];

Alezajul: D=71 [mm];

Cursa: S=84 [mm];

Tipul admisiei: Admisie normală;

Tipul distribuției: DOHC (Double Over-Head Camshaft; Doi arbori cu came amplasați în chiulasă echipați cu VVT (Variable Valve Timing) acționați hidraulic);

Tipul alimentarii cu combustibil: Sistem de injecție multipunct;

Fig. 1.2. Dacia Logan II

Particularitățile motorului

Timpii motorului

Majoritatea motoarelor cu ardere internă, atât cele cu aprindere prin scânteie cât și cele cu aprindere prin comprimare, funcționează după un ciclu în doi sau patru timpi. Aceste cicluri sunt standard pentru toate motoarele, iar diferențele, mici de altfel, apar datorită proiectării și construcțieie diferite pentru fiecare motor în parte [2].

Datorită faptului că motorul de referință operează dupa un ciclu în patru timpi, vom analiza în detaliu procesele termodinamice prezente în timpul acestuia.

Ciclul după care funcționează motorul termic se desfășoară pe durata a patru deplasări succesive ale pistonului, iar acestea se realizează în timpul a doua rotații complete ale arborelui cotit:

Prima deplasare: Timpul de admisie. Pistonul se deplasează din punctul mort interior (PMI) către punctul mort exterior (PME) în timpul în care supapa de admisie este deschisă, iar supapa de evacuare este închisă. Mișcarea pistonului determină mărirea volumului camerei de ardere ceea ce creează o scădere a presiunii din interiorul acesteia sub presiunea atmosferică. Datorită acestei diferențe de presiune aerul este împins în cilindru. O dată cu trecerea aerului prin galeria de admisie, se adaugă cantitatea de combusibil dorită cu ajutorul injectoarelor.

A doua deplasare: Timpul de comprimare. De îndată ce pistonul ajunge în PME, supapa de admisie se închide, supapa de evacuare rămâne închisă, iar pistonul își începe deplasarea către PMI. În acest proces se comprimă amestecul de aer cu combustibil, crescând atât presiunea cât și temperatura în cilindru. Spre finalul acestui proces, când pistonul aproape ajunge în PMI, are loc declanșarea scânteii provenite de la bujie.

Arderea. Arderea amestecului de aer și combustibil are loc la volum constant, într-un interval foarte scurt de timp, în momentul în care pistonul se află în proximitatea punctului mort interior. Arderea începe la finalul timpului de comprimare, anterior punctului mort interior și durează până la începutul cursei de destindere, după depășirea poziției punctului mort interior. Arderea schimbă compoziția chimică a amestecului proaspăt, care se transformă în gaze de evacuare, iar în timpul acestui proces temperatura din interiorul cilindrului crește foarte mult, ajungând la o valoare maximă pe ciclu, același lucru se întâmplă și cu presiunea, aceasta crescând brusc la o valoare maximă.

A treia deplasare: Timpul de destindere. Destinderea este singur timp motor, singurul interval de timp în care se livrează lucru mecanic către transmisie și mai apoi către utilizator. În timpul acestui proces termodinamic, cu toate supapele închise, presiunea mare din cilindru, creeată prin ardere, împinge pistonul din PMI către PME, volumul din interiorul cilindrului se mărește și provoacă scăderea presiunii și temperaturii.

Evacuarea liberă a gazelor de ardere. Târziu în timpul destinderii, supapa de evacuare se deschide și apare fenomenul de curgere liberă a gazelor de ardere din cilindru în galeria de evacuare. Presiunea și temperatura din interiorul cilindrului sunt în continuare mai mari decât cele din exterior, iar datorită acestui fapt se creează o diferență de presiune. Această diferență de presiune face ca o parte din gazele de evacuare să fie împinse în sistemul de evacuare, atunci când pistonul se află în proximitatea PME.

A patra deplasare: Timpul de evacuare forțată: Cu supapa de evacuare rămasă deschisă, pistonul efectuează o deplasare din punctul mort exterior către punctul mort interior și evacuează forțat volumul de gaze de ardere rămase în cilindru. În timpul acestui proces, în cilindru, rămâne un volum de gaze de ardere reziduale egal cu volumul mort când pistonul este poziționat în PMI. În apropierea punctului mort interior, supapa de admisie începe să se deschidă astfel încât, la începerea unui timp de admisie dintr-un ciclu nou, aceasta să fie complet deschisă. În apropierea PMI sau anterior acestuia supapa de evacuare se închide, în această perioadă existând posibilitatea ca timpii de deschidere a ambelor supape să se suprapună.

Fig. 1.3. Ciclul de funcționare al unui motor cu aprindere prin scânteie în patru timpi; (a) Timpul de admisie. Pătrunderea amestecului proaspăt în cilindru o dată cu deplasarea pistonului din PMI în PME. (b) Timpul de comprimare. Pistonul se deplasează din PME către PMI, iar aprinderea prin scânteie are loc aproape de terminarea procesului de comprimare. (c) Arderea la volum constant în apropierea PMI. (d) Timpul de destindere. Presiunea mare din cilindru împinge pistonul din PMI către PME. (e) Evacuarea liberă a gazelor de ardere. Are loc la deschiderea supapei de evacuare la finalul procesului de destindere. (f) Timpul de evacuare forțată. Volumul de gaze de ardere este împins din cilindru de către piston care se deplasează din PME în PMI.

Combustibilul. Proprietățile termodinamice ale combustibilului

Cei mai comuni carburanți utilizați pentru motorul cu ardere internă sunt cei de origine petrolieră, care constau din amestecuri de diferite hidrocarburi (compuși chimici de carbon și hidrogen între care sunt stabilite legături chimice). În general, nu se cunoaște compoziția exactă a fiecărui carburant în parte, deoarece aceștia diferă de la o rafinărie la o alta prin conținutul de aditivi în diferite fracțiuni, prin compoziția amestecului de hidrocarburi și a procesului de rafinare al petrolului brut. Totuși, în majoritatea cazurilor, există o hidrocarbură care poate satisface toate caracteristicile termodinamice ale unui combustibil petrolier. Aceasta are atât masa moleculară cât și raportul hidrogen-carbon asemănător cu al carburantului. Prin urmare, pentru calculele termodinamice vom utiliza Octanul (C8H18) în locul benzinei. În practică, combustibilul este utilizat atât în stare lichidă cât și în stare gazoasă și tocmai de aceea este importantă utilizarea proprietăților termodinamice pentru fiecare stare de agregare în parte [4].

Tabel 1.4. Proprietățile termodinamice ale octanului, respectiv ale benzinei [5];

Legendă:

M – masă molară;

ρ – densitatea;

Qi – puterea calorifică inferioară;

cp – căldura specifică la presiune constantă;

k – coeficientul adiabatic;

Din punctul de vedere al performanțelor unui motor cu aprindere prin scânteie, următoarele caracteristici ale combustibilului sunt foarte importante:

volatilitatea;

detonația și caracteristicile de preaprindere;

căldura degajată pe unitate de masă și volum;

căldura latentă de evaporare;

stabilitatea chimică, neutralitatea și puritatea;

siguranța în utilizare;

Costul și disponibilitatea combustibililor sunt, desigur, factori economici majori, dar discuțiile despre aceste caracteristici sunt dincolo de sfera de aplicare ale acestei lucrări. Majoritatea produșilor petrolieri se regăsesc ca și combustibili pentru motoare datorită consturilor relativ mici de producție și a ofertei mari în majoritatea părților lumii.

Volatilitatea este definită ca fiind tendința unui lichid de a se evapora. Această calitate a combustibilului este foarte importantă în utilizarea lui, mai ales în cazul motoarelor alimentate prin carburație, deoarece are o mare influență asupra raportului de vapori de combustibil – aer din cilindru în timpul aprinderii amestecului. Volatilitatea afectează performanțele motorului prin influența sa asupra gradului de evaporare a combustibilului în galeria de admisie sau în cilindru, înainte și în timpul procesului de ardere. Funcționarea motorului este acceptabilă doar daca se respectă condițiile ca toți cilindrii să primească aproximativ același raport de aer-combustibil, iar combustibilul să fie aproape tot evaporat înainte de aprindere. Astfel, putem spune că există o volatilitate minimă sub care operarea va fi nesatisfăcătoare. Din acest motiv, volatilitatea combustibililor utilizați influențează proiectarea motorului, în special în ceea ce privește dimensiunea și forma galeriilor de admisie. Un alt aspect important în ceea ce privește evaporarea combustibilului este temperatura aerului în timpul de admisie.

O altă caracteristică foarte importantă o reprezintă cifra octanică care poate varia de la 0 la 100. Valoarea 0 este asociată cu rezistența la detonație a n-heptanului C7H16, iar valoarea de 100 este asociată izo-octanului, puternic rezistent la detonație, unde detonația reprezintă un termen utilizat pentru a descrie un fenomen de ardere anormală în cilindru care produce un zgomot de o frecvență înaltă, apariția uzurilor premature și regimuri termice foarte ridicate. În timpul detonației, părți de combustibil de aprind înainte ca frontul de flacără să ajungă în acea zonă a cilindrului. Acest fenomen apare în momentul în care raportul de comprimare este suficient de mare încât în timpul procesului de comprimare, temperaturile să ajungă la valori destul de ridicate astfel încât combustibilul să fie în punctul de autoaprindere. Rezistența mică la detonație a n-heptanului și rezistența ridicată a izo-octanului fac din acestea etaloanele în determinarea cifrei octanice a diferiților carburanți. Este important de menționat faptul că există carburanți cu cifră octanică mai mare de 100. Spre exemplu, există mașini de curse ce utilizează carburanți cu cifră octanică apropiată de 120. Acești carburanți sunt utilizați în aplicații în care presiunea din timpul arderii este foarte mare, iar motorul este predispus la detonație. Pentru a înțelege și mai bine noțiunile, putem spune despre un carburant cu cifră octanică de 80 că este echivalent unui amestec de 20% n-heptan și 80% izo-octan [6].

Fig. 1.5. Reprezentarea fenomenului de detonație [7];

Sistemul de aprindere

Motorul cu aprindere prin scânteie funcționează cu un amestec relativ omogen, de aer și carburant, care odată aprins de o scânteie susține un proces de reacție care se propagă cu flacără, în interiorul cilindrului. În timpul procesului de ardere, în fază incipientă, energia înmagazinată în combustibil este eliberată relativ lent, crește la o valoare maximă, iar în cele din urmă scade aproape de finalul procesului de ardere. În consecință, presiunea din cilindru crește până la o valoare maximă după ce pistonul trece de punctul mort interior, iar apoi scade în timpul destinderii. Performanțele motoarelor cu aprindere prin scânteie sunt limitate de apariția procesului de detonație, care limitează raportul de comprimare și automat eficiența termică a motorului.

Fig. 1.6. Avansul scânteii al unui motor cu aprindere prin scânteie (caz general) [7];

Pentru a putea exista procesul de ardere este nevoie de o sursă de aprindere a amestecului combustibil. Aprinderea prin scânteie este cea mai răspândită tehnologie utilizată la momentul actual pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, iar aceasta este generată de o bujie. Aprinderea este electrică și comandată electronic de către unitatea centrală de comandă sau ECU. [8] La pornirea motorului, energia electrică necesară este furnizată de către acumulatorul autovehiculului, iar în timpul funcționării, energia este furnizată de către alternator. Tensiunea electrică de la baterie este multiplicată de bobinele de inducție care, mai departe, alimentează bujiile. Ca și construcție, bujia este fabricată din elemente de sticlă, ceramice si metalice. Bujia se montează în chiulasa motorului prin înfiletare, electrozii pătrund în camera de ardere, iar terminalul este cuplat la bobinele de inducție. Bujia conține doi electrozi separați de un izolator. Electrodul negativ este de fapt corpul bujiei, conectat prin intermediul chiulasei la borna negativă a bateriri (masă), iar electrodul pozitiv este central și conectat la bobina de inducție. Putem observa in figura 1.7. principalele elemente constructive ale bujiei.

Fig. 1.7. Elementele constructive ale bujiei [7];

Cu aprinderea prin scânteie, arderea este inițiată de o descărcare electrică, ce apare în interstițiul dintre electrozi. Descărcarea electrică prin care se creează scânteia se efectuează la valori de 20.000-30.000 V (volți). Principalele faze ale descărcării bujiei sunt: arcul, străpungerea și pâlpâirea. Valoarea voltajului crește până în momentul în care curentul poate traversa interstițiul bujiei, acesta fiind debutul arcului electric. În faza de arc electric, curentul crește la aproximativ 100 A (amperi) în câteva nanosecunde, stabilind o punte de impedanță scăzută între electrozi. Durata nucleului plasmatic realizat este foarte dependentă de caracteristicile din faza formării arcului, deoarece această fază prezintă cea mai mare tensiune și curent. În faza de post-formare a arcului, cu impedanță mică, tensiunea se reduce la o valoare de aproximativ 100 V, iar curentul scade la aproximativ 1 A. Faza finală a procesului de descărcare prin scânteie este pâlpâirea care durează mult mai mult decât fazele anterioare, cu o tensiune de aproximativ 500 V și un curent de 0,1 A [9].

În timpul producerii arcului electric energia electrică este transferată amestecului de aer-carburant, ridicând temperatura suficient de mult pentru a se iniția reacții chimice locale. Dacă dupa aproximativ 20-100 ms de la debutul arcului, energia chimică eliberată depășește valoarea căldurii transferate conductiv în amestecul proaspăt înconjurător, reacțiile chimice devin autosustenabile și se formează un nucleu de flacără sferic ce se transformă intr-un front de flacără care se propagă radial de la bujie către piston. Cantitatea de energie necesară inițierii aprinderii scade odată cu creșterea temperaturii și a presiunii din camera de ardere și este minimă în condiții de ardere stoichiometrică. Cu cât amestecul este mai sărac, cu atât viteza de propagare a flăcării în cilindru este mai mică, crescând astfel cantitatea de căldură transferată prin radiație de la flacără către gazul înconjurător și în consecință crește energia necesară inițierii aprinderii.

Fig. 1.8. Generarea frontului de flacără și creșterea acestuia [7];

1 – Tensiunea mare generată de bobină este transferată către electrodul central, care transferă această tensiune mai departe electrodului de masă, lucru ce facilitează apariția scânteii; 2 – Temperaura foarte ridicată a scânteii determină o cantitate mică de aer-carburant adiacentă electrozilor să ardă și se produce nucleul de flacără; 3 – Flacăra începe să crească și să aprindă mai mult amestec aer-carburant; 4 – Flacăra continuă să crească și să se propage în tot amestecul combustibil prezent în camera de ardere.

Sistemul de distribuție al gazelor în motor

Sistemul de distribuție se compune din ansamblul tuturor organelor motorului care asigură desfășurarea în bune condiții a procesului de schimb de încărcătură. El este alcătuit din mecanismul de distribuție MD, format din organele care comandă deschiderea și închiderea periodică a supapelor de admisie și evacuare a gazelor din cilindru, colectoarele de gaze, care efectuează transportul și distribuirea fluidului proaspăt la fiecare cilindru în parte, respectiv colectează gazele de ardere de la cilindri și le conduc spre elementele de post-tratare depoluante de pe linia de eșapament și amortizoarele de zgomot, care limitează intensitatea zgomotelor produse de evacuarea gazelor de ardere sub presiune sau de admisia fluidului proaspăt [10].

Sistemul de distribuție trebuie să fie eficient, adică să asigure un grad de admisie și de evacuare ridicat, iar la motoarele cu aprindere prin scânteie să asigure distribuția uniformă a amestecului proaspăt între cilindri. De asemenea trebuie să asigure silențiozitatea schimbului de gaze, să fie simplu de fabricat și de întreținut, ieftin și durabil.

Distribuția prin supape se utilizează la majoritatea motoarelor cu ardere internă în patru timpi. Mecanismul de distribuție prin supape poate fi clasificat în funcție de poziția supapelor astfel:

MD prin supape în bloc (supape laterale);

MD prin supape în chiulasă (supape în cap);

MD cu amplasare mixtă a supapelor;

În ceea ce privește motorul țintă, vom discuta în cele ce urmează despre mecanismul de distribuție prin supape în chiulasă. Acesta se utilizează la majoritatea motoarelor cu ardere internă deoarece permite obținerea unei camere de ardere mai compacte și deci a unor rapoarte de comprimare cu valori ridicate. Soluția permite realizarea unui coeficient de umplere ridicat, deoarece canalul de admisie are o formă simplă și în același timp se poate mări numărul de supape pe cilindru. Ca dezavantaje, acest mecanism crește înălțimea motorului, complică mecanismul de acționare al supapelor în cazul amplasării arborelui cu came în blocul motor și complică acționarea arborelui cu came în cazul amplasării lui pe chiulasă. Varianta de amplasare a arborelui cu came deasupra supapelor, pe chiulasă, se regăsește la motoarele rapide pentru micșorarea forțelor de inerție, deoarece sunt eliminate o parte din piesele care se aflau între camă și supapă. În această variantă dezavantajul este înălțimea motorului, care se poate remedia prin înclinarea cilindrilor motorului.

Fig. 1.9. Acționarea directă a supapelor de către arborele cu came;

1 – arborele cu came; 2 – supapă;

Pe măsură ce tehnologia utilizată în motoare devine mai avansată, există trei aspecte foarte importante ce se doresc a se îmbunătății in mod continuu: maximizarea cuplului motor, minimizarea emisiilor motorului și maximizarea economiei de combustibil. Se poate obține o reducere de la 3% la 12% a consumului de combustibil prin utilizarea acestei tehnologii [11].

Fig. 1.10. Variatorul de timp de deschidere al supapelor alături de reprezentarea grafică a modificării legii de ridicare și coborâre a supapelor [12];

Apariția variatoarelor de timp de deschidere a supapelor de tip variable valve timing sau VVT a fost necesară pentru a putea satisface toate cele trei cerințe. Temporizarea variabilă a deschiderii supapelor este procesul de modificare a momentului de ridicare a supapei și este adesea utilizat pentru a îmbunătății performanța sau a crește economicitatea motorului, niciodată amândoua în același timp, fiecare caracteristică fiind în funcție de sarcina motorului. Acest sistem este pe bază de acționare hidraulică și folosește uleiul de lubrifiere deja existent în baia de ulei a motorului pentru controlul deschiderii și închiderii supapelor. [13] Mecanismul VVT este atașat la extremitatea arborelui cu came și este compus dintr-o carcasă experioară care cuprinde în interior un rotor intern (B) și o cavitate (A). [12] Arborele cu came este legat direct la rotorul intern, iar pe măsură ce cavitatea este umplută cu ulei hidraulic se ajustează raportul dintre cele doua componente. După câte se poate observa în figura 1.10, raportul dintre cele două elemente are un unghi maxim de ajustare, care poate fi introdus treptat și care este de maxim 30°RAC în ambele direcții. Acest sistem VVT poate fi montat atât pe partea de admisie cât și pe partea de evacuare, iar ca model putem vizualiza figura 1.11 în care putem regăsii actuatori de tip VVT pe ambi arbori cu came [14].

Fig. 1.11. Sistem de distribuție cu VVT pe admisie și evacuare; [14]

Sistemul de alimentare

Injecția pe benzină a apărut și a evoluat ca și tehnică de formare a amestecului la motoarele cu aprindere prin scânteie ca și metodă de alimentare alternativă la metoda carburației. Principiile care au stat la baza dezvoltării sistemelor de injecție de benzină au fost acelea de diminuare a consumului de combustibil și de micșorare a nivelului de emisii poluante caracteristice funcționării motorului pe benzină, iar acest sistem indeplinește aceste condiții tocmai datorită faptului că este capabil de a regla compoziția amestecului de aer și carburant foarte fin, într-un interval foarte exact [15]. În motorul cu ardere internă, combustibilul este introdus în galeria de admisie de către un injector. În galeria de admisie are loc procesul de amestecare a vaporilor de carburant cu aerul, urmând ca mai apoi amestecul să pătrundă în camera de ardere în timpul admisiei [16].

Fig. 1.12. Poziția injectorului în galeria de admisie;

1 – injector; 2 – arbore cu came; 3 – tachet; 4 – supapă de admisie;

5 – chiulasă; 6 – galerie de admisie;

Motorul țintă este echipat cu un astfel de sistem de injecție, fiind un sistem multipunct, de joasă presiune, cu injecție indirectă comandată electromagnetic de către calculatorul motorului. Ca și particularități, injecția multipunct se remarcă prin numărul multiplu de puncte de injecție, fiecare punct fiind determinat de un injector independent, iar ca și număr de injectoare, acesta este egal cu numărul de cilindri al motorului. Sistemul este catalogat ca fiind de joasă presiune datorită faptului că valoarea presiunii de injecție nu depășește 10 bar, ea fiind într-un interval de valori de (2-10) bar, iar faptul că injectoarele sunt montate în poarta supapelor cu jetul orientat spre supapele de admisie, face ca acesta să fie un sistem de injecție indirectă. La motoarele cu o singură supapă de admisie, jetul este unitar și sub formă de con, iar la motoarele cu doua supape de admisie, jetul este divizat sub un anumit unghi, precum in fingura 1.12, fiecare jet fiind direcționat către o supapă de admisie.

Avantajele injecției indirecte în poarta supapei sunt creșterile de cuplu și putere datorate randamentului volumetric ridicat, o distribuție mult mai bună a carburantului în amestec, adică o omogenizare superioarp a amestecului, un răspuns mult mai rapid al motorului la schimbările de poziție ale clapetei obturatoare de pe traseul de admisie și un control mult mai bun al al raportului aer-combustibil la porniri la rece sau în timpul încălzirii motorului [17].

În figura 1.13 putem vizualiza o reprezentare simplificată a componentelor sistemului de injecție în discuție și drumul parcurs de combustibil în acesta.

Fig. 1.13. Componența sistemului de injecție;

1 – rezervor; 2 – pompă electrică de combustibil; 3 – filtru de combustibil;

4 – conductă de alimentare; 5 – regulator de presiune; 6 – injectoare de combustibil; 7 – rampă comună; 8 – conductă de retur;

Pentru a injecta combustibil în galeria de admisie, calculatorul de injecție al motorului (ECU), prin intermediul contactelor electrice (8), alimentează cu energie electrică solenoidul (4). Acesta se energizează și produce o forță electromagnetică care ridică acul injectorului (6) de pe sediu (7).

Fig. 1.14. Secțiune longitudinală printr-un injector cu orificii multiple de injecție;

Pentru a întrerupe injecția de combustibil, calculatorul de injecție întrerupe alimentarae cu energie electrică, iar arcul elicoidal (5) apasă acul injectorului (6) pe sediu (7).

Una din cele mai importante caracteristici ale acestui sistem o reprezintă metoda de determinare a cantității potrivite ce urmează a se injecta. Un sistem de injecție bine construit trebuie să livreze motorului cantitatea optimă de combustibil atomizat astfel încât turația și sarcină să nu fie la alte valori decât cele cerute de către utilizator. Sistemul utilizeaza un senzor de presiune numit senzor MAP de la “manifold absolute pressure”, în traducere presiunea absolută din colector, ce măsoară în timp real depresiunea din tubulatura de admisie a aerului. Semnalul acestui senzor și al altora asemenea ajung în ECU pentru a fi interpretat și pentru a determina timpul optim de deschidere al injectorului [18]. Cantitatea de aer introdusă în motor pentru o anumită deschidere a clapetei obturatoare depinde de presiunea din colectorul de admisie. Această presiune este măsurată de senzorul MAP, care transmite un semnal electric către ECU cu indicația presiunii. Semnalul transmis de senzorul MAP se analizează în paralel cu semnalul dat de potențiometrul clapetei obturatoare și în acest fel se determină exact perioada de timp în care injectoarele trebuie să rămână deschise și totodată se pot face și corecții fine în cazul apariției unor modificări ale semnalelor.

Sistemul de ungere

Sistemul de ungere al unui motor cu ardere internă are patru scopuri majore: (1) să prevină gripajul între componentele mecanismului motor, (2) să evacueze căldura rezultată din frecările prezente în mecanismul motor, (3) să reducă frecarea dintre componentele și (4) să reducă uzura acestora. Toate acestea se realizează cu ajutorul unei pelicule de ulei, ce trebuie să existe între suprafețele de contact ale pieselor în mișcare. Sistemele moderne de ungere oscilează în jurul pompelor de ulei, care reușesc să asigure presiunea necesară pentru a vehicula uleiul de ungere în orice parte a motorului, această pompă fiind antrenată de către arborele cotit în cele mai multe cazuri [6].

Înainte de a părăsi pompa, uleiul trece printr-o supapă de suprapresiune și un filtru fin, iar apoi este distribuit în canalul principal de ulei. Uleiul este apoi distribuit de la aceast canal prin conducte auxiliare către arborele cotit, arborele cu came și alte părți vitale, cum ar fi zona supapelor de admisie, respectiv evacuare. După ce fiecare componentă internă este lubrifiată, uleiul își continuă traseul către baia de ulei din carterul motorului pentru a se răci, ca mai apoi să fie reintrodus în circuit [19].

Sistemul de ungere cu ulei al unui motor termic cuprinde următoarele elemente principale: rezervor de ulei sau baie de ulei, pompă de ulei, filtru de ulei și conducte pentru vehicularea acestuia. În funcție de tipul de motor, acesta poate avea în plus și radiator de ulei și injectoare de ulei.

Fig. 1.15. Circuitul și componentele sistemului de ungere cu ulei al unui motor termic; 1 – sorb de ulei; 2 – pompă de ulei; 3 – orificiu de ungere pompă de vacuum; 4 și 14 – arbori de echilibrare; 5 – orificiu ungere lanț de distribuție; 6 – injector de ulei; 7 – orificiul de alimentare al întinzătorului lanțului de distribuție; 8 și 9 – arbori cu came; 10 – turbocompresor; 11 – radiator de ulei; 12 – filtru de ulei; 13 – canal de curgere al uleiului în blocul motor; 15 – baie de ulei;

Sistemul de răcire

Motorul în patru timpi produce cantități mari de căldură în timpul procesului de ardere. Această căldură este evacuată ori prin gazele de evacuare ori prin transferul termic prin componentele motorului. Datorită potențialului mare al acumulărilor de căldură din interiorul motorului este foarte importantă evacuarea acesteia într-o manieră sigură. Răcirea cu lichid a devenit o practică universală în cazul aplicațiilor din industria autovehiculelor. Apa preia căldura din interiorul motorului și o evacuează prin intermediul unui radiator în atmosferă. Lichidul este apoi recirculat pentru a menține o temperatură constantă în interiorul motorului [6].

Sistemul de răcire trebuie să asigure atingerea într-un interval cât mai scurt a temperaturii nominale de funcționare, precum și menținerea acestei valori în timpul funcționării motorului. Motoarele termice moderne utilizează instalații de răcire cu lichid datorită avantajelor acestora, comparativ cu motoarele răcite cu aer: răcirea uniformă a motorului, încălzirea accelerată a motorului la pornire, puteri litrice superioare, solicitări termice mai reduse ale pieselor.

Sistemul de răcire cu lichid realizează două funcții majore: transportul căldurii de la piesele solicitate termic și disiparea căldurii în atmosferă. Transportul căldurii se realizează prin intermediul lichidului de răcire, cu ajutorul pompei de apă, conductelor și canalelor și a termostatului. Disiparea căldurii este realizată de radiator, asistat de un ventilator electric.

Fig. 1.16. Componentele sistemului de răcire cu lichid a motorului;

1 – radiator de răcire; 2 – pompă de apă; 3 – ventilator; 4 – termostat; 5 – radiator pentru încălzirea habitaclului; 6 – supapă; 7 – motor termic; 8 – flux de aer;

Calculul termic

Calculul termic al motorului

Calculul termic are ca scop determinarea diagramei indicate pe care urmează să o realizeze motorul în funcționare, precum și dimensiunile fundamentale ale acestuia împreună cu principalii indici de perfecțiune.

La proiectarea unui motor nou se stabilesc performanțele ce trebuie realizate, în funcție de destinația motorului și nivelul de dezvoltare atins pe plan mondial. Astfel, apare ca rațional să se demareze calculul termic pornind de la puterea litrică pe care va trebui să o realizeze noul motor [20].

Știind deja puterea litrică a motorului, se determină cilindreea motorului:

, rezultă Vs=0,333 [dm3]; (2.1)

Se calculează de asemenea presiunea medie efectivă la regimul pentru care se efectuează calculul:

, rezultă pe=1,012 [MPa] ; (2.2)

Se estimează randamentul mecanic al motorului , cu ajutorul căruia se calculează presiunea medie indicată:

, rezultă pi=1,177 [MPa]; (2.3)

Se calculează raportul:

; (2.4)

Pentru MAS cu S=84 [mm] și D=71 [mm] rezultă ;

Se determină viteza medie a pistonului:

, rezultă wp=17,64; (2.5)

În figura 2.1 este reprezentată diagrama indicată pentru un MAS:

Fig. 2.1. Diagrama indicată pentru un motor cu aprindere prin scânteie;

Se calculează presiunea medie indicată a ciclului teoretic echivalent:

; (2.6)

Unde și sunt factori de rotunjire, iar și .

Rezultă .

Valorile pentru presiunea de admisie și cea de evacuare sunt:

, rezultă pa=0,922 [MPa]; (2.7)

, rezultă pev=0,105 [MPa]; (2.8)

,unde;

Pentru stabilirea elementelor caracteristice ale diagramei indicate trebuie precizate în prealabil valorile următorilor parametri:

Raportul de comprimare, ε=11 ;

Exponentul politropic al comprimării, ;

Exponentul politropic al destinderii, ;

Gradul de destindere prealabil, ;

Temperatura gazelor la finalul admisiei ;

Parametrii de stare la sfârșitul comprimării vor fi:

Presiunea la finalul comprimării:

, rezultă pc=2,404 [MPa] ; (2.9)

Temperatura la finalul comprimării:

, rezultă Tc=758,6 [K]; (2.10)

Se determină raportul de creștere a presiunii pe durata arderii:

, rezultă ; (2.11)

Se calculează presiunea maximă a ciclului teoretic:

, rezultă pz=9,214 [MPa]; (2.12)

În cazul unui motor cu aprindere prin scânteie presiunea maximă a ciclului real este:

, rezultă pmax=7,832 [MPa]; (2.13)

Tabel 2.1. Valorile centralizate ale parametrilor calculului termic;

Calculul arderii

Combustibilul care arde în cilindrii motorului este definit prin participațiile masice ale conținutului său de carbon (c), hidrogen (h) și oxigen (o). Astfel, combustibilul specific motorului cu aprindere prin scânteie este benzina care se caracterizează prin următoarele compoziții medii [20]:

;

;

;

Cantitatea de aer minim necesară pentru arderea completă a 1 kg de combustibil se determină cu relația:

; (2.14)

Considerând compozițiile prezentate anterior se obține:

; (2.15)

Compoziția gazelor de ardere depinde de coeficientul de dozaj al aerului, .

În cazul motoarelor cu ardere prin scânteie, amestecul aer-combustibil se caracterizează prin valori ale coeficientului de dozaj al aerului, , ce variază în jurul valorii stoichiometrice . Întrucât calculul termic se efectuează pentru regimul de putere maximă, care se obține la funcționarea cu amestec bogat, se consideră valori ale lui în limitele

Se consideră: ;

Atunci când compoziția gazelor de ardere este precizată de relațiile:

, (2.16)

rezultă ;

, (2.17)

rezultă ;

, (2.18)

rezultă ;

, (2.19)

rezultă ;

Cantitatea inițială de încărcătură proaspătă este:

, (2.20)

rezultă ;

Unde, reprezintă masa molară a combustibilului. Dacă benzina se aproximează cu Octanul , atunci .

Cantitatea finală de gaze arse este:

; (2.21)

rezultă ;

Coeficientul dinamic de variație molară se definește ca raportul dintre numărul de moli de gaze arse și numărul de moli de amestec inițial:

, rezultă ; (2.22)

Cantitatea de încărcătură proaspătă care pătrunde în cilindrul motorului se amestecă cu gazele arse rămase de la ciclul precedent, formând astfel încărcătura inițială a cilindrilor. Numărul de kilomoli de gaze arse reziduale se calculează cu ecuația:

, (2.23)

rezultă ;

Unde:

(temperatura gazelor arse reziduale);

(constanta universală a gazelor);

(volumul camerei de ardere);

, rezultă ; (2.24)

Numărul de kmoli de încărcătură inițială, se calculează în mod similar:

, (2.25)

rezultă ;

Numărul de kmoli de încărcătură proaspătă rezultă prin diferența celor două cantități:

, (2.26)

rezultă ;

Se vor calcula în continuare:

coeficientul de gaze arse reziduale:

, rezultă ; (2.27)

coeficientul de umplere:

, rezultă ; (2.28)

Unde: .

coeficientul total de variație molară

, rezultă ; (2.29)

Unde numărul de moli de gaze arse este:

, rezultă ; (2.30)

Rezultă valoarea temperaturii gazelor la finalul arderii:

, rezultă ; (2.31)

Volumul cilindrului la finalul arderii:

, rezultă ; (2.32)

Tabel 2.2. Valorile centralizate ale parametrilor calculului arderii;

Relația de bilanț energetic:

, (2.33)

rezultă ;

Tabel 2.3. Valorile determinate ale energiilor interne;

Relația (2.33) permite calculul cantității de căldură ce trebuie degajată pe ciclu () pentru ca motorul să fie capabil să realizeze performanțele impuse prin tema de proiect. În condițiile asigurării puterii litrice preconizate:

cantitatea de combustibil ce poate fi arsă complet pe ciclu în cilindru:

, rezultă ; (2.34)

cantitatea de combustibil care arde cu coeficientul de dozaj al aerului:

, rezultă ; (2.35)

cantitatea de căldură ce poate fi degajată teoretic prin arderea acestei cantități de combustibil:

, (2.36)

rezultă ;

Unde este puterea calorifică inferioară a benzinei.

Se determină valoarea coeficientului de utilizare al căldurii degajate prin arderea combustibilului în cilindru:

, rezultă ; (2.37)

Pentru un MAS .

Parametrii de stare la finalul destinderii:

presiunea la finalul destinderii:

, rezultă ; (2.38)

temperatura la finalul destinderii:

, rezultă ; (2.39)

Consumul orar de combustibil :

, rezultă ; (2.40)

Consumul specific efectiv de combustibil:

, rezultă ; (2.41)

Randamentul efectiv al motorului:

, rezultă ; (2.42)

Tabel 2.4. Valorile centralizate ale parametrilor calculați anterior;

Bilanțul termic al motorului

Prin bilanțul termic al motorului se înțelege repartiția căldurii între lucrul mecanic efectiv și diferitele pierderi, ecuația de bilanț termic fiind conform figurii 2.2:

Fig. 2.2. Bilanțul termic al unui motor cu ardere internă;

; (2.43)

În care:

reprezintă căldura transformată în lucru mecanic efectiv;

reprezintă căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii;

reprezintă căldura preluată de gazele de evacuare;

reprezintă căldura transmisă pereților de către fluidul motor;

reprezintă căldura conținută în gazele de evacuare la arderea incompletă.

Exprimând bilanțul termic referitor la 1 kg de combustibil, obținem:

; (2.44)

, rezultă ; (2.45)

Randamentul indicat are valoarea:

, rezultă ; (2.46)

, rezultă ; (2.47)

Căldura preluată de gazele de evacuare reprezintă diferența dintre entalpia gazelor de evacuare și entalpia fluidului proaspăt:

, rezultă ; (2.48)

Se exprimă valorile entalpiilor gazelor de evacuare () și fluidului proaspăt () cu relațiile:

; (2.49)

; (2.50)

Unde:

reprezintă temperatura fluidului proaspăt la intrarea în sistemul de admisie;

reprezintă temperatura gazelor de ardere evacuate;

și reprezintă energiile interne specifice.

, rezultă ; (2.51)

Tabel 2.5 Energiile interne specifice;

, rezultă ; (2.52)

Rezultă:

; (2.53)

Căldura transmisă pereților de către fluidul motor:

, rezultă ; (2.54)

Tabel 2.6. Valorile centralizate ale parametrilor bilanțului termic;

Verificare procentuală:

căldura transformată în lucru mecanic:

, rezultă ; (2.55)

căldura preluată de gazele de evacuare:

, rezultă ; (2.56)

căldura conținută în gazele de evacuare la arderea incompletă:

, rezultă ; (2.57)

căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii:

; (2.58)

căldura transmisă pereților de către fluidul motor:

, (2.59)

rezultă ;

; (2.60)

Trasarea diagramei indicate

Pe baza calculului termic se construiește diagrama indicată. Ea folosește la determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului (randament indicat, consum specific indicat de combustibil și presiune medie indicată), precum și la calculul solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor.

Valorile pentru randament și consum specific sunt prezentate în tabelul 2.4, iar presiunea medie efectivă în tabelul 2.1. Cu ajutorul acestor date se trasează diagramele teoretică și reală, reprezentate în figurile 2.3 și 2.4.

Diagrama reală presupune, de fapt, corectarea diagramei teoretice, efectuând rotunjiri la finele proceselor de comprimare, destindere și evacuare, precum și la maximul de presiune al diagramei din timpul arderii [20].

Fig. 2.3. Diagrama teoretică și reală presiune-grade rotație arbore cotit;

Fig. 2.4. Diagrama teoretică și reală presiune-volum;

Verificare prin calculul erorii:

(2.61)

Valoarea erorii se determină prin calculul lucrului mecanic de comprimare și a lucrului mecanic de destindere, atât pentru ciclul teoretic, cât și pentru cel real.

Calculul lucrului mecanic teoretic:

(2.62)

(2.63)

(2.64)

Calculul lucrului mecanic real:

(2.65)

(2.66)

(2.67)

Unde:

reprezintă lucrul mecanic teoretic pe ciclu;

reprezintă lucrul mecanic teoretic de comprimare;

reprezintă lucrul mecanic teoretic de destindere;

reprezintă lucrul mecanic real pe ciclu;

reprezintă lucrul mecanic real de comprimare;

reprezintă lucrul mecanic real de destindere;

Tabel 2.7. Valorile centralizate ale lucrurilor mecanice teoretice și reale;

CALCULUL DINAMIC

Efectuarea calculului dinamic presupune determinarea forțelor și momentelor existente în mecanismul motor, necesare pentru verificarea solicitărilor pieselor componente ale acestuia, după ce, evident, au fost în prealabil predimensionate.

Forțele care lucrează în mecanismul motor pot fi grupate astfel:

forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare (Fi),

forțele produse de presiunea gazelor din cilindru (Fp),

forțele de greutate (Fg),

forțele de frecare (Ff).

Ultimele două categorii de forțe nu se iau în considerare deoarece au ponderi reduse și în plus forța Ff este dificil de evaluat.

Forțele de inerție se grupează în două categorii:

forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație, Fitr,

forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație, Fir [20].

Cinematica mecanismului bielă-manivelă

Mecanismul bielă-manivelă este un mecanism cu ajutorul căruia mișcarea de translație a pistonului este transformată în mișcare de rotație a arborelui cotit. Acest mecanism este compus din cupla de translație (formată din piston și cămașă), cupla cilindrică de rotație (formată din piston și bolț) și cupla de rotație (formată din manetonul arborelui cotit și capul cu capacul bielei). Manivela este definită de rotația fusului maneton în jurul axei fusurilor paliere. [21].

În studiul cinematic al mecanismului motor se adoptă ipotezele:

elementele ce altătuiesc mecanismul sunt nedeformabile;

motorul funcționează în regim stabilizat, turația n fiind constantă;

viteza unghiulară a arborelui cotit ω este constantă;

Considerăm un mecanism motor normal axat, prezentat și în figura 3.1.

Figura 3.1. Schema mecanismului bielă-manivelă normal axat [22];

Elementele mecanismului sunt:

B – Punctul de articulație dintre piston și piciorul bielei, prin intermediul bolțului;

A – Punctul de articulație între capul bielei și manetonul arborelui cotit;

R – Raza manivelei arborelui cotit;

S – Cursa pistonului în cilindru;

X – Deplasarea pistonului;

p.m.i – Punctul mort inferior;

p.m.e – Punctul mort superior;

L – Lungimea bielei;

α – Unghiul de rotație al arborelui cotit;

β – Unghiul de înclinare a bielei;

ω – Viteza unghiulară a bielei.

Cinematica mecanismului motor este influențată de doi parametri adimensionali:

, rezultă ; (3.1)

; (3.2)

Fiind vorba despre un mecanism normal axat, valoarea dezaxării h este zero, singurul parametru ce influențează cinematica mecanismului motor fiind Λ [22].

Cinematica manivelei

Poziția mecanismului motor se precizează prin unghiul α care reprezintă deplasarea unghiulară a manivelei, măsurat față de direcția axei cilindrului [22].

Viteza unghiulară a manivelei este:

; (3.3)

În regim stabilizat:

, rezultă ; (3.4)

Deoarece viteza unghiulară este constantă, accelerația într-un punct de pe manivelă are numai componentă normală și variază liniar de la zero (pe axa de rotație, în O), la valoarea:

, rezultă ; (3.5)

în punctul A și are sensul de la A spre O.

Cinematica pistonului

Deplasarea pistonului

Pistonul are o mișcare alternativă de translație pe direcția axei cilindrului. Deplasarea pistonului între punctele moarte reprezintă cursa pistonului S.

Deplasarea pistonului este o funcție periodică cu perioada 2π. La mecanismul axat, deplasarea pistonului este:

; (3.6)

Fig. 3.2. Variația deplasării pistonului;

Viteza pistonului

Viteza pistonului se obține prin derivarea deplasării pistonului:

; (3.7)

În cazul mecanismului axat se obține:

; (3.8)

Viteza pistonului se anulează la punctele moarte: α=0,π,2π,…

Poziția mecanismului motor pentru care viteza pistonului este maximă se obține din condiția:

; (3.9)

Se obține:

, rezultă (3.10)

Fig. 3.3. Variația vitezei pistonului;

Accelerația pistonului

Accelerația pistonului jB se determină prin derivarea expresiei vitezei pistonului în raport cu timpul.

Derivând în raport cu timpul expresia vitezei pistonului se obține expresia accelerației:

; (3.11)

Expresia aproximativă a accelerației pistonului pentru mecanismul axat este:

; (3.12)

Accelerația pistonului se anulează în punctele unde viteza pistonului este maximă, iar extremele acesteia corespund valorilor lui α obținute din condiția:

; (3.13)

Rezultă: α=0,π,2π,…, adică punctele moarte, iar datorită faptului că Λ>0,25 se mai obține încă un punct extrem pentru:

; (3.14)

, (3.15)

rezultă

; (3.16)

rezultă

; (3.17)

rezultă

;

Fig. 3.4. Variația accelerației pistonului;

Cinematica bielei

Deplasarea unghiulară a bielei

Biela, executând o mișcare plan-paralelă, poziția ei este determinată prin poziția punctului B (se cunoaște deplasarea xB a pistonului) și unghiul β față de axa cilindrului. Deplasarea unghiulară a bielei se determină cu relația:

(3.18)

Figura 3.5. Deplasarea unghiulară a bielei;

Viteza unghiulară a bilei

Centrul instantaneu de rotație al bielei OL, se află la intersecția dintre prelungirea manivelei OA și perpendiculara în B pe direcția axei cilindrului (viteza punctului B, wB, este pe direcția axei cilindrului, iar viteza punctului A, wA, este perpendiculară pe raza manivelei OA), figura 3.6 [22].

Fig. 3.6. Schemă pentru determinarea centrului instantaneu de rotație al bielei [22];

Viteza unghiulară a bielei se obține prin derivarea deplasării unghiulare în raport cu timpul:

; (3.19)

Pentru mecanismul normal, axat, viteza unghiulară a bielei este:

; (3.20)

Viteza unghiulară este nulă când deplasarea unghiulară este maximă sau minimă (α=90° și α=270°).

Viteza unghiulară maximă a bielei se obține prin anularea derivatei vitezei unghiulare în raport cu unghiul α:

; (3.21)

Viteza unghiulară fiind maximă în punctele moarte și are valoarea:

; (3.22)

Figura 3.7. Variația vitezei unghiulare a bielei;

Accelerația unghiulară a bielei

Accelerația unghiulară se obține prin derivarea vitezei unghiulare în raport cu timpul:

; (3.23)

Pentru mecanismul axat se obține expresia accelerației unghiulare:

; (3.24)

care se anulează în punctele moarte (unde viteza unghiulară este maximă) și este maximă când oblicitatea bielei este maximă.

; (3.25)

Figura 3.8. Variația accelerației unghiulare a bielei;

Forțele și momentele din mecanismul bielă-manivelă

Mecanismul motor este acționat de forța corespunzătoare presiunii gazelor din cilindru, de forțele de inerție, de greutățile pieselor mecanismului, de forțele de frecare și de momentele forțelor. Cunoașterea lor este necesară calculului de rezistență, de vibrații, studiului echilibrajului motorului.

Forțele de frecare sunt mici și greu de evaluat, datorită numeroșilor factori de care depinde coeficientul de frecare și, de regulă, se neglijează [22].

Forța de presiune a gazelor

Fie p presiunea gazelor din cilindrul motorului și pc presiunea din carterul acestuia, figura 3.9. Forța de presiune a gazelor Fg este:

; (3.26)

Este o funcție periodică de perioadă 4π la motorul în patru timpi (τ=4).

La motorul în patru timpi, presiunea gazelor din carter este: pc≈0,1 [MPa].

Fig. 3.9. Schema pentru determinarea forței Fg [22];

Fig. 3.10. Variația forței presiunii gazelor din cilindrul motorului;

Forțele de inerție

Forțele de inerție ale bielei

Biela efectuează o mișcare complexă, plan-paralelă. Evaluarea forțelor de inerție ale bielei se poate face în două moduri:

se consideră translația bielei determinată de piciorul bielei cu accelerația jB și rotația ei în jurul acestui punct, cu viteza unghiulară ωL și accelerația unghiulară θL;

se consideră translația bielei determinată de centrul ei de masă și rotația bielei în jurul acestui punct [22].

Fig. 3.11. Schemă pentru determinarea forțelor de inerție ale bielei [22];

Pentru biela întreagă, cu masa mL, forțele de inerție sunt:

; (3.27)

Fig. 3.12. Variația forței de inerție pentru biela întreagă;

Pentru ca biela să poată fi înlocuită cu un sistem dinamic echivalent compus din mase concentrate așezate pe direcția ei și legate printr-o tijă fără greutate, este necesar să se conserve masa sistemului, poziția centrului de masă și momentul de inerție. Practic se folosesc două mase concentrate, una în A, mA, care participă la mișcarea de rotație a manivelei și alta în B, mB, care participă la mișcarea de translație a pistonului [22].

Condițiile de echivalență dinamică sunt:

; (3.28)

; (3.29)

Din relațiile (3.28) și (3.29) rezultă:

; ; (3.30)

rezultă: ; ; ;

Unde: L=a+b; a reprezintă distanța de la capul bielei la centrul de greutate al acesteia, iar b reprezintă distanța de șa piciorul bielei la centrul de greutate al acesteia. În acest caz avem următoarele valori: a=53 [mm] și b=70 [mm].

Bielele la care condiția de conservare a momentului masic de inerție este satisfăcută sunt echilibrate dinamic.

Forțele de inerție ale maselor cu mișcare de rotație

Masele cu mișcare de rotație sunt:

masa cotului: masa brațului mbr, masa manetonului mM și masa contragreutății mcg cu centrele de masă situate la distanțele ρbr, ρM și respectiv ρcg de axa de rotație (în cazul manetonului negăurit axial, ρM=R).

masa mA a sistemului înlocuitor al bielei [22].

Forțele de inerție ale maselor cu mișcare de rotație:

, rezultă (3.31)

Unde: mr reprezintă masa pieselor în mișcare de rotație;

, rezultă (3.32)

Unde: , iar ;

reprezintă diametrul manetonului;

reprezintă lungimea manetonului;

reprezintă densitatea materialului arborelui cotit (33MoCr11);

reprezintă grosimea brațului;

reprezintă lățimea brațului;

reprezintă raza manivelei;

Forțele de inerție ale maselor cu mișcare de translație

Masa mtr, aflată în mișcare de translație este:

; (3.33)

Unde: mp este masa pistonului, mb este masa bolțului pistonului, ms este masa segmenților, mB este masa corespunzătoare a sistemului înlocuitor al bielei.

Notând masa grupului piston:

, rezultă (3.34)

Rezultă:

; (3.35)

Cunoscând accelerația pistonului jB, forța de inerție a masei cu mișcare de translație este:

; (3.36)

Fig. 3.13. Variația forței de inerție în mișcare de translație;

Forțele din mecanismul motor

Asupra pistonului lucrează forța Ft care este rezultanta dintre forța de presiune a gazelor și forța de inerție a maselor cu mișcare de translație:

; (3.37)

Fig. 3.14. Variația forței totale care lucrează asupra pistonului;

Forța Ft se descompune în două componente, figura 3.15.

Fig. 3.15. Forțele din mecanismul motor [22];

K, după axa bielei:

; (3.38)

Fig. 3.16. Variația solicitării în direcția axei bielei;

N, normală la axa cilindrului:

; (3.39)

Fig.3.17. Variația forței normale la axa pistonului;

Forța K se descompune în două componente:

Z, forța normală pe maneton:

; (3.40)

Fig. 3.18. Variația forței normale pe maneton;

T, forța tangențială la maneton:

; (3.41)

Fig. 3.19. Variația forței tangențiale la maneton;

Convenția de semne pentru aceste forțe este precizată în figura 3.15.

Fig. 3.20. Reprezentarea grafică a diagramei polare a manetonului;

Momentul motor

Momentul motor la motorul monocilindric

Se numește moment motor instantaneu al unui motor monocilindric momentul produs de forța tangențială la maneton T;

(3.42)

Se observă că M diferă de T printr-o constantă; deci M are aceeași alură ca T. Momentul motor este o funcție periodică, având perioada forței T: ζ=4π la motorul în patru timpi. El depinde de sarcină și turație [22].

Momentul motor mediu este momentul constant care, în timpul unei perioade ζ, efectuează același lucru mecanic ca și momentul real, figura 3.21.

; (3.43)

Rezultă:

; (3.44)

Deoarece integrala nu se poate rezolva analitic se planimetrează aria diagramei.

Puterea indicată a motorului monocilindric este:

; (3.45)

Fig. 3.21. Variația momentului motor în primul cilindru al motorului;

Momentul motor la motorul policilindric

Momentul motor instantaneu al motorului policilindric se determină ținând cont de următoarele considerații:

cilindri sunt identici, deci dezvoltă același moment motor;

toți cilindri lucrează asupra aceluiași arbore cotit;

într-o perioadă ζ în fiecare cilindru se produce o aprindere;

aprinderile sunt decalate uniform în interiorul unei perioade;

aprinderile sunt uniform repartizate și momentele motoare sunt uniform decalate [22].

Decalajul între două aprinderi consecutive este , unde i reprezintă numărul de cilindri ai motorului.

Fig. 3.22. Variația momentului rezultant și reprezentarea momentului mediu rezultant;

Considerăm ca origine a perioadei momentului în care se declanșează aprinderea în primul cilindru. În următorul cilindru, momentul admite aceeași variație în timp și este decalat față de primul cu . Pe fiecare interval se regăsesc variațiile momentului motor M ale unui cilindru corespunzătoare acestui interval. Deci, momentul motor rezultant Mrez va fi suma momentelor motoare instantanee ale fiecărui cilindru în perioada . Cilindri fiind identici, se va folosi numai variația momentului motor al unui cilindru și se vor însuma, în perioada , valorile momentului motor decalate în funcție de ordinea de aprindere a motorului. Deoarece valorile momentului motor rezultant se reproduc după fiecare interval rezultă că perioada lui va fi [22].

Lucrul mecanic dezvoltat în perioada este egal cu lucrul mecanic dezvoltat de un singur cilindru în perioada ζ:

; (3.46)

iar momentul motor mediu al motorului policilindric va fi:

; (3.47)

rezultă

Puterea efectivă a motorului policilindric este:

; (3.48)

rezultă

Verificare prin calculul erorii:

, rezultă (3.49)

Unde: P=53 [kW] reprezintă puterea motorului ales prin tema lucrării.

Tabel 3.1. Valorile centralizate ale parametrilor calculului cinematic;

Tabel 3.2. Valorile centralizate ale parametrilor calculului dinamic;

Dimensionarea și verificarea la rezistență a subansamblului arbore cotit

Construcția și calculul arborelui cotit

Rol. Componență. Condiții funcționale

Arborele cotit preia solicitările în direcția axei bielei (care rezultă din acțiunea forțelor de presiune și a forțelor de inerție ale maselor cu mișcare de translație) și forțele de inerție ale maselor cu mișcare de rotație. El însumează lucrurile mecanice dezvoltate în cilindri și transmite energia rezultată spre utilizare. Împreună cu bielele, arborele cotit transformă mișcarea alternativă de translație în mișcare de rotație. Arborele cotit comandă distribuția gazelor și asigură deplasarea organelor mobile din instalațiile auxiliare ale motorului [3].

Elementele componente ale arborelui cotit sunt:

fusurile palier, prin care se sprijină în lagăre;

fusurile maneton, servind la articularea bielelor;

brațele, ce realizează legăturile dintre fusuri și sunt prevăzute uneori în partea opusă fusului maneton adiacent;

masele adiționale numite contragreutăți, având rolul de a ameliora echilibrajul forțelor de inerție și al momentelor și de a descărca parțial lagărele;

extremitățile, pe care se montează diferite organe.

În cea mai simplă alcătuire, orice cot al arborelui cuprinde un fus maneton și două brațe, încadrate de două fusuri palier. Configurația de ansamblu este determinată de dispunerea cilindrilor motorului și de cerințele privind gabaritele și funcționarea acestuia. La motoarele în linie, arborele cotit are câte un cot pentru fiecare cilindru [3].

Pozițiile relative ale coturilor se stabilesc în așa fel încât să se asigure repartiția uniformă a aprinderilor, ceea ce determină uniformizarea momentului motor rezultant și permite realizarea unui echilibraj avansat al forțelor de inerție și al momentelor acestora.

Convențional, extremitatea dinspre consumatorul energiei livrate de arborele cotit este de obicei numită extremitatea din spate. Pe ea se prinde volantul, care uniformizează mișcarea de rotație a arborelui cotit. La cealaltă extremitate, din față, se fixează o roată dințată care acționează mecanismul de distribuție și unele instalații auxiliare.

Forțele preluate de arborele cotit, periodic valabile, produc momente încovoietoare și de răsucire, de asemenea variabile periodic, care solicită elementele arborelui cotit la oboseală. Această solicitare este îndeosebi periculoasă în zonele unde rezistența la oboseală este micșorată organic, prin concentrări importante ale eforturilor unitare: la trecerile dintre fusuri și brațe, caracterizate prin variații bruște de secțiune, și în dreptul orificiilor cu care sunt prevăzute fusurile, pentru vehicularea uleiului de ungere. Solicitările arborelui au și caracter de șoc, datorită jocurilor din articulații, vitezei mari de creștere a presiunii în timpul arderii și schimbărilor de sens ale forțelor aplicate. Suplimentar, fusurile arborelui sunt supuse frecărilor și uzurilor [3].

Din cauza eforturilor care încarcă arborele cotit, el suportă deformații însemnate. Sub acțiunea rezultantei dintre forțele maxime de presiune și de inerție, fiecare cot se încovoaie astfel încât apar tensiuni de întindere la racordările fusurilor maneton cu brațele și tensiuni de compresiune la racordurile dintre fusurile palier și brațe. Aceste deformații compromit coaxialitatea fusurilor și cuzineților, intensificându-le uzura. Momentele de răsucire aplicate arborelui provoacă deformații unghiulare variabile. Nivelul și varietatea solicitărilor și deformațiilor impun ca arborele cotit să prezinte valori înalte ale rezistenței la oboseală, rigidității, rezistenței la uzură a fusurilor, precum și susceptibilitate redusă la rezonanța vibrațiilor de răsucire [3].

Proiectarea și dimensionarea arborelui cotit

De o deosebită importanță pentru controlul deformațiilor este realizarea unei rigidități ridicate. Rigiditatea necesară implică o masă mare a arborelui, ceea ce se reflectă în practica obișnuită de supradimensionare a elementelor lui. Dimensionarea prea largă nu este recomandată, pentru a preveni creșterea exagerată a gabaritului motorului, din care masa arborelui cotit reprezintă 8,5…14% [3].

Arborii cotiți se construiesc curent din oțel, semifabricatul fiind elaborat prin deformare la cald (matrițare sau forjare liberă). Ca material, pentru arborele cotit ales prin tema de proiect vom alege 33MoCr11 cu caracteristicile generale prezentate în tabelul 4.1.

Tabel 4.1. Caracteristicile oțelului 33MoCr11 conform STAT 791-80;

Arborele cotit este unitar, nedemontabil. Fusurile arborelui cotit se construiesc astfel încât suprafața portantă să fie cât mai mare. Diametrele fusurilor cu același rol sunt egale, dp la fusurile palier și dm la fusurile maneton. Pentru a ușura fabricația și a crește rigiditatea și portanța, se recomandă dm≈dp, însă mărimea diametrului dm majorează masele în mișcare de rotație (masa fusului maneton și a capului bielei) și reduce frecvențele proprii ale arborelui. În consecință, se preferă de obicei soluția dm<dp.

La fusul palier de lângă una din extremitățile arborelui sau la cel din mijloc, se prevede un joc axial de 0,05…0,30 mm. Se asigură astfel deplasarea axială liberă a arborelui, ceea ce e necesar datorită dilatărilor sale diferite de cea a carterului și, în plus, acest joc permite arborelui să preia forța aplicată axial de elementul care realizează cuplarea cu consumatorul energiei furnizate de motor. Fusul care controlează jocul axial este montat în cuzineți cu gulere sau, daca se sprijină pe cuzineți fără gulere, este dotat și cu cuzineți axiali, ce au formă semiinelară și sunt echipați cu material antifricțiune pe ambele fețe. Construcția cuzineților axiali este reglementată în țara noastră prin STAT 9814-80 [3].

Calculul arborelui cotit întâmpină dificultăți, pe de o parte, din cauza configurației lui complicate. Astfel, în afara unor cazuri particulare, cum este cel realizat la motoarele moniclindrice, arborele cotit are mai mult de două reazeme, constituind un sistem static nedeterminat. Pe de altă parte, elementele arborelui prezintă mari deosebiri în ceea ce privește distribuția eforturilor unitare, deformațiile și gradul de uzură. În consecință, arborele cotit se dimensionează după date statistice (conform tabelului 4.2.) și se verifică pe baza unei scheme simplificate. Se consideră că arborele cotit este o grindă discontinuă, la care porțiunile dintre mijlocurile fusurilor palier consecutive reprezintă grinzi simple sprijinite. Fiecare grindă simplu sprijinită este tratată separat, verificând solicitările datorate forțelor transmise de bielele respective și forțelor de inerție ale componentelor grinzii. În reazemele acesteia, presupuse coaxiale și rigide, se neglijează momentele încovoietoare [3].

Tabel 4.2. Dimensiunile fundamentale ale cotului în funcție de alezajul cilindrului D;

Ținând cont de datele prezente în tabelul 4.2. și de schema simplificată a unui cot de arbore cotit din figura 4.1., definim dimensiunile arborelui cotit dat prin tema de proiect, dimensiuni finale ce sunt prezentate și centralizate în tabelul 4.3.

Fig. 4.1. Schema simplificată pentru dimensionarea cotului arborelui cotit;

Tabel 4.3. Dimensiunile pentru proiectarea cotului arborelui cotit;

Verificarea la rezistență

Verificarea fusurilor la presiune maximă și la încălzire

Presiunea maximă pe orice fus al arborelui cotit se calculează în funcție de dimensiunile lui ( diametrul fusului și lungimea portantă) și de forța maximă Fmax care îl încarcă, cu relația:

; (4.1)

în care Fmax se ia din diagrama polară a fusului considerat.

Verificarea la încălzire se efectuează printr-un calcul simplificat, fără considerarea factorilor caracteristici regimului hidrodinamic de ungere, prin intermediul lucrului mecanic produs prin frecare pe unitatea de suprafață, în unitatea de timp. Daca este presiunea medie pe fus, în [N/mm2], și este viteza periferică a fusului, în [m/s], se obține:

; (4.2)

μ fiind coeficientul de frecare. Se admite că astfel încât se utilizează pentru verificare așa-numitul coeficient de uzură, definit de relația:

; (4.3)

Termenii din (4.3) au expresiile:

; (4.4)

; (4.5)

în care este valoarea medie a forței ce încarcă fusul, iar ξ este un factor depinzând de tipul fusului. se determină pe baza diagramei polare desfășurate a fusului verificat. Pentru fusul maneton, factorul ξ ia în considerare oscilațiile bielei și depinde de raportul Λ (figura 4.2). Pentru fusul palier, ξ=1 [3].

Fig. 4.2. Factorul de corecție a vitezei periferice a fusului maneton;

Calculul fusului maneton:

; (4.6)

Unde

; (4.7)

(4.8)

pentru materialul antifricțiune al cuzineților este Bronz cu Pb placat;

Calculul fusului palier:

; (4.9)

Unde

; (4.10)

(4.11)

pentru materialul antifricțiune al cuzineților este Bronz cu Pb placat;

Unde:

este viteza relativă dintre fus și cuzinet;

este coeficientul de concentrare a vitezei relative;

Verificarea arborelui cotit la oboseală

Pentru orice cot (grindă simplu rezemată) se verifică la oboseală fusul palier de intrare, brațul acestuia și fusul maneton următor.

Verificarea fusurilor palier. Secțiunea periculoasă a fusului palier este secțiunea care conține axa orificiului de ulei. În general, această axă se află la mijlocul fusului, astfel că secțiunea periculoasă este solicitată doar la răsucire, de un ciclu asimetric. În funcție de momentele extreme Mfmax și Mfmin. Se determină eforturile unitare:

, unde ; (4.12)

, unde ; (4.13)

Wp fiind modulul de rezistență polar al secțiunii:

; (4.14)

Coeficientul de siguranță la oboseală prin răsucire se calculează cu relația:

>, (4.15)

unde ;

Unde:

este rezistența la oboseală prin ciclu simetric de răsucire;

este coeficientul efectiv de concentrare la solicitările variabile tangențiale;

este coeficientul dimensional;

este coeficientul de calitate;

este amplitudinea eforturilor unitare;

;

este efortul unitar mediu;

Verificarea fusurilor maneton. Fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot care se sprijină pe două reazeme și este încărcat cu forțe concentrate. Deoarece secțiunea momentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp, coeficientul de siguranță se determină separat pentru încovoiere și torsiune și apoi coeficientul global de siguranță.

Reacțiunile în reazeme se determină din condițiile de echilibru ale forțelor și momentelor. Este convenabil ca forțele ce acționează asupra fusului să se descompună după două direcții: una în planul cotului, cealaltă tangențială la fusul maneton [3].

Verificarea fusului maneton se face în secțiunea unde se va prevedea orificiul de ungere. Din punct de vedere al încărcărilor asupra manetonului acționează două momente de încovoiere (unul în plan normal și unul în plan tangențial și unul de răsucire:

; (4.16)

; (4.17)

; (4.18)

Unde:

este momentul încovoietor în planul normal;

este momentul încovoietor în planul tangențial;

este momentul de răsucire;

Cele două momente de încovoiere se compun în planul manetonului, apoi se poate descompune după direcția axei orificiului de ungere, pentru a găsi secțiunea slăbită. Modulul de inerție se va corecta funcție de diametrul găurii de ungere și se calculează în raport cu gaura din maneton [3].

; (4.19)

; (4.20)

Unde:

este coeficient de corecție ce ține cont de ;

, deoarece ;

Cu aceste date se verifică rezistența la oboseală în raport cu valorile maxime și minime ale eforturilor de încovoiere.

, (4.21)

unde ;

Unde:

;

;

;

;

;

;

;

Se obțin în continuare eforturile unitare și modulul de rezistență polar:

; (4.22)

; (4.23)

; (4.24)

Verificarea brațelor. Brațul arborelui cotit este solicitat de sarcini variabile de întindere, compresiune, încovoiere și torsiune. Coeficienții de siguranță pentru aceste solicitări se determină în mijlocul laturii mari a secțiunii tangente fusului palier. În această secțiune apar solicitări de încovoiere după două axe și un moment de răsucire și o solicitare axială [3].

; (4.25)

; (4.26)

; (4.27)

; (4.28)

Secțiunea verificată este drepunghiulară și va fi solicitat la sarcini axiale și de forfecare. Pentru evaluarea coeficienților de siguranță la oboseală se utilizează coeficienți de corecție care țin cont de suprafață, calitatea suprafeței…

Deoarece efortul unitar normal de încovoiere și întindere sau compresiune este:

; (4.29)

valorile eforturilor unitare și se obțin introducând în relația 4.29 valorile extreme ale momentului MZ și al forței Zbr.

Avem:

;

;

;

;

Rezultă:

;

;

;

Utilizând relația 4.21 rezultă:

;

Pentru eforturile unitare și se aplică formula:

; (4.30)

Avem:

;

;

Rezultă:

;

;

;

Utilizând relația 4.15, rezultă:

;

Verificarea brațului se încheie prin calculul coeficientului de siguranță total cu următoarea relație:

, (4.31)

unde

Calculul de echilibrare al arborelui cotit

La motorul policilindric, forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație și translație produc câte o forță rezultantă. Pentru prima categorie de forțe, rezultanta este o forță rotitoare care se învârte o dată cu arborele cotit, deoarece, pentru fiecare cilindru, forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de rotație, Fr, face un unghi fix față de manivela respectivă, în timp ce rezultanta forțelor de inerție a maselor cu mișcare de translație este alternativă, periodic variabilă, în planul axelor cilindrilor.

Dacă se consideră rezultanta acestor două categorii de forțe, motorul policilindric este redus din punct de vedere al echilibrajului forțelor de inerție la un motor monocilindric. Rezultanta forțelor de inerție ale pieselor aflate în mișcare de rotație Fr se poate echilibra cu mase atașate arborelui cotit, mase astfel alese, încât centrul de greutate al tuturor maselor aflate în mișcare de rotație să fie pe axa de rotație al arborelui cotit.

Calea practică de echilibrare a forțelor de ineție la motorul policilindric constă în dispunerea convenabilă a manivelelor. Pentru mișcarea amplitudinii momentului motor este indicat ca aprinderile să fie uniform repartizate în perioada funcțională a motorului, ceea ce impune anumite restricții în privința dispunerii manivelelor [22].

Particularitățile stelei manivelelor

Steaua manivelelor Sm, reprezintă figura care se obține prin proiectarea manivelelor pe un plan perpendicular pe axa de rotație a arborelui cotit.

Se consideră ipotezele:

aprinderile sunt uniform repartizate, decalajul dintre două aprinderi consecutive fiind ;

mecanismele bielă-manivelă sunt identice pentru toți cilindri motorului;

pozițiile caracteristice (punctele moarte și avansul la aprindere) sunt aceleași pentru toți cilindri motorului;

numerotarea cilindrilor 1,2,3 se face astfel încât cilindrul 3 este situat spre cuplajul arborelui cotit cu utilizatorul.

Pe baza acestor ipoteze, rezultă că unghiul dintre două manivele corespunzătoare cilindrilor în care au loc aprinderi consecutive este . Ca urmare, direcțiile pe care pot fi plasate manivelele sunt uniform distribuite în jurul axei de rotație a arborelui cotit cu unghiul [22].

Fig. 4.3. Steaua manivelelor pentru motorul în patru timpi cu 3 cilindri;

Calculul contragreutăților arborelui cotit

Dacă coturile arborelui cotit sunt identice, rezultă că forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație Fr au aceleași valori pentru toți cilindri. Unghiul dintre Fr și manivelă depinde de particularitățile geometrice și mecanice ale mecanismului. Mecanismele bielă-manivelă fiind identice, rezultă că fiecare forță Fr va face cu manivela același unghi, unghi care rămâne invariabil. Studiul echilibrajului Fr revine la studiul asupra rezultantei a i forțe care, în fiecare moment au aceeași valoare și sunt legate indeformabil și la același unghi de manivelele aferente.

Steaua forțelor Fr va fi identică cu steaua manivelelor, dar rotită cu unghiul format de Fr și manivela aferentă.

În cazul motorului în linie cu 3 cilindri, rezultanta forțelor Fr este nulă, forțele Fr fiind identice și uniform distribuite în jurul axei de rotație a arborelui cotit. Deși în acest caz nu ar fi necesare mase pentru echilibrarea forțelor Fr, arborele cotit este prevăzut cu contragreutăți din alte considerente (de exemplu pentru descărcarea lagărelor palier) [22].

Fig. 4.4. Echilibrajul forțelor Fr (rezultanta forțelor este nulă);

Echilibrarea Fr se realizează prin echiparea brațelor arborelui cotit cu contragreutăți de mărime mcg. Poziția centrului de greutate a contragreutății este definit de ρcg.

Condiția de echilibru este:

; (4.32)

Rezultă mărimea momentului static al unei contragreutăți, care poate fi realizată în următoarea variantă constructivă:

; (4.33)

; (4.34)

Fig. 4.5. Varianta constructivă de contragreutate pentru care s-a optat;

Raza interioară a contragreutății este egală cu raza exterioară a brațului manivelei, , iar raza exterioară a contragreutății se calculează cu relația următoare:

; (4.35)

Unde:

este masa unei contragreutăți;

este poziția centrului de greutate al contragreutății;

este raza exterioară a contragreutății;

este raza interioară a contragreutății;

Fig. 4.6. Desen de ansamblu al arborelui cotit complet echipat;

Uniformizarea mișcării de rotație a arborelui cotit

Mișcarea alternativă a pistonului și variația presiunii gazelor din cilindru determină variații mari ale forței tangențiale care acționează asupra arborelui cotit și, în consecință, variații mari ale momentului motor transmis consumatorului. Utilizările motorului cu ardere internă necesită, de regulă, valori constante ale momentului motor. Trebuie luate măsuri pentru restrângerea variației vitezei unghiulare compatibile cu cerințele utilizării. În acest scop arborele cotit este echipat cu un volant având un moment de inerție corespunzător, volant ce are rolul de acumulator de energie [22].

Determinarea momentului de inerție al volantului

Calculul momentului de inerție al volantului necesită parcurgerea următoarelor etape:

Precizarea pozițiilor arborelui cotit în care se realizează valorile extreme ale vitezei unghiulare, în cadrul unei perioade a momentului motor rezultant.

Evaluarea excedentului de energie care provoacă variația vitezei unghiulare între și .

Definirea condiției ca acest excedent de energie cinetică să fie acumulat de piesele aflate în mișcare impunând o anumită valoare a neuniformității vitezei unghiulare a arborelui cotit.

Variația momentului motor rezultant M este cunoscută de la calculul dinamic al motorului. Calculul momentului de inerție al volantului se efectuează pe cale grafică, în regim stabilizat () [22].

Fig. 4.7. Diagramă pentru calculul momentului de inerție al volantului;

Excedentul de energie, la variația vitezei unghiulare a arborelui cotit între și , este reprezentat de aria s, figura 4.7. Pentru , rezultă , condiție pentru realizarea valorilor extreme [22].

Fig. 4.8. Calculul momentului de inerție al volantului;

Coordonatele punctelor 3, respectiv 4 din figura 4.7. sunt următoarele:

;

Aria s este reprezentată de aria pozitivă a buclei cele mai mari. La calculul momentului de inerție al volantului aria s se convertește în energie, luând în considerare scările utilizate pentru reprezentarea momentului motor rezultant (, iar ) [23].

Aria s se determină astfel:

se împarte intervalul cuprins între punctele de intersecție a momentului motor rezultant cu momentul rezultant mediu într-un număr N de diviziuni, de mărime . Pentru fiecare diviziune i-j de mărime se determină valoarea medie a momentului rezultant:

; (4.36)

se determină aria dreptunghiului curbiliniu:

; (4.37)

Suma ariilor reprezintă aria s care are semnificația de energie excedentă:

; (4.38)

Momentul de inerție total al arborelui cotit se calculează cu relația:

; (4.39)

Momentul de inerție al volantului este:

; (4.40)

Momentul de inerție al cercului de bază este:

; (4.41)

Unde:

este mărimea diviziunii de calcul pentru determinarea mediei valorii momentului rezultant;

este gradul de neregularitate al vitezei unghiulare, iar valoarea aleasă este specifică autoturismelor;

Varianta constructivă a volantului

Se determină dimensiunile volantului în funcție de valoarea momentului de inerție al acestuia.

Fig. 4.9. Dimensiunile fundamentale ale volantului;

Grosimea radială a coroanei este:

;

Grosimea coroanei volantului este:

; (4.42)

Diametrul mediu al coroanei este:

; (4.43)

Diametrul maxim al coroanei este:

; (4.44)

Viteza periferică a volantului este:

; (4.45)

Diametrul minim al coroanei este:

; (4.46)

Masa volantului este:

; (4.47)

Unde densitatea volantului este , specifică oțelului. Condiția ca viteza periferică a volantului să fie mai mică ca valoare de 65 nu a fost respectată pentru a putea realiza volantul din fontă, din acest motiv s-a optat pentru oțel, viteza admisibilă pentru acesta din urmă fiind 100.

Se adoptă:

;

;

Fig. 4.10. Desenul de execuție al volantului arborelui cotit;

Procesul de omologare OBD (On-board diagnostics) pentru norma de poluare Euro 6d-Full

În ultimii ani, motoarele cu ardere internă au devenit sisteme extrem de complexe datorită numărului foarte mare de componente și variabile din care sunt formate acestea. Prin urmare, mai mulți actuatori, mai mulți senzori și multe alte componente electronice de control al funcționării motorului au fost implementate. Acestea, împreună cu o proiectare termodinamică și constructivă de actualitate au rezultat într-o îmbunătățire considerabilă din punct de vedere al performanțelor, al reducerii consumului de carburant și al emisiilor. Datorită creșterii continue a complexității constructive nevoia de sisteme de monitorizare și depanare a devenit tot mai mare [24].

Cerința tot mai mare pentru diagnostice care să detecteze precis defecțiunile în cazul motoarelor cu ardere internă este prin urmare tot mai mare și este nevoie de o dezvoltare sistematică a acestor proceduri. Un astfel de sistem este on-board diagnostics sau OBD, doar că acesta a fost conceput special pentru defecțiuni legate de emisii. Aceste defecțiuni, în concordanță cu legislația în vigoare, trebuie indicate către conducătorul vehiculului. Informațiile oferite de acest sistem se pot vizualiza utilizând un aparat electronic special de diagnoză, numit Scan Tool (unealtă de diagnoză). Acest aparat se conectează la rețeaua mașinii prin conectorul de diagnosticare care se află în proximitatea locului șoferului. Protocolul de comunicație este standardizat, iar pentru Europa este ISO 9141-2 [25].

Sistemul OBD

Sistemul OBD (on-board diagnostics) este un sistem de diagnosticare la bord, electronic, ce detectează defecte de tip pană ce sunt în relație de dependență cu emisiile poluante ale gazelor de ardere ce sunt evacuate prin eșapamentul vehiculelor. Motoarele cu ardere internă produc în timpul procesului de ardere compuși nocivi precum hidrocarburi (HC), monoxid de carbon (CO), oxizi de azot (NOx) și particule mecanice (PM) de mai multe tipuri, PM2.5, PM5, etc. Pentru a putea respecta normele de emisii poluante impuse de autorități în numeroase țări, constructorii de autovehicule au implementat sisteme complexe de control dar și sisteme de filtrare și tratare a gazelor de ardere. Sistemul supraveghează componente ce sunt în contact direct cu gazele de ardere precum catalizatorul și sondele de oxigen amonte și aval dar și compoente ce sunt în legătura indirectă, precum senzorul de turație al arborelui cotit, ce supraveghează realizarea combustiei din interiorul fiecărui cilindru în parte. Acesta are doua funcții majore, de a diagnostica componentele cu o anumită frecvență pentru a stabili funcționarea corespunzătoare și cea de-a doua funcție, de a semnala prin intermediul martorului luminos MIL (malfunctions indicator lamp) dacă există componente defecte ce pot afecta astfel nivelul emisiilor poluante [26].

Fig. 5.1. Martorul MIL sau martorul indicator de disfuncționalitate;

Componente și principii de funcționare

Ca și componente care intră sub incidența acestui sistem sunt: debitmetrul de aer, clapeta obturatoare, senzorul de turație al arborelui cotit, catalizatorul, senzorii de oxigen, canistra carbon și pompa și rezervorul de combustibil. În prezenta lucrare vom dezbate subiectul sistemului OBD doar pentru catalizator, sondele de oxigen si senzorul de turație deoarece, doar diagnosticele acestora produc aprinderea martorului luminos MIL, astfel încât conducătorul vehiculului să fie înștiințat că poluează peste limitele legale impuse.

Senzorul de turație inductiv

Funcționarea acestor senzori se bazează pe variația reluctanței magnetice obținută cu o coroană dințată ce face parte din corpul volantului și un circuit magnetic cu magnet permanent și bobină. Reluctanța reprezintă mărimea egală cu raportul dintre tensiunea magnetică de-a lungul unui circuit și fluxul magnetic care străbate circuitul. În momentul în care dinții coroanei trec prin dreptul magnetului permanent se modifică intensitatea câmpului magnetic generat [27].

Fig. 5.2. Componența senzorului inductiv de turație;

1 – magnet permanent; 2 – carcasă; 3 – miez metalic; 4 – bobină; 5 – dantura volantului;

Senzorul de turație obține informații precise despre timpul de injecție relativ la PMI prin monitorizarea pulsurilor provenite de punctele marcate pe volantul arborelui cotit. Acesta estimează în același timp cuplul motor realizat, fiind o caracteristică însemnată pentru unul din diagnosticele pe care le vom dezvolta în cele ce urmează.

Catalizatorul

În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie, convertoarele catalitice reprezintă sistemul principal de reducere a emisiilor poluante. Rolul catalizatorului este de a transforma elementele poluante precum hidrocarburile, monoxidul de carbon și oxizii de azot în produși neutri, dioxid de carbon, azot și apă. Astfel definim catalizatorul cu trei căi.

Fig. 5.3. Componența convertorului catalitic; [8]

1 – sondă de oxigen amonte; 2 – monolit ceramic; 3 – ecran metalic flexibil de protecție; 4 – strat termoizolant;

Catalizatorul cu trei căi este cea mai bună metodă anti-poluantă din punct de vedere cost-eficiență. Acesta constă din două părți, una pentru reducerea oxizilor de azot, utilizând platină (Pt) și rodiu (Rh) când amestecul din camera de ardere este aproape stoichiometric, puțin îmbogățit, iar cea de-a doua parte, pentru oxidarea hidrocarburilor și a monoxidului de carbon, utilizând platina și paladiul (Pd) când amestecul din camera de ardere este sărac, adică cu surplus de oxigen [28].

Reacțiile cu NO (oxidare/reducție):

(5.1)

(5.2)

(5.3)

Reacțiile cu O2 (oxidare):

(5.4)

(5.5)

(5.6)

Un astfel de catalizator este foarte eficient în condiția în care gazele de ardere provenite de la motor oscilează în jurul valorii stoichiometrice. Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, intervalul raportului de aer-combustibil recomandat este între 14,6:1 și 14,8:1, după câte se poate observa și în figura 5.3. În acest interval toți compușii poluanți sunt neutralizați aproape în totalitate, dar în afara acestui interval, eficiența catalizatorului scade exponențial.

Fig. 5.4. Emisiile provenite de la un MAS la diferite rapoarte aer-combustibil [28];

Sondele de oxigen (Senzorii Lambda)

Orice sistem de post-tratare a gazelor de ardere, ce utilizează un catalizator, are în componență și o sondă de oxigen. Eficacitatea catalizatorului depinde foarte mult de buna funcționare a sondei. Aceasta controlează raportul de aer și combustibil din interiorul cilindrului, iar pentru o ardere completă este nevoie de un raport lambda stoichiometric (λ=1). Această estimare a raportului de aer-combustibil se realizează prin analiza produșilor de ardere ale gazelor de eșapament cu ajutorul senzorului de oxigen. Pe baza informației primite de la sondă calculatorul de injecție va ajusta timpii de injecție de combustibil astfel încât să se mențină în jurul valorii stoichiometrice. Ca deficiență în calculul raportului de aer-combustibil este faptul că se oferă o valoare medie a raportului, și nu una exactă, datorită întârzierilor create de timpul de răspuns și mai ales de timpul de transport al gazelor de la cilindru la sondă. În plus, sonda are nevoie de condiții de temperatură optimă pentru a opera eficient [29].

Există două tipuri de sonde de oxigen utilizate în astfel de sisteme de post-tratare și anume sonda de oxigen binară și sonda de oxigen liniară, diferențele majore fiind de natura conexiunii electrice și a modului de funcționare în timpul interpretării și transmiterii semnalului cu informații despre amestecul gazelor de ardere; În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie cu injecție directă de benzină, întrucât funcționează pe o plajă largă de regimuri cu amestec sărac, înaintea catalizatorului se montează o sonda de oxigen liniară și se numește sondă de oxigen în amonte, iar sonda de oxigen binară se montează după catalizator și se numește sondă de oxigen aval. Funcționarea eficiență a acestora este în jurul valorii de 600 [șC] ca temperatură [30].

Sonda de oxigen binară

Sondele de oxigen binare pot fi cu zirconiu sau cu titan. Principiul de funcționare se bazează pe modul de funcționare al unei celule de combustie, numită celulă Nernst. Sonda este de tip generator, adică produce o tensiune electrică fără să fie alimentată la o altă sursă de tensiune exterioară. Tensiunea electrică generată este produsă de diferența de molecule de oxigen din gazele de ardere și aerul atmosferic. În dependență cu cantitatea de oxigen din gazele de evacuare, senzorul generează o tensiune care semnalează calculatorului de injecție dacă amestecul este sărac sau bogat. Astfel, daca amestecul este bogat, în gazele de evacuare se va afla o cantitate foarte mică de oxigen. În acest caz, tensiunea generată se va situa în intervalul 0,8-0,9 [V]. În cazul în care amestecul este sărac, oxigenul se va găsi într-o cantitate mare, diferența de molecule fiind mică, tensiunea generată va fi și aceasta mică și anume într-un interval de 0,1-0,2 [V]. Cu cât diferența dintre moleculele de oxigen este mai mare, între gazele de ardere și aerul atmosferic, cu atât tensiunea generată va fi mai mare [31].

Fig. 5.5. Principiul de funcționare al sondei de oxigen binare;

1 – ZrO2 cu rol de electrolit, 2 – electrozi de Pt, 3 – conectorii electrici, 4 – carcasa conectorilor, 5 – galeria de evacuare, 6 – strat ceramic poros de protecție;

Sonda de oxigen liniară

Sonda de oxigen liniară este similară celei binare doar că aceasta poate estima precis raportul de aer-combustibil și astfel să poată controla mai bine funcționarea motorului. Acest tip de senzor poate fi utilizat în intrevale largi ale lui lambda, 0,7<λ<4, fiind utilizat mai ales pentru posibilitatea de a interpreta amestecuri foarte sărace [32]. Acest tip de sondă este cu domeniu larg de măsurare, iar informațiile pe care aceasta le transmite calculatorului motorului sunt utilizate pentru diferite funcții de control ale motorului:

regenerarea părții responsabile de reducerea de NOx a catalizatorului;

controlul cantității de gaze de ardere introduse în camera de ardere (EGR);

limitarea emisiilor de particule solide la sarcini mari de funcționare;

Comparativ cu sonda binară, sonda liniară are elementul sensibil compus din mai multe straturi ceramice și este protejat de un tub metalic. Protecția elementului sensibil se realizează împotriva acțiunilor dăunătoare (mecanice sau termice) ale gazelor de evacuare.

Fig. 5.6. Componența senzorului liniar de oxigen;

1 – tub metalic de protecție, 2 – material ceramic izolator, 3 – carcasa senzorului, 4 – tub ceramic, 5 – element sensibil, 6 – carcasa de protecție, 7 – conectorii electrici;

Sonda cu domeniu larg de măsurare exinde principiul de funcționare al celulei Nernst prin utilizarea unei celule de pompare. Elementul sensibil (5) este prevăzut cu un orificiu de difuziune prin care gazele de evacuare pătrund în camera de monitorizare. Circuitul electronic monitorizează în mod continuu cantitatea de oxigen din camera de monitorizare (zona dintre celula de pompare și celula Nernst). Tensiunea electrică generată este comparată cu o tensiune de referință Uref=0,45 [V]. Celula Nernst generează o tensiune de 0,45 [V] atunci când arderea s-a realizat cu un amestec stoichiometric. Astfel, tensiunea Nernst UN este comparată cu tensiunea de referință în mod continuu. O diferență între acestea două produce un curent de pompare Ip cu ajutorul căruia oxigenul este introdus sau scos din camera de monitorizare. Rolul curentului de pompaj este de a menține tensiunea generată de celula Nernst la valoarea amestecului stoichiometric. Când amestecul este bogat, tensiunea Nernst este mai mare de 0,45 [V], curentul de pompare Ip devine negativ, oxigenul este extras din gazele de evacuare și introdus în camera de monitorizare. Când amestecul este sărac, oxigenul din gazele de ardere va fi în exces și tensiunea generată de celula Nernst va fi mai mică de 0,45 [V]. Astfel curentul de pompare devine pozitiv, oxigenul este eliminat din camera de monitorizare și disipat în gazele de evacuare. Extragerea și introducerea oxigenului se face prin intermediul straturilor ceramice poroase ce conțin oxid de zirconiu (ZrO2) [33].

Legislația Uniunii Europene privind restricțiile de poluare

Impactul emisiilor asupra mediului

Poluarea aerului rămâne în continuare un risc major la adresa sănătății oamenilor din Europa și restul lumii, contribuind la înrăutățirea stării căilor respiratorii, boli cardiovasculare, cancer pulmonar și alte efecte negative asupra sănătății. În ciuda îmbunătățirilor în ceea ce privește unii poluanți, expunerea atât pe termen scurt cât și pe termen lung la particule sau hidrocarburi este nocivă [34].

Aproape toate activitățile de natură economică și socială au ca rezultat emisiile de poluanți atmosferici, ale căror efecte produc pierderi în economia Europeană, productivitatea forței de muncă și sănătatea sistemelor sale naturale. Calitatea aerului european s-a îmbunătățit considerabil în ultimii 60 de ani, dar nu s-a atins încă pragul calității aerului dorite și prevăzute în legislație sau recomandată de Organizația Mondială a Sănătății. Efectele calității slabe a aerului asupra sănătății publice au fost resimțite cel mai puternic în aglomerările urbane, unde nivelul de particule mecanice aflate în suspensie este îngrijorător [35].

Standardul European de emisii și de reglementare

În martie 2001, Comisia Europeană a lansat programul “Aer curat pentru Europa” (CAFE). Aceasta a condus la adoptarea unei strategii tematice pentru atingerea obiectivelor Uniunii Europene privind calitatea aerului prin care sunt necesare reduceri suplimentare ale emisiilor provenind din sectorul transporturilor. Normele de poluare Euro 5 și 6 constituie una dintre măsurile menite să reducă emisiile de particule și de precursori ai ozonului, cum ar fi oxizii de azot și hidrocarburile [36].

Standardul European expune valorile limită ale emisiilor poluante în care fiecare constructor de autovehicule de clasa M (autoturism de pasageri) trebuie să se încadreze pentru a le putea comercializa în mod legal. În acesta regăsim atât limitele din punct de vedere al poluarii cât și limitele pentru detectabilitatea disfuncționalităților de către sistemul de diagnosticare de la bordul autoturismelor.

Tabel 5.1 Standardul de emisii poluante și limitele OBD;

Fig. 5.7. Diferențe între limitele de poluare și limitele OBD pentru CO;

Fig. 5.8. Diferențe între limitele de poluare și limitele OBD pentru HC;

Fig. 5.9. Diferențe între limitele de poluare și limitele OBD pentru NOx;

Fig. 5.10. Diferențe între limitele de poluare și limitele OBD pentru PM;

Fig. 5.11. Diferențe între limitele de poluare și limitele OBD pentru PN;

Conform regumanentului Consiliului European Nr. 692/2008 se reglementează următoarele noțiuni [37]:

Gazele poluante înseamnă emisiile de gaze de evacuare de monoxid de carbon, de oxizi de azot, exprimate în echivalent de bioxid de azot (NO2) și de hidrocarburi prin coeficientul următor pentru benzină: C1H1,89O0,016;

Sistemul de regenerare periodică înseamnă convertizoare catalitice, filtre pentru particule sau alte dispozitive pentru controlul poluării care necesită un proces de regenerare periodică la mai puțin de 4000 [km] de utilizare normală a vehiculului;

Convertizoarele catalitice și filtrele pentru particule sunt considerate dispozitive pentru controlul poluării;

Sistemul de control al emisiilor înseamnă, în contextul sistemului OBD, sistemul electronic de control al motorului și orice alte componente referitoare la emisii;

Indicatorul de disfuncționalitate (MIL) înseamnă un semnal vizual sau acustic care îl avertizează în mod clar pe conducătorul vehiculului în caz de disfuncționalitate în ceea ce privește emisiile oricărei componente conectate la sistemul OBD sau al sistemului OBD însuși;

Disfuncționalitate înseamnă defecțiunea unei componente sau a unui sistem referitor la emisii care conduce la depășirea limitelor de emisii indicate în standard;

Ciclul de conducere, cu privire la sistemele OBD al vehiculului, este format din pornirea motorului, o fază de rulare în timpul căreia s-ar detecta o eventuală disfuncționalitate și oprirea motorului din modul de pornire;

Rateu de aprindere înseamnă lipsa de combustie în cilindrul unui motor cu aprindere prin scânteie, datorată absenței scânteii, unei dozări necorespunzătoare a carburantului, unei compresii necorespunzătoare sau a oricărei alte cauze;

Dispozitivul pentru post-tratare NOx atinge o temperatură suficient de ridicată pentru a funcționa eficient în decurs de 400 de secunde după pornirea la rece la -7 [șC];

Sistemul OBD este proiectat, construit și montat pe un vehicul astfel încât să permită să identifice tipurile de deteriorări sau defecțiuni pe întreaga viață de funcționare a vehiculului;

În cazul unui autovehicul echipat cu motor cu aprindere prin scânteie, producătorul este obligat să prezinte o declarație despre procentajul minim de rateuri de aprindere, raportat la un număr total de aprinderi, care ar rezulta într-o depășire a limitelor de emisii;

În cazul omologării, producătorul trebuie să prezinte o declarație cu privire la performanța în funcționare în toate condițiile de circulație, a sistemului OBD;

Raportul de performanță în timpul utilizării (IUPR) a unui monitor M dat al sistemului OBD este:

IUPRM = NumărătorM / NumitorM (5.7)

Vehiculele respectă cerințele legislative pentru cel puțin 160000 [km];

Diagnosticele specifice sistemului OBD pot fi inhibate doar în una sau în ambele din următoarele situații: autovehicul aflat la o altitudine stric mai mare de 2500 [m] sau în cazul pornirilor la rece la temperaturi de sub -7 [șC];

Carburantul de referință utilizat în cadrul ciclului de reglementare pentru motorul cu aprindere prin scânteie este E10 [38].

Procesul de omologare pentru producător

Omologarea sistemului OBD este o parte integrantă a procesului global de omologare a emisiilor poluante. Pentru ca producătorul să poată obțină omologarea pentru emisii este necesară asigurarea funcționării dispozitivelor de control ale sistemului OBD. Principalele faze ale unui astfel de proces sunt descrise în următoarea figură:

Fig. 5.12. Schema fazelor procesului de pregătire a omologării;

Operațiunea de omologare OBD se desfășoară în paralel cu cea de emisii poluante și este în subordinea unui departament de omologare, special creat pentru astfel de activități, care corespondează cu autoritățile detaliile necesare, prezența autorităților fiind obligatorie. Odată ce se stabilește lotul de autovehicule ce urmează a fi omologat, testele pot avea loc. Ciclul de conducere după care se efectuează omologarea este WLTC (worldwide harmonised light vehicles test cycle sau ciclul de testare armonizat la nivel global a vehiculelor ușoare) pentru norma de poluare Euro 6d-Full, iar acest ciclu este utilizat încă din luna septembrie a anului 2018.

Înainte de omologarea propriu-zisă este obligatoriu prezentarea tuturor calibrărilor software ce urmează a fi încărcate în calculatorul electronic de comandă al motorului (ECU) care să conțină toate diagnosticele de tip OBD verificate și valide. O atenție sporită se oferă calibrării de contorizare a diagnosticelor consecutive ce reglementează numărul de diagnostice consecutive ce produce aprinderea martorului indicator de disfuncționalitate. Din punct de vedere legislativ, această calibrare are ca valoare de bază 3 cicluri de conducere din care se extrage numărul de precondiționări necesar doar anumitor diagnostice specifice.

NPC=DC-1 (5.8)

, unde NPC este numărul de precondiționări, iar DC este numărul de cicluri de conducere. Conform regulamentelor în vigoare și în funcție de perioada de execuție a testelor este posibil ca pachetul de calibrări necesare omologării OBD să nu fie ultima versiune depusă pentru mașinile de serie, dar acesta trebuie să fie suficient de avansat pentru a oferi conformitatea testelor și trecerea corectă a diagnosticelor. Toate completările aduse ulterior sunt realizate fără a distorsiona nicio calibrare ce ține de sistemul OBD sau a sistemului de limitare a emisiilor poluante. Acest pachet de calibrări ce reprezintă software-ul trebuie depus autorităților pentru a se putea integra un număr oficial de omologare, număr ce se poate regăsi pe orice autovehicul de tip serie, în ecranul de omologare, utilizând un dispozitiv de tip Scan Tool.

Fig. 5.13. Ecran de omologare prezent în programul DDT2000 [26];

În procesul de omologare se trece prin verificarea diagnosticelor pentru fiecare componentă în parte. Pragurile de detecție pentru acestea au fost realizate în prealabil prin teste de funcționalitate pe banc sau pe pistele de testare. Aceste praguri sunt stabilite în etaloane, în concordanță cu specificațiile privind nedetectabilitatea disfuncționalității și detectarea falsă a acesteia. Astfel, luând în considerare pragurile de detecție falsă sau non-detecție, piesa poate fi considerată bună sau deteriorată.

Condițiile de activare a diagnosticelor trebuie afișate într-un ecran (freeze-frame) astfel încât să poată fi vizualizate pentru a determina exact parametrii ce declanșează disfuncționalitatea [26].

Fig. 5.14. Ecran cu parametrii înregistrați în momentul producerii disfuncționalității [26];

Determinarea pieselor neconforme sau degradate se efectuează în prima etapă a pregătirii pentru omologare și se dorește a determina limitele capacității de stocare de oxigen a catalizatorului astfel încât să poată simula cu exactitate un catalizator îmătrânit al unui autovehicul ce a parcurs minim 160000 [km], valoarea procentului de rateuri de combustie necesară pentru a încălca limitele de poluare prescrise în standard, aceasta din urmă fiind specifică normei și motorului ce echipează autovehiculul și timpii de răspuns în cadrul unei sonde de oxigen (în cazul acesta se pot alege diferite cazuri, de la timp de raspuns lent, la decalarea semnalului sau blocarea acestuia pentru a putea simula o sondă uzată în condiții reale de utilizare).

Omologarea pentru flotă se poate realiza cu un singur autovehicul daca se respectă următoarele condiții: toate vehiculele din flotă sunt echipate cu același motor, au același proces de combustie, au același tip de sistem de post-tratare a gazelor de ardere și dacă construcția și tipul de operare a sistemului de post-tratare sunt aceleași.

Înaintea începerii procedurii de testare oficiale au loc trei verificări principale realizate de producător, iar în unele cazuri de autorități:

Verificarea numărului de omologare din ecranul de omologare pentru a se confirma prezența acestuia în calibrare. Această verificare este realizată de către autorități utilizând un dispozitiv oficial de idenificare (Scan Tool) ce este certificat în prealabil și compatibil cu toți producătorii din Europa.

Verificarea normei de poluare pentru care se realizează testarea, prezentă în dosarul de omologare întocmit de către fiecare producător în parte. Producătorul poate efectua testele anterior pentru a se asigura că este conform limitelor de poluare, astfel încât să nu existe neconformități în timpul testului oficial.

Verificarea existenței și funcționării calibrării de estimare de cuplu a motorului pentru a putea fi identificate rateurile de combustie. Această calibrare este extrem de importantă pentru buna funcționare a sistemelor anti-poluante tocmai datorită faptului ca pe baza acesteia funcționează corecțiile de injecție, iar pentru o corelație bună între cuplul determinat prin ardere și cel preconizat de calibrare cu ajutorul senzorului de turație al arborelui cotit este necesară o perioadă de înregistrare a valorilor de cuplu motor. Aceste înregistrări de valori se realizează pe pistele de testare și presupun 4 sau 5 decelerări de la 4000 [rot/min] la turația de ralanti astfel încât să poată citi o gamă largă de valori.

Diagnosticele OBD pe ciclul de omologare WLTC

Dezvoltarea funcțiilor de natură electronică ale autovehiculelor permite nu numai mai multe funcții de control, dar permite și implementarea funcțiilor de supraveghere și diagnosticare. Acest lucru este necesar deoarece complexitatea motorului, a șasiului și a componentelor acestora a crescut. Sarcina diagnosticării defectelor constă în determinarea tipului de defect cu cât mai multe detalii posibile, precum dimensiunea defectului, locația acestuia și timpul de detectare. Procedura de diagnosticare se bazează pe simptome analitice și euristice ale procesului în cauză. Datele de intrare al unui astfel de sistem bazat pe diagnosticarea erorilor sunt toate simptomele disponibile și cunoștiințe relevante ale erorilor despre proces. Principalele obiective privind automatizarea acestui proces sunt urmărirea precisă a variabilelor de referință, un răspuns mult mai rapid, compensarea tuturor perturbațiilor externe apărute în variabilele controlate și stabilizarea proceselor instabile. Cu ajutorul unui astfel de sistem, comportamentul static sau dinamic care poate fi influențat de schimbarea parametrilor este corectat prin compensarea parțială sau totală a neliniarităților de acționare și procesare a diferitelor comenzi în funcționarea motorului.[25]

Hardware-ul și software-ul unității de control al motorului conțin multe funcții de monitorizare. Acestea pot funcționa după pornire, în timpul funcționării normale sau după oprire. Comunicarea dintre diferitele calculatoare ale autovehiculului este verificată prin detectarea erorilor ce sunt transmise prin rețeaua de comunicație CAN (controller area network sau rețea de control) [39].

Diagnosticul “Misfire” (Rateu de combustie)

Deoarece măsurarea presiunii din cilindru cu ajutorul unui senzor dedicat nu este standard pentru majoritatea motoarelor pe benzină, un semnal care urmează imediat procesului de ardere este viteza arborelui cotit. Datorită accelerațiilor și decelerațiilor continue din timpul arderii, viteza unghiulară prezintă oscilații. Dacă studiem frecvența și amplitudinea oscilațiilor ne putem da seama ce nereguli apar în ciclul de ardere. Prin urmare, analiza turației motorului este o modalitate importantă pentru detectarea defectelor ce țin de aprindere (caracteristicile injecției de combustibil, aprinderea și arderea). Alte metode pentru determinarea unei bune combustii pot fi analiza curentului de ionizare sau analiza presiunii de evacuare a gazelor de ardere [25].

O importanță deosebită pentru motoarele cu aprindere prin scânteie este detecția rateurilor de combustie. Când un rateu de combustie apare într-unul dintre cilindrii motorului datorită unor erori de preparare sau amestecare a amestecului combustibil, poate fi vorba ori ce o ardere incompletă ori de o lipsă totală a arderii, iar combustibilul nears ajunge în sistemul de evacuare care apoi arde în interiorul catalizatorului. În cazul în care rateurile de combustie sunt dese și necontrolate, căldura degajată de cantitățile de amestec de aer si carburant ajunse în catalizator îl pot deteriora sau chiar distruge prin supraîncărcare termică, temperatura limită maximă la care poate funcționa un catalizator fiind de 1050 [șC]. Dacă se depășește un prag al rației de rateuri de combustie (1/20 pentru majoritatea motoarelor cu aprindere prin scânteie în trei cilindri, 1 rateu de combustie la 20 de aprinderi consecutive), injecția se întrerupe pe cilindrul respectiv astfel încât să se protejeze catalizatorul și să se evite depășirea standardului de emisii. O modalitate de a detecta cilindrii necorespunzători este de a evalua semnalul de turație al motorului la volantul motorului.

Caracteristicile semnalului turației unui motor cu ardere internă sunt determinate de caracteristicile arderii ce are loc în interiorul cilindrilor acestuia și care depind la rândul lor de poziția unghiulară a arborelui cotit [șRAC]. Fiecare cilindru al unui motor în patru timpi se aprinde la fiecare 720 [șRAC] și corespunde unui ciclu în care se creează lucru mecanic. Toate semnalele relevante ale componentelor sunt multipli ai frecvenței de bază. În timpul unui ciclu complet, fiecare cilindru se aprinde o singură dată, astfel încât pentru un motor în trei cilindri rezultă o aprindere o dată la 240 [șRAC]. Dacă turația unghiulară a motorului, măsurată la volant, este notată cu ω, frecvența unei oscilații este:

, unde i reprezintă numărul de cilindri (5.9)

În figura 5.15. este prezentat un semnal tipic de turație al motorului cu aprindere prin scânteie, măsurat la turația de ralanti, fără rateuri de combustie. În imagine se pot observa oscilațiile turației cu frecvența de aprindere în jurul valorii medii a turației motorului (aproximativ 800 [rot/min]). Dacă apar rateuri de combustie sau alte deficiențe de injecție de combustibil, turația motorului scade semnificativ.

Fig. 5.15. Turația motorului cu aprindere prin scânteie, măsurată la ralanti, fără rateuri de combustie;

În figura 5.16. este prezentată turația măsurată în cazul apariției rateurilor de combustie continue pentru unul dintre cei trei cilindri. Se poate observa apariția oscilațiilor suplimentare de joasă frecvență, semnalele fiind filtrate tip trece-jos. Componentele frecvenței care apar sunt armonice de bază ale motorului.

Fig. 5.16. Turația motorului cu aprindere prin scânteie, măsurată la ralanti, cu rateuri de combustie;

În funcție de cilindrii care prezintă rateuri de combustie rezultă diferite modele de frecvență. Fără rateuri de combustie, în spectru apar armonici de la a patra armonică, iar în cazul apariției rateurilor de combustie, în spectru apar și alte armonici.

În cazul unei demonstrații impuse, precum în cazul unei omologări, se stabilește ciclul de conducere după care se efectuează testul (în cazul de față fiind vorba de WLTC, ciclul de testare armonizat la nivel global a vehiculelor ușoare), graficul ciclului putând fi observat în figura 5.17., iar detalii suplimentare despre acesta în tabelul 5.1.

Fig. 5.17. Regrezentarea grafică a ciclului de testare WLTC [40];

Tabelul 5.2. Caracteristicile ciclului de omologare WLTC [17];

Înaintea începerii fiecărui ciclu, se intervine asupra autovehiculului și se setează o rație de misfire, fie din software, utilizând fereastra de omologare (figura 5.18.), fie fizic, utilizând un generator de rateuri de combustie (figura 5.19.) ce se leagă la circuitul bobinelor [26].

Fig. 5.18. Fereastra de omologare pentru setarea rației de misfire specifică programului DDT2000;

Fig. 5.19. Generator de rateuri de combustie utilizat de autorități în cazul unui proces de omologare;

Diagnosticul de rateuri de combustie (Misfire) este un diagnostic continuu și pasiv, cerut de către autorități, ce funcționează pe aproape toată plaja de turație și sarcină a motorului și care funcționează pe baza estimării de cuplu. Există și situații de inhibare al începerii sau întreruperii diagnosticului, atunci când motorul funcționează sub curba de vid (cantitatea minimă necesară de aer pentru a aduce motorul la o turație dorită în absența sarcinii) sau la turații de peste 4000 [rot/min], doar în cazul sarcinilor mici.

Din punct de vedere al omologării, acest diagnostic funcționează pe toată durata ciclului, iar ca exemplu, pentru norma Euro 6 și majoritatea motoarelor în 3 cilindri se aplică o rație de misfire de aproximatic 1 la 20, aceasta fiind aleasă astfel încât să existe o securitate termo-mecanică.

Diagnosticul Catalizatorului

Pentru a asigura buna funcționare a componentelor sistemului catalitic de control al emisiilor cu trecerea timpului este esențială prezența unui sistem robust și eficient de monitorizare la bord (OBD). Se consideră că emisiile provenite la un grup restrâns de autovehicule ce nu funcționează corespunzător reprezintă de fapt o mare parte din emisiile totale legate de autovehicule, iar monitorizarea la bord are potențialul de a reduce semnificativ emisiile de hidrocarburi și oxizi de azot. Conform legislației în vigoare se impun sisteme de diagnosticare la bord (OBD) pentru a monitoriza starea de funcționare și performanța sistemului catalitic, iar acest aspect a dus la interesul pentru strategii de monitorizare care sunt capabile să indice în mod fiabil când un sistem de control al emisiilor nu mai îndeplinește specificațiile inițiale sau atunci când există o defecțiune. Specificațiile după care funcționează un catalizator sunt stabilite în funcție de emisiile de hidrocarburi prezente pe linia de eșapament. În conformitate cu legislația europeană, aceste emisii trebuie să rămână sub 0,17 [g/km] pe parcursul unui ciclu de testare. Aceste reglementări sunt deosebit de dificil de atins din cauza lipsei unui senzor de hidrocarburi rentabil și fiabil ce poate fi utilizat în construcția autovehiculului. Această limitare a condus la abordări de monitorizare care iau în considerare mai degrabă dinamica de stocare de oxigen a catalizatorului decât eficiența conversiei hidrocarburilor. Deși capacitatea de stocare de oxigen (OSC=oxygen storage capacity) a catalizatorului nu poate fi măsurată direct, aceasta poate fi aproximată utilizând senzorii de oxigen amonte și aval al catalizatorului. Acești senzori fac parte integrantă din sistemul de control al raportului de aer și combustibil [41].

Un proces cheie pentru reducerea emisiilor prezente pe o conductă de evacuare echipată cu un catalizator cu trei căi este este capacitatea de a stoca și elibera oxigenul ca răspuns la tipul amestecului ce s-a ars în cilindrul motorului. În cazul funcționării cu amestec bogat (cu exces de combustibil), catalizatorul oxidează hidrocarburile și monoxidul de carbon prezente în gazele de evacuare, eliberând oxigenul stocat anterior. Această cantitate de oxigen eliberată menține o ardere stoichiometrică și asigură un nivel scăzut de hidrocarburi și monoxid de carbon în gazele de ardere de după catalizator. Cu toate acestea, din cauza capacității de stocare de oxigen finite a catalizatorului, acest proces nu poate continua la nesfârșit. Când se epuizează oxigenul stocat, în catalizator nu se mai poate satisface arderea stoichiometrică și vor trece cantități mai mari de hidrocarburi în gazele de ardere spre evacuare. Prin urmare, un sistem de control al funcționării catalizatorului va încerca să schimbe caracteristica amestecului, acesta urmând să fie sărac (cu exces de aer), înainte ca acea cantitate de hidrocarburi, mențioantă anterior, să părăsească catalizatorul și să creeze nereguli în materie de limite de emisii poluante [42].

În timpul funcționării motorului cu un amestec sărac, excesul de oxigen este stocat în catalizator, ceea ce aduce gazele de ardere de după acesta la condiții de ardere stoichiometrice și emisii scăzute. Pe măsură ce capacitatea de stocare de oxigen se apropie de saturație, concentrația de oxigen post-catalizator crește peste valoarea stoichiometrică, și în cele din urmă vor apărea emisii de oxizi de azot. În acest caz, sistemul de control va interveni din nou, doar că de data aceasta va comanda revenirea la un amestec bogat. Prin această oscilare între amestecul bogat și sărac se creează un tampon împotriva emisiilor din gazele de ardere [43].

Privind din punct de vedere al principiului de funcționare al catalizatorului cu trei căi, se estimează că măsura capacității de stocare de oxigen se corelează aproximativ cu eficiența de conversie a hidrocarburilor. În realitate, însă, această corelație nu este una liniară și nici diferențele nu sunt mici, atât pe termen scurt cât și pe termen lung. O altă dificultate în materie de monitorizare a capacității de stocare de oxigen o reprezintă utilizarea senzorului de oxigen poziționat în aval de catalizator. Semnalul provenit de la această sondă nu este doar o funcție a raportului de aer din gazele de ardere, ci și o funcție a compoziției gazelor de ardere evacuate. Compoziția gazelor de evacuare variază dinamic în funcție de reacțiile care au loc în catalizator [44].

În ciuda tuturor dificultăților, valoarea capacității de stocare de oxigen (OSC) pentru sistemul de monitorizare la bord (OBD) este propusă pe baza ipotezei că valoarea oxigenului stocat poate fi estimat prin diferența dintre măsurătorile de aer-combustibil realizate de sonda amonte și cea aval. Pentru a putea măsura cu o precizie ridicată OSC-ul, rata de stocare de oxigen trebuie integrată pe un interval de timp adecvat, astfel încât să poată avea loc schimbarea de stare, de la o faza incipientă, la una finală, adică de la un catalizator lipsit de oxigen la unul saturat de oxigen. Repetabilitatea parametrilor depind, de asemenea, de precizia cu care catalizatorul poate fi condus la starea inițială și de determinare a punctului în care catalizatorul a ajuns în starea finală. Măsurarea acestor parametri nu este simplă, deoarece nivelul de oxigen depozitat nu poate fi observat direct. O dificultate firească în utilizarea strategiilor de diagnosticare bazate pe aceste valori este aceea că strategiile încearcă să încapsuleze comportamentul catalizatorului folosind o unică metodă de determinare a capacității de stocare a oxigenului, care se presupune că indică și starea de funcționalitate a acestuia. Datorită faptului că dinamica catalizatorului este suficent de complexă este puțin probabil ca o astfel de determinare să descrie într-un mod adecvat eficiența de conversie a hidrocarburilor pentru o varietate de condiții de funcționare [45].

O strategie simplă de monitorizare este determinarea erorilor dintre un model preconizat și unul în care se măsoară cantitatea de oxigen stocată, acesta fiind chiar un diagnostic al catalizatorului. Atunci când catalizatorul este funcțional la capacitate maximă, modelul preconizat și cel măsurat trebuie să fie în concordanță, ceea ce va conduce la erori de predicție foarte mici. Pe măsură ce performanța catalizatorului se degradează, mărimea erorii va crește. Eficacitatea acestei strategii depinde atât de acuratețea măsurării, cât și a modelului de predicție. Funcționarea motorului și a catalizatorului este necesară pentu a oferi informații despre performanța catalizatorului [46].

În cazul omologării, pentru a se dovedi eficiența diagnosticului de catalizator în prezența autorităților, înaintea începerii ciclului de testare, pe autovehicul se montează un catalizator deja îmbătrânit, prezentat în figura 5.20, înlocuind catalizatorul nou montat inițial în sistemul de post-tratare a gazelor de ardere. Acest catalizator uzat are o capacitate de stocare de oxigen foarte redusă, deci insuficientă pentru a mai putea respecta limitele de emisii in vigoare. Diagnosticul, așa cum s-a menționat și anterior, funcționează pe baza măsurării de OSC (capacitatea de stocare de oxigen), domeniul de măsurare fiind unul de sarcină constantă datorită ușurinței de a observa modificările de semnal provenite de la sondele de oxigen poziționate în amonte si aval de catalizator. Un alt aspect pentru care se preferă domenii de sarcină constantă este acela că șansele de detecție falsă a unei disfuncționalități sunt foarte reduse.

Fig. 5.20. Catalizator îmbătrânit ce simulează capacitatea de stocare de oxigen după o distantă parcursă de 160000 [km];

Diagnosticul catalizatorului se împarte în două secvențe de măsurare de OSC, rezultatul mediu al diagnosticelor fiind apoi comparat cu modelul preconizat și dat verdictul de piesă corespunzătoare sau necorespunzătoare.

În lege există mențiunea ca producătorul să prezinte autorităților de omologare informații care să reflecte faptul că dispozitivul de post-tratare atinge o temperatură suficient de ridicată pentru a funcționa eficient în decurs de 400 de secunde de la pornirea la rece, la -7 [șC]. [14] Această zonă de 400 [s] de la începutul ciclului este definită de producător ca fiind zonă de inhibare termică a diagnosticului, tocmai datorită faptului că există componente care nu funcționează eficient datorită temperaturilor scăzute ale acestora. În intervalul de timp 400-700 [s], ciclul se continuă printr-o zonă de sectoare instabile din zona de viteză joasă și medie, care nu permit o diagnosticare fiabilă datorită faptului că șansa de falsă detecție este foarte mare [26].

Diagnosticarea sondei de oxigen amonte

Sonda de oxigen amonte prezintă două diagnostice distincte ce sunt evaluate în cazul ciclului de omologare. Cele doua diagnostice determină dacă sonda este blocată și se numește diagnostic de sondă amonte blocată și al doilea determină dacă timpul de răspuns al sondei este corespunzător, iar acesta se numește diagnostic de răspuns al sondei amonte [26].

Din punct de vedere legislativ, se dorește realizarea diagnosticului sondă amonte blocată în primele 200 de secunde ale ciclului și tocmai de aceea acesta este primul diagnostic exercitat. Ca și principiu de funcționare, se utilizează fereastra de omologare prezentă în programul DDT2000 pentru a bloca electronic sonda înaintea începerii ciclului de testare, sau se montează o sondă pregătită de omologare, blocată anterior, dar această din urmă metodă nu este convenabilă deoarece ne costă timp și bani pentru că presupune distrugerea intenționată a unei sonde de oxigen funcțională, rezultatul fiind același în ambele cazuri [26].

Fig. 5.21. Fereastră de omologare specifică sondei de oxigen amonte, a programului DDT2000;

Diagnosticul de răspuns al sondei amonte se realizează pentru a determina eficiența acesteia, iar aceasta se execută târziu în ciclu, undeva în intervalul 650-700 [s], deoarece este nevoie de intervale din ciclu de sarcină constantă, acest diagnostic poate dura până la 8 secunde. În timpul acestui diagnostic se execută totodată și o pre-diagnosticare a catalizatorului care se confirmă cu ajutorul sondei de oxigen aval. Marele avantaj al acestui pre-diagnostic de catalizator este limitarea numărului de măsurători de OSC, fapt ce limitează cantitatea de monoxid de carbon evacuată, întrucât acestea pot dura până la 6 secunde [26].

Diagnosticarea sondei de oxigen aval

Sonda de oxigen aval prezintă un singur diagnostic, dar care este împărțit în doua părți, un diagnostic incipient ce are loc în jurul secundei 300 a ciclului care se numește diagnostic „circuit deschis” cu funcționare corespunzătoare, iar al doilea diagnostic, poziționat tocmai la finalul ciclului, se numește diagnostic circuit deschis cu funcționare necorespunzătoare [26].

Diagnosticul „circuit deschis” cu funcționare corespunzătoare are o durată de 2 până la 4 secunde, iar în cazul unei sonde de oxigen aval funcționale, diagnosticul se va încheia în jurul secundei 300, fapt ce favorizează raportul IUPR prezentat în capitolul 3.2.

În cazul unei sonde de oxigen aval defecte, diagnosticul „circuit deschis” cu funcționare necorespunzătoare se va încheia spre finele ciclului, în jurul secundei 1750, într-un interval de decelerare constantă al intervalului de viteză foarte mare și va avea o durată de la 7 la 10 secunde, iar după acest diagnostic se va asigura nefuncționalitatea piesei. În cazul omlogării se aplică condiția de circuit deschis al sondei aval încă de la începutul ciclului, prin montajul unui cablaj special conceput prin care se poate realiza întreruperea totală a alimentării cu tensiune electrică [26].

Fig. 5.22. Cablaj special specific diagnosticului de circuit deschis al sondei aval;

Concluziile temei speciale

1. Sistemul de monitorizare și diagnosticare de bord urmărește să dovedească că este funcțional din toate punctele de vedere: înregistrare eroare, arpinderea martorului luminos de disfuncționalitate și raportarea detaliilor corespunzătoare.

2. Pentru procesul de omologare producătorul trebuie să întocmească un document de omologare specific fiecărui vehicul, document în care apar toate detaliile tehnice despre autovehicul.

3. Verificările diagnosticelor se pot face atât în prealabil, în sediile constructorilor, dar în timpul testării oficiale este obligatoriu ca acestea să fie efectuate de fața legiuitorului.

4. Există parametri ce urmăresc performanța sistemelor OBD și sunt reglementați pentru a se încadra în anumite valori.

5. Ciclul de testare pentru norma Euro 6 este WLTC deoarece, față de NEDC (New European Driving Cycle=Noul Ciclu de Testare European) este un ciclu mult mai dinamic, îi lipsesc pragurile de viteză constantă, are o durată mult mai mare și este o adevărată provocare din punct de vedere al gestionării prediagnosticelor și diagnosticelor.

6. Diagnosticul rateurilor de combustie este un diagnostic pasiv și intruziv ce funcționează pe baza estimării de cuplu la volantul motorului.

7. Diagnosticul catalizatorului funcționează pe baza estimării capacității de stocare de oxigen ce se realizează cu ajutorul sondelor de oxigen.

8. Diagnosticele senzorului de oxigen amonte determină funcționarea și eficiența acesteia și cu diagnosticul de timp de răspuns se realizează și un prediagnostic al catalizatorului.

9. Diagnosticul senzorului de oxigen aval determină dacă aceasta funcționează sau are alimentarea întreruptă.

10. În cazul în care una din componentele sistemului de post-tratare al emisiilor încetează să funcționeze, unitatea de control a motorului va funcționa cu un model prestabilit de funcționare al acelei componente astfel încât, pe termen scurt, să nu existe posibilitatea de a distruge vreo altă componentă sau un subsistem.

11. Procesul de omologare este unul foarte complex, care începe cu o perioadă considerabilă de timp ca autovehiculul să iasă spre comercializare.

12. În calibrarea sistemelor OBD, trebuie făcut mereu un compromis între cerințele legislației și riscurile de falsă detecție din perioada de utilizare a autovehiculului de către conducător.

13. Autoturismul nu poate circula pe drumurile publice fără a trece omologarea pe ciclul de testare.

Bibliografie

[1] R. Chiriac, "Procese ale motorului cu ardere internă", Editura A.G.I.R., ISBN 978-973-720-597-9, București, 2015;

[2] Willard W. Pulkrabek, "Engineering Fundamentals of the internal combustion Engine", Prentice Hall Publisher, ISBN 0135708540, 1997;

[3] R. Gaiginshi, Ghe. Zătreanu, "Motoare cu ardere internă, construcție și calcul", Editura "GH. ASACHI", Iași, 1995;

[4] Charles Fayette Taylor, "The Internal Combustion Engine in Theory and Practice" Volume I, Second Edition, Revised, The M.I.T. PRESS, ISBN 978-0-262-20051-6, 1985;

[5] Charles Fayette Taylor, "The Internal Combustion Engine in Theory and Practice" Volume II, Revised Edition, The M.I.T. PRESS, ISBN-13 978-0-262-70027-6, 1985;

[6] Garrett W. Balich, Conrad R. Aschenbach, "The Gasoline 4-Stroke Engine for Automobiles", University of Notre Dame, 2004;

[7] Wouter Knol, Peter Coombes, Gilbert Couvert, "DENSO Aftermarket Spark Plug", 2019;

[8] Federal-Mogul Motorparts, "All about Spark Plugs – Technical Information No. 02", 2019;

[9] Colin R. Ferguson, Allan T. Kirkpatrick, "Internal Combustion Engines – Applied Thermosciences", Third Edition, John Wiley & Sons Publisher, ISBN 978-1-118-53331-4, 2016;

[10] T. Raica, A. Ferencz, L. Mihon, D. Iorga, "Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă, Partea a IVa, Distribuția motoarelor cu ardere internă", Timișoara, 1998;

[11] Wilhelm Hannibal, "Variable Valve Timing System on Modern Spark Ignition", University of Applide Science, Iserlohn, Germany, 2009;

[12] Matthew Chermesnok, "Hydraulic Variable Valve Timing – Testing and Validation", University of Waterloo, U.S.A., 2016;

[13] Matt Dixon, "Variable Camshaft Timing – Variable Valve Timing", Southern Illinois University, U.S.A, 2012;

[14] Thomas Leroy, "Cylinder Filling Control of Variable Valve Actuation equipped Internal Combustion Engines", l'Ecole nationale superieure des mines de Paris, MINES ParisTech Publisher, France, 2010;

[15] Konrad Reif, "Gasoline Engine Mangament – Systems and Components", Springer Publisher, ISBN 978-3-658-03963-9, 2015;

[16] Rakesh H. Maurya, "Characteristics and Control of Low Temperature Combustion Engines", Springer Publisher, ISBN 978-3-319-68507-6, 2018;

[17] John B. Heywood, "Internal combustion engine – Fundamentals", McGraw-Hill Publicher, ISBN 0-07-28637-X, 1988;

[18] V.A.W. Hillier, Nelson Thornes, "Fundamentals of Motor Vehicle Technology", Nelson Thornes Ltd Publisher, ISBN 978 1 4085 1518 1, 2012;

[19] K. Newton T.K. Garrett and W Steeds. The Motor Vehicle, 13th Edition. SAE International, Warrendale, PA, 2001;

[20] Notițe din proiect "Motoare cu ardere internă I", Profesor titular: Prof. Dr. Ing. Radu CHIRIAC, Semestrul II al anului universitar 2018-2019;

[21] Notițe din cursul "Motoare cu ardere internă II", Profesor titular: Conf. Dr. Ing. Bogdan RADU, Semestrul I al anului universitar 2019-2020;

[22] C. PANĂ, M.G. POPA, N. NEGURESCU, C. SILVESTRU, "Dinamica motoarelor cu ardere internă", Editura MATRIX ROM, ISBN 973-685-957-6, București, 2005;

[23] Notițe din proiect "Dinamica motoarelor cu ardere internă", Profesor titular: Prof. Dr. Ing. Constantin PANĂ, Semestrul II al anului universitar 2019-2020;

[24] Apostolos Pesiridis, "Automotive Exhaust Emissions and Energy Recovery" Publisher NOVA, ISBN 978-1-63321-537-5, New York, 2014;

[25] Rolf Isermann, "Combustion Engine Diagnosis, Publisher Springer Vieweg, ISBN 978-3-662-49466-0, Berlin, 2017;

[26] Documentație tehnică internă Groupe Renault S.A.;

[27] BOSCH, "Basic principles, Physics", Robert Bosch GmbH, 2002;

[28] D. IRESTAHL, A. THULIN. "Testing a new aftertreatment system for lean burning direct injected gasoline engines", CHALMERS University of Technology, Goteborg, Sweden, 2011;

[29] R.K. Maurya, "Reciprocating Engine Combustion Diagnostics", Publisher Springer, ISBN 978-3-030-11953-9, 2019;

[30] Michael Palocz-Andresen, "Decreasing Fuel Consumption and Exhaust Gas Emissions in Transportation", Publisher Springer, ISBN 978-3-642-11975-0, Hamburg, 2013;

[31] BOSCH, "Automotive Handbook", Robert Bosch GmbH, 2002;

[32] Rolf Isermann, "Engine Modeling and Control", Publisher Springer Vieweg, ISBN 978-3-642-39933-6, Darmstadt, 2014;

[33] Clemens Brinkmeier, "Automotive Three-Way Exhaust Aftertreatment under Transient Conditions", Faculty of Mechanical Engineering of University of Stuttgard, 2006;

[34] European Environment Agency, "Health and environment", SOER 2015;

[35] European Environment Agency, "Air pollution – emissions of selected pollutants", SOER 2015;

[36] Regulamentul (CE) Nr. 715/2007 al Parlamentului European și al Consiliului din 20 iunie 2007;

[37] Regulamentul (CE) Nr. 692/2008 al Parlamentului European și al Consiliului din 18 iulie 2008;

[38] Regulamentul (UE) 2016/646 al Comisiei din 20 aprilie 2016;

[39] M.Di Natale, H. Zeng, P. Giusto, A. Ghosal, "Understanding and using the controller area network comminucation protocol", Publisher Springer, ISBN 978-1-4614-0313-5, 2012;

[40] Worldwide harmonized Light vehicles Test Procedure (WLTP) – Transport – Vehicle Regulations – UNECE;

[41] Kenneth R. Muscke, James C. Peyton Jones, "On-Board Diagnostic and fault detection strategies for an automotive three-way catalyst", Department of Chemical Engineering, Department of Electrical and Computer Engineering, Villanova University, Villanova, PA 19085;

[42] E. Brandt, J. Grizzle, "Three-way catalyst diagnostics for advanced emissions control systems", 2001 American Control Conference, 2001;

[43] R. Christensen, "Analysis of Variance, Design and Regression", Publisher Chapman & Hall, London, 1996;

[44] J. Peyton Jones, "A simplified model for the dynamics of three-way catalytic converter", Paper 2000-01-0652, SAE, 2000;

[45] I. Arsie, "Confidence level analysis for onboard estimation of SI engine catalytic converter efficiency", 2000;

[46] J. Peyton Jones, "Modeling combined oxygen storage and reversible deactivation dynamics for improved emissions predictions", Paper 2003-01-0999, SAE, 2003;