Sisteme de supraalimentare cu compresor mecanic pentru MAS. [623504]
UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ – NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIP LOMĂ
Sisteme de supraalimentare cu compresor mecanic pentru MAS.
Variante constructive, performanțe.
Conducător: Absolvent: [anonimizat]. Levente Botond KOCSIS Paul Viorel M UREȘAN
2017
UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ -NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: AUTOVEHICULE RUTIERE ȘI TRANSPORTURI
PROIECT DE DIP LOMĂ
Numele și prenumele absolvent: [anonimizat] : MUREȘAN Paul Viorel
Secția și forma de învățământ : Autovehicule rutiere
Tema proiectului de diplomă: Sisteme de supraalimentare cu compresor mecanic pentru MAS. Variante constructive, performanțe.
Locul de documentare: Universitatea Tehnică din Cluj -Napoca
Conducătorul proiectului : Asist. Dr. Ing. KOCSIS Levente Botond
Consult anți de specialitate :
Data primirii temei : 10.10.2016 Data predării : 28.06.2017
CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC: ABSOLVENT: [anonimizat]: Toate drepturile de autor privind proiectul de diplomă/lucrarea de diserta ție, multiplicarea pe orice cale, traducerea
unei părți sau a întregii lucrări, precum și valorificarea sub orice formă a conținutului și ideilor cuprinse în proiect, sun t
atribute exclusive ale UNIVERSITĂȚII TEHNICE DIN CLUJ -NAPOCA.
UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ -NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: AUTOVEHICULE RUTIERE ȘI TRANSPORTURI
Fișa absolvent: [anonimizat] 2017
Numele și prenumele
MUREȘAN Paul Viorel
Titlul proiectului de
diplomă Sisteme de supraalimentare cu compresor mecanic asupra MAS. Variante
constructive, performanțe.
Numele și prenumele Data la care student: [anonimizat] 10.10.2016
Consulta nt de
specialitate
Consultant de
specialitate
Programul de pregătire săptămânală
Informațiile suplimentare pentru pregătirea lucrării în vederea susținerii pot fi accesate pe pagina
web a Facultății de Mecanică: http://mecanica.utcluj.ro
Perioada
săptămânală Numele si prenumele Semnătura Aviz birou
departament Semnătura
Octombrie 10 -23
Oct. 24 – Noi. 6
Noiembrie 7 -20
Noi. 21 – Dec 4
Decembrie 5 -18
Dec. 19 -Ian. 1
Ianuarie 2 -15
Ian. 16 -29
Ian. 30 -Feb. 12
Feb. 13 -26
Feb. 27 -Mar. 12
Mar. 13 -26
Mar. 27 -Apr. 9
Apr. 10 -23
Apr. 24 -Mai 7
Mai 8 -21
Mai 22 – Iun 4
Iun. 5 -25
Aviz b irou Departamen t,
Prof. Dr. Ing. Nicolae BURNETE
Prof. Dr. Ing. Nicolae FILIP
Prof. Dr. Ing. Istvan BARABAS
Conf. Dr. Ing. Sanda BODEA
Conf. Dr. Ing. Adrian TODORUȚ
UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ -NAPOCA
FACULTATEA DE MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: AUTOVEHICULE RUTIERE ȘI TRANSPORTURI
Sesiunea: iulie 2017
Director Departament,
Conf . dr. ing. Adrian TODORUȚ
RECENZIE
Asupra proiect ului de diplomă cu titlul: Sisteme de supraalimentare cu compresor mecanic pentru
MAS. Variante constructive, performanțe.
Elaborat de absolvent: [anonimizat]:
………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………. Perioada de documentare și pregătire a proiectului: …………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………. Aspecte pozitive:
………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………….. Aspecte negative:
………………………………………………………………………………………………………..……………………………………………………………………………………………………………….. Contribuții personale ale autorului
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… Posibilități de valorificare a proiectului:
..……………………………………………………………..………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………….. Se propune admiterea / respingerea proiectului pentru susținere publică.
Conducător : Asist . dr. ing. Levente Botond KOCSIS
Declarație pe proprie răspundere privind
autenticitatea lucrării de licență/diplomă/disertație
Subsemnatul Mureșan Paul viorel , legitimat cu CI seria MS nr. 659155 CNP 1940118262501
autorul lucrării: Sisteme de supraalimentare pentru MAS. Variante const ructive, performanțe,
elaborată în vederea susținerii examenului de finalizare a studiilor de licență la Facultatea de
Mecanică, Specializarea Autovehicule rutiere din cadrul Universității Tehnic e din Cluj -Napoca ,
sesiunea iulie a anului universitar 2017, declar pe proprie răspundere, că această lucrare este
rezultatul propriei activități intelectuale, pe baza cercetărilor mele și pe baza informațiilor obținute
din surse care au fost citate, în textul lucrării, și în bibliografie.
Declar, că această lucrare nu conține porțiuni plagiate, iar sursele bibliografice au fost
folosite cu respectarea legislației române și a convențiilor internaționale privind drepturile de autor.
Declar, de asemenea, că aceasta lucrare nu a mai fost prezentată în fața unei alte comisii de
examen de licență/diplomă/disertație.
De asemenea, declar că sunt de acord ca proiectul de diplomă/lucrarea de disertație să fie
verificată prin orice modalitate legală pentru confirmarea originalității, consimțind inclus iv la
introducerea conținutului său într -o bază de date în acest scop.
În cazul constatării ulterioare a unor declarații false, voi suporta sancțiunile administrative,
respectiv, anularea examenului de licență/diplomă/disertație.
Lucrarea conține: 93 pagini, 4 tabele, 115 schițe și diagrame. Anexa cu desene conține:
____formate A0, ____formate A1, ____ formate A2, _____formate A3, _____ formate A4. Proiectul
are anexate și: 1 CD/DVD- uri
Nume, prenume
Mureșan Paul Viorel
Data
26.06.2017
Semnătura
Rezumat
Lucrarea de față, „Sisteme de supraalimenta re cu compresor mecanic p entru MAS.
Variante constructive, performanțe” , prezintă studiul influenței supraalimentării cu compresor
mecanic asupra performanțelor dinamice a unui motor normal aspirat cu aprindere prin scânteie,
având capacitatea cilindrică de 1.2 dm3.
Studiul are la bază simularea performanțelor motorului cu ajutorul programului Lotus
Engine Simulation și verificarea în element finit a tensiunilor mecanice și a deformaților care
apar la componentele mecanismului motor.
În acest scop, s -a realizat în programul Lotus Engine Simulation schema motorulu i
normal aspirat, cu ajutorul că reia s -au obținut performanțele oferite de producator. Pe schema
realizată s -a adăugat compresorul mecanic d in biblioteca programului si s -a cercetat influența
acestuia asupra motorului cu ardere internă .
Verificarea tensiunilor mecanice ș i a deformaților s -a realizat cu ajutorul programului
Catia. În program s -au modelat componentele mecanismului motor și cu aj utorul modulului de
analiză în element finit s -a cercetat influența supraalimentării motorului.
Rezultate le obținute în urma supraalimentării s -au reprezentat grafic, valorile obținute
fiind comparate cu valori existente în industria autovehiculelor.
Abstract
The present graduation thesis , „Supercharger systems with mechanical compressor for
gasoline engine. Constructive variants , performances ”, presents the study of supercharger
systems influence s on the dynamic performances of a normally aspirated engine with spark
ignition having a cylinder capacity of 1.2 dm3.
The study is based on simulating engine performance s using Lotus Engine Simulation
and finite element testing of the mechanical stresses and deformations that occur in the engine
components.
For this purpose, the engine' s normal aspirated scheme has been developed in the Lotus
Engine Simulation program, th us obtaining the performances offered by the manufacturers . The
mechanical compressor , from the program library , was added to the scheme and its influence on
the internal combustion engine was investigated.
The mechanical stresses and deformations were checked out using the Catia software .
Also in this software were modeled the components of the engine mechanism and with the help
of the finite element analysis module the influence of supercharging the engine was investigated.
The results obtained from supercharging were represented graphically, thus the
obtained values were co mpared with the existing values in the automotive industry.
Cuprins
1. Introducere ……………………………………………………………………………………………………………….. 10
1.2. Obiective …………………………………………………………………………………………………………….. 12
2. Stadiul actual al cercetărilor privind compresoarele mecanice …………………………………………. 13
2.1. Istoric, stadiul actual …………………………………………………………………………………………….. 13
2.2. Variante constructive ……………………………………………………………………………………………. 14
2.3. Influența supraalimentării cu compresor mecanic asupra performanțelor motoarelor cu
ardere i nternă …………………………………………………………………………………………………………….. 20
2.4 Caracteristicile generale ale compresoarelor mecanice ………………………………………………. 31
3. Modelare …………………………………………………………………………………………………………………… 47
3.1. Simularea motorului normal aspirat și a motorului supraalimentat in Lotus Engine Simulation …………………………………………………………………………………………………………………. 47
3.2. Verificarea în element finit a tensiunilor mecanice și a deformaților ………………………….. 64
4. Cercetări experimentale ………………………………………………………………………………………………. 81
4.1 Obiectivele și metodologia cercetărilor experimentale ………………………………………………. 81
4.2. Interpretarea rezultatelor cercetărilor experimentale …………………………………………………. 85
5. Concluzii finale, contribuții personale ………………………………………………………………………….. 86
BIBLIOGRAFIE …………………………………………………………………………………………………………… 89
Anexe ………………………………………………………………………………………………………………………….. 91
Mureșan Paul Viorel Introducere
1. Introducere
Scopul supraalimentării unui motor cu ardere internă este creșterea densității amestecului
proaspăt introdus în cilindri. Această creștere a densității va determina creșterea masei amestecului proaspăt cuprins în cilindri, iar acest lucru produce o creștere a puterii motorului
[13].
În figura 1.1 se prezintă comparativ, ciclurile teoretice în coordonate p -V a unui motor cu
aprindere prin comprimare (M.A.C .) în 4 timpi, aspirat natural, respectiv supraalimentat.
Fig. 1.1 . Ciclul teoretic al unui M.A.C . cu aspirație naturală (stânga) și supraalimentat (dreapta) [8]
La motorul supraalimentat, lucrul mecanic consumat pentru umplerea cilindrului
(suprafața 0 -1-7-8) este pozitiv, iar la motorul cu aspirație naturală, același lucru mecanic este
negativ, deoarece presiunea de admisie este mai mică decât cea atmosferică (p at). Se mai poate
observa că presiunea maximă a ciclului este mai mare la motorul supraalimentat decât la cel cu
aspirație naturală. Privind comparativ cele 2 grafice este ev ident că lucru l mecanic efectiv,
respectiv L me, este mai mare în cazul motorului supraalimentat.
Procedeul de supraalimentare la motarele cu aprindere prin scânteie este identic cu
procedeul de supraalimentare a motoarelor cu aprindere prin comprimare. La M.A.S . există
riscul apariției detonației. Deoarece presiunea ș i temperatura la începutul comprimă rii cresc, ele
se majorează pe parcursul întregului ciclu ș i apare situația nedorită de geneză a unor nuclee de
flacară î n amestec care produc aprinderea înainte ca frontul de flac ară generat de bujii să ajungă
în zona respectivă . Arderea anormal ă cu detonaț ii a fă cut ca supraalimentarea M.A.S. să se
10
Mureșan Paul Viorel Introducere
restrângă, ea revenind î n actualitate î n anii 70 în tracțiunea rutieră , mai întâ i la cursele de
Formula 1 și mai apoi la motoare performante de autoturisme.
Fig. 1.2 . Ciclul teoretic a unui M.A.S . cu aspirație naturală (stânga) ș i supraalimentat (dreapta)
Supraalimentarea unui motor cu ardere internă asigură majorarea masei aerului proaspăt
introdus în cilin dri. Ca urmare a creșterii masei de aer proaspăt este necesar să se mărească ș i
cantitatea de combustibil oferită ciclului. Ca urmare, presiunea medie indicată a ciclului se va
majora.
Supraalimentare:
• Narurală (supraalimentare acustică)
• Cu agregat
Antrenare:
• Mecanică
• Electrică
• Cu turbină cu gaze
• Mixtă
Agregat:
• Compresor volumetric rotativ : -cu palete
– cu rotor profilat
– de tip G
• Compresor dinamic: – axial
– centrifugal
• Compresor cu unde de presiune
11
Mureșan Paul Viorel Introducere
1.2. Obiective
Obiectivul principal al lucrării de față este de a evidenția îmbunătațirile performanțelor
aduse motoarelor cu aprindere prin scânteie în urma supraalimen tării acestora cu compresor
mecanic. De asemenea, s -a dorit observarea influenței supraalimentării asupra componentelor
care compun mecanismul motor (pistonul, bolțul, biela și arborele cotit) din punct de vedere al
tensiunilor meca nice care se dezvoltă în piese ș i a deformațiilor care apar.
În acest scop, s -a modelat cu ajutorul programului Lotus Engine Simulation motorul
normal aspirat cu aprindere prin scânteie de 1.2 [dm3] de la Volkswagen care echipează
autoturismul Skoda Fabia. S -a dorit obținerea gr afică a per formanțelor prevăzute de producă tor
în programul de simulare, după care s -a adăugat compresorul mecanic cu scopul de a se
comapara rezultatele obținute în urma supraalimentării. Compresorul adă ugat, s -a consider at ca fiind compresorul cu șurub de la compania Eaton
(TVS2), companie care a pus la dispoziție date tehnice legate de acest ti p de compresor precum
și harta de performanță , date care au fost introduse în programul de simulare.
Tensiunile mecanice ș i deformațiile care apar la compon entele mecanismului motor au
fost studiate cu ajutorul programului Catia V5R19.
S-a modelat în acest p rogram pistonul, bolțul, biela ș i arborele cotit a motorului
menționat cu ajutorul dimensiunilor prevăzute de producător. În modulul de analiză cu element
finit a programului Catia s -a studiat tensiunea mecanică ș i deformațiile care apar la
componentele motorului normal aspirat , după care s -a adăugat presiunea de supraalimentare a
compresorului TVS2 conform hărții de performanță cu scopul de a se observa infl uențele
supraalimentării cu compresor mecanic la același motor.
12
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
2. Stadiul actual al cercetărilor privind compresoarele mecanice
Un compresor este o mașină termică folosită pentru mărirea presiunii unui gaz închis
într-un recipient, prin micșorarea volumului său. Compresoarele comprimă aerul de la o presiune
inițială de intrare (de obicei presiunea atmosferică), până la presiunea d e refulare, superioară.
Principalele caracteristici tehnico -funcționale ale unui compresor sunt presiunea de
refulare și debitul. Raportul dintre presiunea finală și presiunea inițială a gazului comprimat se numește
raport de compri mare. D acă acest raport este mai mic decât 3, nu se folosește termenul de
compresor, ci cel de suflantă.
Pentru a comprima gazul, compresorul lucrează după un ciclu termodinamic inversat
(ciclu generator), consumând lucru mecanic.
C ompresoarele sunt mașini generatoare antrenate de un motor electric, cu ardere internă,
sau turbină cu gaze, prin cuplare directă sau printr -o tran smisie mecanică, motorul furnizâ nd
energia mecanică necesară funcționării.
2.1. Istori c, stadiul actual
Supra alimentarea motoarelor cu ardere internă reprezintă introducerea aerului proaspăt
în cilindru la presiuni mai mari decât presiunea atmo sferică prin precomprimarea parț ială sau
totală înainte de a intra î n camera de ardere.
Agregatele cu care se poate reali za această creștere de presiune a încărcăturii proaspete
pot fi antrenate prin interm ediul gazelor de evacuare, caz în care agregatul se numeș te
turbosuflantă sau pot fi antrenate mecanic prin intermediul unei curele sau a unui lanț de că tre
arborele cotit al motorului cu ardere internă.
Supraalimentarea M.A.I . se aplică pentru prima dată la motoarele cu aprindere prin
scânteie la avioane cu scopul refacerii puterii acestora, la 5000 de metri altitudine puterea
motorului scăzând la jumăta te datorită densității aerului.
În 1848, G. Jones of Birmingham a inventat compresorul Roots -style în Anglia .
În 1860 frații Philander și Francis Marion Roots au fondat compania Roots Blower care
patenta proiectarea unui element de antren are a aerului folo sit pentru fur nale ș i alte aplicații
industriale.
Primele maș ini de serie produse î n lume cu c ompresor mecanic au fost Mercedes
6/25/40 și Mercedes 10/40/65. Ambele modele au fost introduse in 1921 si au avut compresor de
tip Roots. Maș inile au fost distin se ca modele "Kompressor" denumire care continua până în
zilele noastre.
13
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
La 24 martie 1878 Heinrich Krigar din Germania a brevetat primul compresor cu șurub,
dar acesta nu a intrat în producție in același an. În 1930 Alfred Lysholm lucrând la compania
suedeză Ljungstroem Steam Turbine a dezvoltat compresorul cu ș urub uscat care a reprezentat
bazele compresorul ui din prezent. Din 1950 mai multe companii au început fabricarea
compresoarelor cu șurub uscat sub licența companiei Swedish Rotor Maskiner (SRM),
compresoare care au fost îmbunătățite de -a lungul anilor.
Prima producție î n serie de autoturisme cu turbină de supraalimentare, au fost motoarele
Diesel de Mercedes -Benz, cu modelul OM617 începând din luna mai 1978.
Prima producție în serie de autocamioane cu turbină de supraalimentare, a fost
motoarele Diesel de Man începând din anul 1951.
2.2. Variante constr uctive
După principiul de funcționare, compresoarele se pot clasifica în compresoare volumice
și compresoare dinamice.
În compresoarele volumice creșterea presiunii gazului se realizează prin închiderea
gazului într -un anumi t volum, micșorarea volumului ocupat de gaz până la valoarea
corespunză toare a presiunii și evacuarea gazului la această presiune.
În cazul compresoarelor dinamice compresia este obținută prin transformarea vitezei
aerului aspirat prin intermediul unui rotor paletat. Se împart în compresoare centrifuge și
compresoare axiale.
Agregate de supraalimentare cu palete tangențiale
Un compresor rotativ cu lamele în rotor sau rotativ cu lamele culisante, este compus
dintr -un stator cilindric și dintr -un rotor cilindric plasat excentric în cilindru. Acesta este
prevăzut cu șanțuri longitudinale în care culisează lamele care au aceeași lungime ca statorul
cilindric și rotorul. Statorul cilindric este prevăzut cu canalele de aspirație și de refulare . Răcirea
este realizată cu aripioare de răcire. Când arborele se rotește, lamelele sunt supuse acțiunii
forțelor centrifuge, astfel că sunt în contact permanent cu cilindrul interior, culisând în canalele
din rotor, iar între rotor și cilindru se formează o cameră în care are loc aspirația și comprimarea
gazului.
Agregatele de supraalimentare cu palete se caracterizează prin simplitate constructivă,
însă performanțele acestui tip de agregat nu sunt foarte bune datorită scăpărilor mari de aer . [11]
În figur a 2.1 se prezintă un agregat de supraalimentare cu palete tangențiale.
Principalele componente ale agregatului sunt: 1 – carcasa exterioară; 2 – palete; 3 – fereastră de
evacuare a aerului comprimat; 4 – rotor excentric; 5 – fulie de antrenare.
14
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.1 . Agregat de supraalimentare cu palete tangențiale [13]
Agregatul este acționat direct de la motor prin intermediul unei curele dințate ce
antrenează fulia 5. Paletele împart spațiul dintre carcasă și rotor în patru celule. Dator ită
poziționării excentrice a rotorului față de carcasă, în timpul antrenării agregatului volumul
cuprins între două palete se micșorează, comprimând aerul. Paletele sunt dispuse pe o direcție
tangențială pentru a micșora solicitările mecanice și fr ecarea dintre acestea și carcasă.
Agregate de supraalimentare cu rotoare profilate:
Agregat de supraalimentare de tip Roots
Agregatul de supraalimentare de tip Roots este un compresor volumetric cu 2 rotoare
care se rotesc cu aceeași turație, dar în sensu ri opuse. În timpul rotației, rotoarele nu sunt în
contact unul cu altul și nici cu carcasa agregatului. Distanțele dintre cele 2 rotoare și dintre rotor și carcasă sunt de 0,1 ÷ 0,2 mm. Rotorul poate avea 2 sau 3 lobi. Principalele componente
ale unui agregat de supraalimentare de tip Roots sunt prezentate în figura 2.2.
Fig. 2.2 . Agregat de supraalimentare de tip Roots [13]
În care: 1 – fulie de antrenare; 2 – roată dințată; 3 – pinion; 4 – carcasă; 5 – fereastră de
evacuare; 6 – rotor; 7 – lobi.
15
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
La compresorul Roots cu rotoare cu 3 lobi, scăpările de aer datorate neetenșeitățiilor
sunt mai mici decât la cel cu 2 lobi, iar presiunea de refulare este mai uniformă, deoarece la o
rotație completă a rotorului vom avea trei descărcări în loc de două.
Agregat de supraalimentar e de tip Sprintex (sau “ș urub”)
Un compresor cu șurub sau elicoidal este un tip de compresor de gaz care utilizează un
mecanism de deplasare rotativ. Ele sunt de obicei folosite pentru a înlocui compres oarele cu
piston, acolo unde sunt necesare volume mari de aer de înaltă presiune.
Acest tip agregat are în componența sa 2 rotoare profilate, însă ele nu au aceeași formă,
după cum se poate vedea și în figura 2.3. Astfel, un rotor are patru lobi convecși, iar celălalt șase
lobi concavi. Ambele rotoare sunt spiralate, astfel încât să nu existe contact între ele. De asemenea cele 2 rotoare nu sunt în contact nici cu carcasa agregatului. Rotoarele sunt realizate
din aliaje de magneziu îmbrăcate în teflon, iar distanțele dintre ele sunt de 50 ÷ 100 µm. Raportul
de transmitere dintre pinionul care antrenează rotorul concav și roata dințată a rotorului convex
este de 2:3. Agregatul este antrenat de la motor cu o curea dințată prin intermediul unei fulii care
se află pe același arbore cu rotorul concav.
Fig. 2.3 . Agregat de supraalimentare de tip Sprintex [13]
În care: 1 – fulie de antrenare; 2 – roți dințate; 3 – fereastră de admisie; 4 – carcasă
exterioară; 5 – rotor cu șase lobi concavi; 6 – rotor cu patru lobi convecși; 7 – rulmenți.
Din aceeași familie de agregate fac parte și compresoarele Lysholm. Spre deosebire de
compresoarele Sprintex, agregatele Lysholm au rotoare cu trei și cinci lobi, iar admisia aerul ui se
face axial.
Agregat de supraali mentare de tip G
Acest tip de agregat de supraalimentare este format din două semicarcase despărțite de
un disc care realizează o mișcare plan -paralelă. Discul este montat pe un arbore excentric, iar
16
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
mișcarea plan -paral elă este realizată cu ajutorul unui arbore secundar. Arborele principal
antrenează arborele secundar cu ajutorul unei curele dințate. Cei doi arbori au aceeași
excentricitate și se rotesc cu aceeași turație. Atât semicarcasele cât și discul prezintă câte doi
pereți în formă de spirală care delimitează camerele în care evoluează fluidul de lucru. Pereții
semicarcasel or și cei ai discului mobil se intercalează, iar camerele formate sunt etanșate cu
ajutorul unor ga rnituri, (fig. 2.4).
Fig. 2.4. Componentele principale ale unui agregat de supraalimentare de tip G [13]
În care: 1 – semicarcasă stânga; 2 – semicarcasă dreapta; 3 – admisie amestec proaspăt;
4 – evacuare amestec comprimat; 5 – pereți spiralați semicarcasă; 6 – disc; 7 – pereți s piralați disc;
8 – arbore excentric principal; 9 – arbore excentric secundar.
Compresorul centrifugal
Principalele componente ale unui compresorul centrifugal cu antrenare mecanică sunt:
rotorul pe care sunt fixate palete dispuse radial, ca rcasa și ampli ficatorul de turație, (fig. 2.5)
[19]. Rotorul cu palete și carcasa agregatului sunt realizate din aliaje de aluminiu.
Suflanta poate fi prevazută cu o treapta de comprimare sau cu mai multe. Cu ajutorul
amplificatorului de turație se pot atinge presiunile dorite în funcționare, inclusiv la turații scăzute
ale motorului cu ardere internă.
17
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.5 . Compreso r centrifugal antrenat mecanic [13]
În care: 1 – amplificator de turație; 2 – rotor suflantă; 3 – colector; 4 – canal de admisie
aer; 5 – difuzor .
Compresorul cu unde de presiune
Supraalimentarea cu unde de presiune se realizează cu un agregat numit Comprex (Fig.
2.6). Acest gen de supraalimentare a fost inițial dezvoltată de firma Brown Boveri din Elveția.
Ca și în cazul turbosupraalimentării, comprimarea amestecului proaspăt este realizată prin
intermediul gazelor de evacuare. Antrenarea agregatului de supraalimentare cu unde de presiune
este făcută de motor prin intermediul unei transmisii cu curea dințată, însă lucrul m ecanic de
comprimare e realizat de gazele arse [12,17] .
Fig. 2.6 . Compresor cu unde de presiune [12]
Agregatul de supraalimentare cu unde de presiune (Comprex), poate realiza rapoarte de
supraalimentare mari (2 ÷ 2,8) fiind o soluție foarte atractivă pentru supraalimentarea m.a.c. –
urilor. Și m.a.s.- urile pot fi supraalimentate prin această metodă, însă datorită presiunii mari de
supraalimentare există per icolul apariției detonației [15] .
18
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.7 . Principiul de funcționare a unui agregat cu unde de presiune [4]
În care: 1 – fereastră de admisie gaze arse, 2 – fereastră de evacuare aer comprimat, 3 –
fereastră de evacuare gaze arse, 4 – fereastră de admisie aer proaspăt
Comparație între agregatele de supraalimentare cu antrenare mecanică
Din punct de vedere energetic, cel mai important criteriu de comparație pentru agregatele
de supraalimentare cu antrenare mecanică este lucrul mecanic consumat pentru comprimare. Urmărind acest criteriu, se poate face o comparație între agregatele de supraalimentare cu
antrenare mecanică studiate, (cu palete, de tip Roots, de tip Sprintex și de tip G), dacă se fac următoarele considerații: compresoarele au același volum maxim și realizează aceeași presiune
maximă de supraalimentare. Literatura de specialitate afirmă faptul că agregatele de tip Sprintex
și de tip G au consumul de lucru mecanic cel mai redus, iar compresorul Roots are consumul cel mai ridicat.
În concluzie, cel mai performant agregat de supra alimentare cu antrenare mecanică este
compresorul Sprintex. În vederea optimizării acordării agregatului cu motorul pentru toate
regimurile de turație, se recomandă utilizarea unui sistem cu sistem de admise cu by -pass, și
antrenare cu ajutorul unui cuplaj electromagnetic.
19
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
2.3. Influența supraalimentării cu compresor mecanic asupra
performanțel or motoarelor cu ardere internă
La motoarele actuale, cu toate progresele realizate, o propor ție relativ modestă din
energia eliberat ă de combustibil în cilindrul motorului se livreaz ă sub form ă de energie mecanică
utilă pentru propulsie. Pierderile de c ăldură din cea netransformabil ă în energie mecanic ă nu se
pot imprima motorului propriu- zis, ci modului în care se transform ă căldura în energie mecanic ă,
respectiv concep ției instala ției energetice pentru propulsie [16] .
Pierderile cu adev ărat proprii motorului în structura actuală sunt cele datorate frecă rii
pieselor aflate în mi șcare, energiei consumate pentru antrenarea echipamentelor auxiliare,
scăderii randamentului la unele regimuri de func ționare datorit ă înrăutățirii schimbului de gaze,
form ării amestecului ș i arderii, necorel ării condi țiilor de r ăcire și de ungere cu regimul de sarcin ă
și tura ție, etc. Pe de alt ă parte trebuie avute în vedere ș i rezervele de creș tere a randamentului la
motoarele în strucutra actual ă, prin supraalimentare [16] .
Prin urmare, în fa ța concep ției se pun atât problemele schimb ării structurilor instala țiilor
energetice pentru a se m ări propor ția căldurii transformate în energie mecanică utilizabilă la
propulsia autovehiculelor cât ș i ale optimiz ării, la toate regimurile, a proceselor de schimb de
gaze, de formare a amestecului ș i de ardere. O mare rezerv ă de îmbunățăț ire a parametrilor
energetici și ecologici o constituie optimiza rea proceselor de schimb de gaze, de formare a
amestecului și de ardere la regimurile tranzitorii, aceste regimuri având ponderea cea mai mare
din timpul func ționării motoarelor în exploatare [16] .
Așadar pentru a se vedea cu exactitate rezervele energeti ce și ecologice ale MAI -urilor,
ce pot fi exploatate la maxim, în cele ce urmeaz ă se vor analiza atât parametrii energetici de
putere ș i de economicitate, pe baza relaț iilor definitorii ale acestora, cât ș i parametrii ecologici.
Principalii parametri energetici de putere
Performan țele energetice de putere ale unui motor sunt exprimate, în general, de
următorii parametri indica ți și efectivi: lucrul mecanic, lucrul mecanic specific, presiunea medie,
puterea și momentul motor, precum ș i de pu terea litric ă ce reprezint ă cel mai important indice
de pe rforman ță energetică de putere.
Lucrul mecanic indicat L i este propor țional cu volumul cilindrului Vs. În valoare
absolut ă el este un indice de performan ță, arătând dacă un motor este cantitativ superior altuia,
dar nu este un indice de perfec țiune nearătând dac ă un motor este calitativ superior altuia. Pentru
a se putea compara gradul de perfecț iune a proceselor reprezentate în diagrama indicat ă trebuie
să se defineasc ă o mărime raportat ă. Aceast ă mărime se nume ște lucrul mecanic specific
indicat L i și reprezint ă lucrul mecanic indicat dezvoltat pe unitate de cilindree, sau cu alte
20
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
cuvinte el arat ă ce performan ță de lucru mecanic se poate ob ține dintr -un [l], fiind un indic e
fundamental de comparaț ie a motoarelor [16] .
Acestui indice fundamental, ce apreciaz ă perfec țiunea diagramei indicate, i s -a atribuit
dimensiunile unei presiuni denumit ă presiune medie indicat ă. Ea se poate defini ca fiind o
presiune convenț ional ă ca m ărime, care acț ionând asupra pistonului în timpul detentei ar produce
un lucru mecanic util egal cu întreg lucrul mecanic indicat al ciclului [16] .
𝑙𝑖=𝑝𝑚𝑖=𝑖∙𝐿𝑖/𝑖∙𝑉𝑠=𝐿𝑖/𝑉𝑠 (2.1)
unde: i reprezint ă num ărul de cilindri; V s – cilindreea unitar ă.
Pe baza lucrului mecanic indicat se defineș te puterea indicat ă Pi, adic ă puterea dezvoltat ă
în cilindrul motorului.
𝑃𝑖=𝐿𝑖∙𝑁=𝑝𝑚𝑖∙𝑉𝑠∙𝑖∙𝑛
30∙𝑇 [kW] (2.2)
unde: N este num ărul ciclurilor realizate pe secund ă; n – turația arborelui cotit; Τ – num ărul de
timpi ai motorului.
Momentul motor indicat M i se cal culeaz ă cu ajutorul rela ției dintre putere ș i tura ție:
𝑀𝑖=𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 .∙𝑃𝑖∙𝑛 (2.3)
MAI -ul consum ă o parte din lucrul mecanic dezvoltat în cilind ru (L
i) pentru învingerea
frecărilor dintre piesele aflate în miș care și pentru acț ionarea instalaț iilor auxiliare. De aceea
lucrul mecanic dezvoltat de to ți cilindrii (i· Li) este mai mare decât lucrul mecanic transmis
sistemului de propulsie, denumit lucr ul mecanic efectiv L e, în timp ce diferen ța este lucrul
pierderilor mecanice L m [16].
𝐿𝑒=𝐿𝑖−𝐿𝑚 (2.4)
Mărimile efective ale lucrului mecanic specific , presiunii medii, puterii și momentului
motor se definesc analog m ărimilor indicate, dup ă cum urmeaz ă:
𝑙𝑒=𝑝𝑚𝑒=𝑖∙𝐿𝑒
𝑖∙𝑉𝑠=𝐿𝑒
𝑉𝑠 (2.5)
21
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
𝑃𝑒=𝑝𝑚𝑒∙𝑉𝑠∙𝑖∙𝑛
30∙𝑇 [kW] (2.6)
𝑀𝑒=𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 .∙𝑃𝑒∙𝑛 (2.7)
Principalul parametru energetic de putere al unui motor este puterea litrică PL, acest
parametru este egal cu puterea efectiv ă dezvoltat ă de motor pe unitatea de cilindree:
𝑃𝐿=𝑃𝑒
𝑉𝑠∙𝑖=𝑝𝑚𝑒∙𝑛
30∙𝑇 [kW/l] (2.8)
Puterea unui motor este direct proporțională cu presiunea din interiorul camerei de ardere.
Dacă presiunea crește, ș i puterea va crește. În acest scop se utilizează supreaalimetarea
motoarelor cu ardere internă. Supraalimetarea se poate realiza prin angrenarea unei turb o-
suflante cu ajutorul gazelor de evacuare sau prin angrenarea unui agregat de supraalimentare direct de la arborele cotit al motorului.
În prezent se utilizează ambele sisteme de supraalimentare pe motoarele cu ardere
internă, supraalimetarea cu turbosuflantă ș i supraalimentarea cu compresor mecanic, încercându –
se elim inarea dezavantajelor celor două sisteme.
Unul din de zavantajele turbosuflantelor este întârzierea la apăsarea ped alei de
accelerație, așa numitul "turbo -lag". Un alt dezavantaj reprezintă presiunea mică de
supraalimetare la turații mici ale motorului cu ardere internă.
Cel mai mare dezavantaj al compresoarelor mecanice reprezintă puterea pierdută de
motorul cu ardere internă pentru angrenarea acestuia, mai ales la turații ridicate.
Volkswage n este primul constructor care a combinat ambele sisteme de supraalimentare
pentru motorul de 1.4 pe benzină cu injecție directă. În acest mod motorul beneficiază de
avantajele fiecărui sistem de supaalimentare, în funcție de regimul de funcționare al motorului.
Fig. 2.8. Motorul 1.4 TSI Dual -charging de la Volkswagen [22]
22
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.9. Caracteristica de putere si de moment a motorului de 1.4 TSI [22]
Cele două sisteme de supraalimentare sunt conectate în serie, aerul admis în motor
fiind comprimat succesiv, mai întâi de compresorul mecanic ș i apoi de turbo- suflantă . Fluxul de
aer pentru a ajunge în motor trece prin filtrul de aer, compresor mecanic, turbo- compresor și
radiator (intercooler).
Fig. 2.10 . Circuitul de aer al motorului 1.4 TSI Dual -charging de la Volkswagen [20,22]
În care: 1 – filtru de aer, 2 – compresor mecanic, 3 – curea de antrenare a compresorului,
4 – supapa de reglare a presiunii compresorului, 5 – ambreiajul electromagnetic, 6 – galeria de
admisie, 7 – obturator admisie aer, 8 – radiator (intercooler) , 9 – galeria de evacuare, 10 – curea,
23
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
11 – supapă de descărcare a gazelor de evacuare (waste- gate) , 12 – turbo -compresor , 13 – turbină ,
14 – supapă de descărcare a aerului comprimat
Compresorul mecanic este activat la cerere prin intermediul unui ambreiaj
electromagnetic comandat de unitatea electronică de control a motorului. Ambreiajul este
localizat pe fulia pompei de apă și printr -o curea antrenează arborele de intrare în compresor.
Raportul de transmitere între motor și compresor este 1:5, astfel la o rotație completă a arborelui cotit compresorul efectuează 5 rotații, turația maximă ajungnâ d la valoarea de 17500 rot/min.
Fig. 2.11. Compr esorul mecanic Eaton TVS R410 [22]
Compresorul mecanic este produs de Eaton și face parte din generația 5. Controlul
presiunii aerului se face cu ajutorul unei supapei de reglare, presiunea maximă absolută de
supraalimentare fiind de 1.75 bari [22] .
Fig. 2.12 . Harta de performanță a compresorului TVS R410 [21]
24
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.13 . Transmisia mecanismului de distribuție cu curea dințată [22]
Turbo- compresorul este integrat în galeria de evacuare a motorului. Geometria turbinei
este fixă, presiunea maximă a compresorului fiind limitată de o supapă de refulare (waste -gate).
Pentru a preveni supraî ncălzirea turbo -compresorul este răcit cu lichid. Sistemul este dotat cu o
pompă electrică care poate funcționa și după oprirea motorului pentru a asigura răcirea grupului
turbo- compresor. Grupul turbo- compresor și galeria de admisie au fost proiectate pentru a rezi sta
temperaturilor extreme de până la 1050 °C [22] .
Fig. 2.14 . Compresor este acț ionat prin cuplaj electromagnetic [22]
25
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.15 . Turbo -compresorul motorului 1.4 TSI Dual -charging de la Volkswagen [22]
1 – acționarea pneumatică a supapei de descărcare a gazelor de evacuare (waste- gate)
2 – acționarea electrică a supapei de descărcare a aerului comprimat
Pe galeria de admisie, după turbo -compresor, este montată o supapă de descărcare (blow –
off valve, pop- off valve). Aceasta, în cazul închiderii bruște a obturatorului din admisie, reduce
presiunea aerului din galer ie pentru a prevenii scăderea rapidă a turației compresorului și
acumularea de contrapresiune.
Fig. 2.16 . Funcționarea cuplajului electromagnetic pentru acționarea compresorului [22]
În momentul în care se închide circuitul, fluxul magnetic din bobina atrage armătura
mobilă și se realizează cuplarea.
Modurile de funcționare ale sistemului de supraalimentare
În funcție de regimul de lucru al motorului, sarcină și turație, unitatea electronica de
control calculează cantitatea de aer necesară pentru obținerea cuplului motor cerut de
conducătorul auto. Turbo -compr esorul funcționează indiferent de valoarea turației motorului. La
turații mici însă, datorita vitezei reduse a gazelor de evacuare, presiunea aerului comprimat este
insuficientă.
26
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.17 . Modurile de funcționare ale sistemului de supraalimentare al motorului 1.4 TSI
Dual -charging de la Volkswagen [22]
1 – zona de funcționare continuă a compresorului mecanic;
2 – zona de funcționare a turbo- compresorului cu suport din partea compresorului
mecanic;
3 – zona de funcționare doar a turbo- compresorului ;
4 – zona de funcționare ca motor aspirat ;
În zona turațiilor joase, până în 2400 rot/min, cu un cuplu motor între valoarea medie și
maxi mă, compresorul mecanic este activat continuu. Presiunea generată de compresor este
controlată prin intermediul supapei de reglare.
Până la turații de 3500 rot/min compresorul mecanic este activat doar la cerere. De
exemplu, dacă automobilul rulează la vi teză constantă și pentru o depășire este necesară o
accelerație puternică compresorul mecanic intră în funcțiune pentru a compensa întârzierea
(turbo -lag) turbo -compresorului [22] .
La turații peste 3500 rot/min turbo- compresorul comprimă aerul indus în motor fără a fi
asistat de compresorul mecanic. Turația motorului termic este destul de ridicată pentru a permite turbo- compresorului să răspundă cerințelor de cuplu. Presiunea maximă a aerului comprimat este
reglată prin intermediul unei supape de descărcar e a gazelor de evacuare (waste- gate).
Pe întreaga gamă de turații, dar la sarcini mici, motorul funcționează ca un motor aspirat,
aerul fiind comprimat la o valoare ușor peste presiunea atmosferică. În acest caz supapa de reglare a compresorului mecanic este complet deschisă și energia gazelor care intră în turbină
este insuficientă pentru a permite turbo- compresorului să comprime aerul.
27
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.18 . Domeniile de funcționare ale sistemului de supraalimentare al motorului 1.4 TSI [22]
Cu acest sistem Volkswagen a reușit să îmbine avantajele celor două tehnologii de
supraalimentare . La turații mici și medii este utilizat compresorul mecanic iar la turații medii și mari turbo -compresorul. Astfel, în funcție de modul de conducere, motorul poate fi econom ic, cu
un consum scăzut de combustibil, dar și extrem de dinamic oferind un cuplu impresionant pe toată gama de turații.
Compresoarele mecanice cu șurub sunt într -o continuă dezvoltare. Succesorul
compresolui mecanic TVS R410 este TVS2 produs de compania Eaton, la care s -au ad us o
succesiune de îmbunătățiri cu scopul de a satisface cerinț ele actuale: eficiență termică
îmbunătățită (deoarece influențează în mod direct puterea angrenării compresorului), masă
redusă, mărirea intervalului d e debit refulat, zgomot redus și reducerea puterii necesare
angrenării.
Fig. 2.19 . Compresorul mecanic TVS2 Eaton [21]
28
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Îmbunătațirile aduse au fost orientate spre zonele de lucru ale compreso rului în care
acesta este cel mai des utilizat.
Eaton s -a concentrat pe îmbunătățirea eficienței volumetrice la turații scăzute ale
compreso rului. Punctul de utilizare urmă rit de Eaton a fost la 4000 [rot/min] ș i presiunea de 1.4
[Bar] [21] .
Fig. 2.20. Reducerea de masă. (stânga -TVS R410, dreapta – TVS2) [21]
Tabel 2.1
Obiectivele proiectului TVS2 [21]
Obiectivul TVS R410 TVS2 Beneficii
Presiunea ma ximă la
evacuare
2.5 [Bar]
4.0 [Bar] Permite
supraalimentarea cu
presiune ridicată
Reducerea masei
–
-25% Reduce masa
motorului ș i devine
mai compact
Reducerea inerției – -5%
Sincronizare mai
ușoara cu motorul
Reducerea
zgomotului
–
-3 bB Silențiozitate
29
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.21 . Reducerea dimensiunilor de gabarit (stânga -TVS R410, dreapta – TVS2 ) [21]
Pentru a reduce t emperatura aerului la refulare ș i a atinge dom eniul de utilizare dorit
producă torul a modificat lobii compresorului [21] .
Fig. 2.22 . Modificări aduse la profilul lobilor (stânga -TVS R410, dreapta –TVS2 ) [21]
Fig. 2.23. Valoarea medie a zgomotului [21]
30
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
În urma îmbunătățirilor f ăcute producă torul a obținut urmă toarea hartă de performanțe ale
compresorului TVS2:
Fig. 2.24 . Harta de performanță a compresorului mecanic TVS2 [21]
2.4 Caracteristicile gener ale ale compresoarelor mecanice
Definiții. Clasificare
Compresoarele su nt mașini de forță generatoare care cresc presiunea debitului de gaze pe
care îl vehiculează.
Tipurile supraalimentării, în funcție de presiunea aerului furnizat motorului, se
pot clasifi ca după urmă toarele criterii [13 ]:
Tabel 2.2
După principiul de funcționare se disting:
31
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
• compresoare volumice, care realizează comprimarea prin micșorarea unui volum de gaz
închis în spațiul de lucru al mașinii ;
• compresoare aerodinamice, care realizează comprimarea într -un proces cu curgere
continuă a gazului, prin mărirea energiei cinetice și, parțial, și a energiei potențiale de presiune
într-un rotor cu palete, proces urmat de transformarea energiei cinetice în energie de presiune
prin frâ narea curgerii;
• compresoare cu jet, care realizează comprimarea prin ames tecarea curentului de fluid de
joasă presiune cu un curent de înaltă presiune, rezultatul fiind un curent de presiune medie.
Compresoarele volumice realizeaz ă presiuni ridicate , dar au debite relativ mici, sub 500
m3/min. Compresoarele dinamice furnizează presiuni pâ nă la 25 bar la debite foarte mari.
Compresoarele centrifuge realizează debite de până la 2500 m3/min, iar cele axiale debite ce pot
depăși 10000 m3/min [13] .
Suflantele su nt compresoare dinamice destinate unor presiuni mai mici de 4 bar. Nu a u
răcire intermedi ară a gazului. Ventilatoarele su nt compresoare dinamice cu o treaptă. Ele
realizează creșteri de presiune mici (< 1,1 bar) și vehiculează debi te foarte mari. Exhaustoarele
sunt suflante sau ventilatoare care vehiculează gaze prin crearea unei depresiuni în canalele de
gaze. Pompele de vid sunt compresoare destinate realizării unei depresiuni (vid) în incinte închise [13] .
Fiind mașini generatoare, compresoarele trebuie să fie antrenate de un motor (electric, cu
ardere internă, turbină cu gaze), prin cuplare directă sau printr -o tran smisie mecanică, motorul
furnizâ nd energia mecanică necesară funcționării.
Compresorul teoretic. Ciclul termodinamic
Se numește compresor teoretic un compresor cu piston ideal, care îndeplinește
următoarele ipoteze:
• între pistonul aflat în punctul mort interior (p.m.i.) și chiulasă nu există spațiu ocupat de
gaz, adică volumul vătămător este nul;
32
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
• supapele se deschid și se închid instantaneu;
• supapele nu opun rezistență la curgerea gazului.
În concor danță cu ipotezele acceptate, admisiunea gazului în cilindru se face pe durata
cursei pistonului de la p unctul mort interior (p.m.i.) pâ nă la punctul mort exterior (p. m.e.), la
presiunea constantă p 1 din galeria de admisiune, după procesul izobar 4- 1 (fig. 2.25 ).
Com primarea se face pe durata unei părți din cursa pistonului de la punctul mort exterior
către punctul mort interior, procesul 1- 2 fiind adiabatic, izotermic sau politropic, în concordanță
cu ipotezele suplimentare care se acceptă.
Refulare a gazului din cilindru se desfășoară pe fracțiunea din cursa pistonului între
punctul mort exterior și punctul mort interior neutilizată de procesul de comprimare, procesul 2-
3 fiind i zobar, la presiunea constantă p 2 din galeria de refulare [18] .
Ciclul se închide printr -un proces izocor 3- 4 convențional, care corespunde închiderii
instantanee a supapei de refulare și deschiderii instantanee a supapei de admisiune, adică
corespunde trecerii cilindrului de la legătura cu conducta de refulare la legătura cu cea de
admisiune [18] .
Fig. 2.25 . Ciclul teoretic al compresorului [18]
Așadar, compresorul teor etic funcționează ciclic, repetând mereu secvențele 1 -2-3-4-1,
care reprezintă ciclul termodinamic al mași nii compresor teoretic (fig. 2.25).
Raportul presiunilor π = p2 / p1 se numește raport de creștere a presiunii în compresor.
Compresorul tehnic. Ciclul termodinamic
Considerații de ordin constructiv, între care construcția supapelor și amplasarea lor în
chiulasă, impun compresorului real să funcționeze cu un spațiu (volum) vătămător.
În acest fel se definește compresorul tehnic, mașină care înlătură ipotezele compresorului
teoretic. Existența volumului vătămător V v dintre chiulasă și pistonul aflat în punctul mort
interior face ca ci clul termodinamic al compresorului tehnic să aibă, între pre siunile p 2 și p 1, pe o
33
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
fracțiune din cursa de admisiune a pistonului, un proces 3- 4 de destindere a gazului reținut în
spațiul vătămător după terminarea procesului de refulare. În acest fel, în co mparație cu un
compresor teoretic având aceleași dimensiuni geometrice (diametru, cursă), compresorul tehnic
aspiră, comprimă și refulează ci clic un volum de gaz mai mic (V a < V s) [18] .
Succesiunea de tr ansformări 1 -2-3-4-1 (fig. 2.26) reprezintă ciclul termodinamic al
compresorului tehnic.
Fig. 2.26. Ciclul tehnic al compresorului [18]
Lucrul mecanic necesar comprimării unui gaz.
Lucrul mecanic total L necesar realizării ciclului compresorului teoretic este suma
lucrurilor mecanice ale fazelor funcționale:
𝐿=𝐿12+𝐿23+𝐿34+𝐿41 (2.9)
Considerâ nd comprimarea 1- 2 oarecare, fără precizări particularizatoare, lucrul mecanic
necesar este:
𝐿12=∫𝑝𝑑𝑉2
1 (2.10)
Fig. 2.27 . Lucrul mecanic necesar Fig. 2.28. Procese de comprimare [18]
Proceselor compresorului teoretic [18]
34
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Procesele izobare de admisi une și de refulare necesită:
𝐿41=∫𝑝𝑑𝑉1
4=𝑝1(𝑉1−𝑉4)=𝑝1𝑉1 (2.11 )
𝐿23=−𝑝2𝑉2 (2.12)
În procesul izocor 3- 4 nu se schimbă lucrul mecanic:
𝐿23=0 (2.13)
Însumînd relațiile (2), (3) și (4) și efectuînd următoare a transformare matematică rezultă:
∫𝑝𝑑𝑉2
1=∫𝑑(𝑝𝑉)2
1−∫𝑉𝑑𝑝2
1=(𝑝2𝑉2−𝑝1𝑉1)−∫𝑉𝑑𝑝2
1 (2.14)
se obține lucrul mecanic necesar unui ciclu de compresor teoretic:
𝐿=−∫𝑉𝑑𝑝2
1 (2.15 )
care corespunde în diagrama p- V (fig. 2.27) ariei 1 -2-3-4-1.
Procesul de comprimare efectuat într -un timp foarte scurt într -un cilindru perfect izolat
termic (deci cu schimb de căldură neglijabil între gaz și mediul exter ior) este considerat adiabatic
linia 1 -2ad pe fig. 2.28.
Procesul de comprimare realizat într -un compresor introdus într -un termostat ideal (care
preia instantaneu căldura menținînd temperatura ga zului constantă) este considerat izotermic (se
desfășoară la T1 = const.) -linia 1 -2t pe fig. 2.28 . Pe diagrama p -V din fig. 2.28 se observă că
lucrul mecanic necesar comprimării izoterme este minim (ceea ce se confirmă imediat prin calcul). În practică, apropierea de această situație avantajoasă se face prin răcirea mașinii
compresor (cu aer sau cu apă).
Deoarece viteza de deplasare a pistonului este finită și deoarece există schimb de căldură
între gazul din cilindru și mediul exterior, procesul real de comprimare este politropic cu
exponent variabil. Exponentul politropic este variabil deoarece la începutul comprimării gaz ul
este mai rece decât cilindrul și preia căldură de la acesta, iar spre sfâ rșitul comprimării, câ nd
temperatura gazului crește și o depășește pe cea a cilindrului, gazul cedează căldură cilindrului.
Calculând un exponent mediu politropic se obține 1 < n < k, adică procesul real de comprimare într-un compresor cu piston cu cilindrul și chiulasa răcite se plasează pe diagrama p -V între
procesul izot ermic și cel adiabatic. Pe compresoarele dinamice nerăcite (de exemplu compresorul
axial cu mai multe trepte) comprimarea se desfășoară cu exponentul politropic n > k [18]
35
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Compresoare volumetrice, rotative cu lamele culisante
La aceste tipuri de mașini, comprimarea gazului se realizează prin micșorarea volumului
gazului intrat în mașină; rotorul, împreună cu lamelele, joacă rol de piston. Prin eliminarea
mecanismului bielă -manivelă s -au realizat construcții echilibrate dinamic, care au randamen te și
coeficienți de debit mai mari decât ale compresoarelor cu piston. Dezavantajele acestor tipuri de compresore sunt reprezentate de uzura paletelor și de presiunile maxime pe care le pot realiza
(2..3 bar), inferioare compresoarelor cu piston [13] .
În figura (2.30) este prezentată construcția unui astfel de compresor. Rotorul 1 este plasat
excentric față de stator 2, excentricitatea fiind e. În rotor sunt executate canale înclinate cu un
unghi față de direcția radială, în care sunt introduse liber lam ele 3. În timpul funcționării
compresorului, datorită forței centrifuge lamele sunt împinse către stator, realizându -se astfel
etanșarea spațiilor dintre lamele. Datorită încălzirii gazului în procesul de comprimare, precum și
a frecării lamelelor de peret ele interior al statorului, în carcasă sunt realizate canale de răcire 4
prin care circulă apa.
Fig. 2.30. Compreso r rotativ cu lamele culisante [13]
Aspirația gazului se realizează prin conducta 5, acesta pătrunde în spațiul dintre lamele.
Pe măsură ce rotorul se învârte, datorită plasării excentrice spațiul dintre două lamele
consecutive se micșorează, exemplu spațiile notate cu I, II și III. Odată cu micșorarea spațiului
dintre palete se realizează creșterea presiunii gazului din mașină. G azul comprimat este evacuat
prin conducta 6. Acest compresor nu are nevoie de supape. Ciclul termodinamic inversat al
acestui comp resor este prezentat în fig. (2.31 ).
36
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.31 . Ciclul termodinamic al compresorului cu lamele culisante [18]
Utilizând notațiile din figura 2.31, putem explica ciclul compresorului. Astfel, din
momentul în care lamele depășesc zona de admisie – punctul a – începe procesul de comprimare,
deoarece spațiul dintre palete este complet izolat de exterior. Procesul es te asimilat cu o politropă
și durează până când paletele ajung în zona de refulare b. Urmează procesul de evacuare a gazului în conducta 6, schematizat de izobara bc . În porțiunea cd, gazul rămas în spațiul dintre
rotor și stator se destinde, politrop, pâ nă când lamele ajung în zona de admisie, iar presiunea
gazului devine egală cu presiunea din conducta de admisie.
Fig. 2.32 . Ciclul de funcționare al compresorului cu lamele culisante [13]
37
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Debitul volumic al acestui tip de compresor se determină cu relația:
𝑉=𝜆∙𝐾∙𝑙∙𝑒∙𝑟∙𝑛𝑟 [𝑚3/min] (2.16)
Semnific ația mărimilor din relația ( 2.16) este:
– 𝜆 coeficient de debit;
– K coeficient constructiv funcție de e/r ;
– l lungimea statorului:
– e excentricitatea;
– r raza cilindrului;
– 𝑛𝑟 turația.
Compresorul rotativ cu rotoare profilate
Un compre sor rotativ cu rotoare profilate (fig. 2.33) este construit din două rotoare
profilate 1 și 2, fie care cu câte doi sau trei lobi, rotoare introduse în statorul 3. Statorul este
format din două jumătăți de cilindru de rază R și de lungime l , depărtate între ele (fig. 2.33).
Antrenarea sincronă a rotoarelor se face cu un angrenaj cu roți dințate. Rotoarele nu vin în
contact între ele și nici cu statorul, între piese fiind un joc mai mic de 0,2 mm [13] .
Când rotoarele profilate sunt în pozițiile din fig. 2.33a formează, împreună cu statorul,
camerele A, B și C, fiecare având rol funcțional distinct. Prin învâ rtirea rotoarelor în sensurile
indicate pe figură volumul camerei A crește, în cameră fiind aspir at gaz la presiunea constantă p 1
(procesul teoretic 1 -2). Continuâ ndu-se rotirea, camera A se transformă într-o cameră de tip B,
închizâ nd între lobi și stator, într -un volum constant, o masă de gaz pe care o transportă spre
conducta de refulare, fără a- i crește presiunea. Câ nd camera B se transformă într -o cameră de tip
C, adică atunci când intră în comunicație cu canalul de refulare, se produce o comprimare (teoretic instantanee) la volum constant, datorată curgeri i inverse a gazului din conductă și din
rezervorul de gaz al compreso rului, gaz aflat la presiunea p
2 (procesul 2 -3 din diagrama p- V). În
continuare, lobul rotorului superior împinge gazul din camera C pe conducta de refulare, în
procesul izoba r 3-4 desfășurat la presiunea p 2.
38
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.33 . Compresoare rotative cu rotoare profilate cu 2 lobi
(a) și cu 3 lobi (b): 1 și 2 – rotoare profilate; 3 – stator [13]
Conform schemei de funcționare prezentate mai sus, ciclul teoretic al compresorului cu
rotoare profilate este 1 -2-3-4, în diagrama p- V fiind un dreptunghi cu baza VB și cu înălțimea
(p2 – p1). Procesul 4- 1 corespunde trecerii camerei C într -o cameră de tip A. Procesele de
comprimare 2 -3 și de destindere 4 -1 nu sunt riguros izocore, ceea ce conduce la ciclul teoretic 1' –
2-3'-4', destinderea 4' -1' referindu -se la o mică cantitate de gaz ca re trece din camera C în camera
A.
Fig. 2.34 . Compresorul rotativ cu rotoare profilate cu 3 lobi [13]
39
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
În care: 1 – capac, 2 – rotorul cu 3 lobi, 3 – lagărul, 4 – carcasa posterioară, 5 – siguranțe,
6 – rotorul, 7 – carcasa rotoarelor, 8 – carcasa frontala, 9 – lagăr cu doua rănduri de bile, 10- roată
dințata, 11 – flanșă
În figura (2.35) este prezentat ciclul termodinamic inversat care se produce în
compresorul de tip Roots. Deplasarea gazului în compresor, de la racordul de admisie către refulare, se face la presiune constantă și este reprezentat de procesul izobar ab. Comprimarea
gazului transportat, în momentul când ajunge în contact cu gazul comprimat, este reprezentată de
izocora bc. Procesul de evacuare a gaz ului comprimat din mașină are loc la presiune constantă,
fiind reprezentat de izobara cd.
În figura (2.35) procesul bc’ reprezintă un proces de comprimare politrop, care se
desfășoară între aceleași limite de presiune. Comparând procesul izocor de comprimare cu procesul politrop, constatăm că lucrul mecanic tehnic consumat pentru comprimarea gazului este
mai mare în cazul comprimării izocore (compresoare Roots) decât î n cazul procesului politrop, (
A
abcd > A abc’d).
Debitul de gaz ce trece prin compresorul de tip Roots este:
𝑉=𝑍∙𝜆∙𝐾∙𝜋∙𝑟∙𝑙∙𝑛𝑟 [𝑚3
𝑚𝑖𝑛] (2.17)
Semnific ația mărimilor din relația (2.17 ) este:
– Z număr de lobi;
– 𝜆 coeficient de debit;
– K coeficient constructiv;
– r raza cilindrului;
– nr turația.
Compresorul de tip Roots se utilizează pentru realizarea de presiuni până la doi bari. Cu
cât presiunea de comprimare crește, se reduce debitul, datorită scăpărilor gazului comprimat prin jocul dintre rotoare sau rotoare și stator.
Compresoarele Roots funcționează la turații ridicate. Din această cauză, atunci când sunt
utilizate la supraalimentarea motoarelor, trebuie antrenate prin intermediul unui multiplicator de
turație [13].
40
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.35 . Ciclul termodinamic inversat al compresorul de tip Roots [18]
Compresorul cu 3 lobi pe rotor refulează mai puțin discontinuu decâ t compresorul c u 2
lobi pe rotor. Dacă lobii sunt răsuciți în lungul axei longitudinale, rotoarele capătă un aspect
elicoidal. Construcția elicoidală a rotoarelor contribuie atât la uniformizarea debitului, cât și la
micșorarea zgomotului produs în timpul funcționării.
Principiul de funcț ionare :
Rotoarele compresorului se învârt în direcții opuse unul față de celălalt, adi că rotorul
superior se învârte î n sensul acelor de ceasornic în timp ce rotorul infe rior se învârte î n sens
invers acelor de ceasornic.
41
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.36 . Ciclul de funcționare al compresolui de tip „roots” cu trei lobi [13]
Compresoare cu șurub
Compresorul cu șurub face parte din compresoarele volumetrice deoarece creșterea
presiunii se realizează prin micșorarea volumului spațiului de lucru. Avantajul major al acestor
tipuri de compresoare constă în faptul că procesul de comprimare este continuu.
Compresorul cu șurub se compune din două rotoare elicoidal e care se rotesc în in teriorul
unei carcase, fig. ( 2.37) . Un rotor elicoidal este antrenat prin intermediul unui reductor, iar
celălalt este liber, el fiind antrenat prin contactul cu primul rotor. În figura (2.37) sunt prezentate
cele două rotoare elicoid ale, rotorul AB conducător, el este cel antrenat și rotorul CD condus.
Datorită formei elicoidale a celor două rotoare și a faptului că ele sunt permanent în angrenare
rotindu- se în sensuri opuse, volumul cuprins intre zona de angrenare carcasă și peretele din zona
de refulare variază continuu.
Fig. 2.37 . Compresorul cu șurub [13]
În figurile (2.38) -(2.42) , prezentate succesiv, se poate observa modul de variație al
volumului de lucru pentru masa de gaz care străbate periodic compresorul. Prin rotirea celor
două axe spațiul dintre două profile consecutive vine periodic în legătură cu orificiul de aspirație
42
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
și de refulare, dar acest lucru nu se petrece simultan. Muchi a cea mai înaltă a profilului pentru
fiecare rotor se comportă ca un sertar în momentul când trece prin dreptul ferestrelor de aspirație
sau refulare.
Fig. 2.38 . Admisie [18]
Fig. 2.39 . Comprimare [18]
43
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Fig. 2.40 . Comprimare [18]
Fig. 2.41 . Comprimare [18]
În figurile (2.39) -(2.41) este prezentat succesiv procesul de comprimare. Se observă că
spațiul de lucru se formează între două profile consecutive ale rotoarelor, iar prin mișcare de
rotație a acestora punctul de angrenare, în care cele două profile sunt în contact are o mișcare
relativă spre capătul de refulare, determinând micșorarea volumului de lucru.
Procesul de comprimare durează până când muchi ile profilelor deschid orificiul de
refulare. Volumele de lucru ale compresorului elicoidal sunt egale cu spațiile dintre profilele axelor.
Fig. 2.42 . Evacuare [18]
Performanțele compresoarelor cu șurub se determină în funcție de debitul masic care- l
străbate.
Progresele tehnologice realizate în construirea compresoarelor cu șurub a făcut ca acestea
să fie folosite cu succes pentru înlocuirea compresoarelor c u piston în industrie .
44
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Compresoare dinamice, compresorul centrifug al
Compresorul centrifug face parte din clasa compresoarelor dinamice. Compresorul
centrifug este o mașină de forță, generatoare, care transformă energia mecanică primită de la un
motor în energie potențială de presiune acumulată de gazul care traversează mașina.
Comprimarea gazului se realizează în două faze: în rotor, sub acțiunea forței centrifuge, ș i în
stator, prin frâ narea parțială a curgerii gazului.
Construcția unui compresor centrifugal
O treaptă d e compresor centrifug (fig. 2.43 ) este compusă dintr -un rotor cu palete și dintr –
un stator cu secțiune de trecere crescătoare. În construcția rotoru lui se disting arborele 1 pe care
este amplasat discul de bază profilat 2, disc prevăzut cu paletele 3. Paletele pot fi radiale, sau pot fi curbate (îndoite) înainte sau înapoi. O paletă este curbată înainte dacă, pe măsură ce diametrul
rotorului crește, paleta se îndepărtează de direcția radială în sensul de rotație ω. Statorul este
compus din difuzorul 4 și din camera spirală 6, care înconjoară difuzorul. Difuzorul este un
spațiu inelar în jurul rotorului, prevăzut cu paletele 5. La compresoarele mici, di fuzorul nu are
palete. În construcția compresorului se mai găsesc peretele anterior 7 (profilat) și peretele posterior 8, care împreună cu difuzorul și cu camera spirală închid rotorul. Trecerea arborelui
prin pereții statorului este prevăzută cu un spațiu de etanșare 9. Bineînțeles, rotorul este susținut
și se rotește în lagăre (nefigurate). Gazul intră în compresor pe gura de aspirație 10 și este refulat prin gura de refulare 11 [13] .
Fig. 2.43 . Treaptă de compresor centrifug al [13]
În care: 1 – arbore; 2 – disc de bază; 3 – palete pe rotor; 4 – difuzor; 5 – paletele
difuzorului; 6 – camera spirală; 7 – perete anterior profilat; 8 – perete posterior; 9 – etanșare; 10
și 11 – canale de admisiune și de refulare .
În practică, treptele de com presor centrifug al se pot cupla câte două în paralel (cu disc,
difuzor și cameră spirală comună), sau se pot înseria în lungul arborelui prin intermediul unor canale care conduc gazul de la ieșirea radială dintr -o treaptă la intrarea axială în treapta
următoare.
45
Mureșan Paul Viorel Stadiul actual
Funcționarea compresorului centrifug al
Circulația gazului prin canalele dintre paletele rotorului se face pe direcție radială, cu
sensul spre exteriorul rotorului. Curgerea apare datorită faptului că, în timpul rotirii arborelui (și
rotorului), asupra pa rticulelor materiale care compun gazul acționează forțe centrifuge. Trecerea
de la curgerea axială (la aspirație) la curgerea radială din canalele dintre palete se face lin, prin interacțiunea gazului cu peretele profilat al discului de bază [13] .
Trecere a gazului prin rotor constituie faza energetică principală în funcționarea
compresor ului centrifug, ca de altfel a tuturor turbomașinilor (compresoare și pompe dinamice,
turbine cu abur și cu gaze, turbine hidraulice). În rotorul mașinii are loc transmiter ea energiei
mecanice primite de la motorul de antrenare către fluxul de gaz. Ca urmare, fluxul de gaz se
accelerează, deci energia sa cinetică se mărește.
Canalele dintre paletele rotorului au secțiuni de trecere ce cresc odată cu raza rotorului,
ceea ce face ca, la trecerea prin canale, gazul să suporte transformarea unei părți din energia sa
cinetică în energie potențială de presiune (∆ps), simultan cu creșterea arătată a energiei cinetice a gazului. O primă concluzie arată că în rotor crește energia tot ală a gazului, prin ambele
componente: cinetică (crește viteza c) și potențială (crește presiunea statică cu ∆ps), așa cum se
observă pe fig. 2.44, procesul 1- 2.
A doua fază funcțională este trecerea gazului prin difuzor și prin camera spirală. Gazul,
ce iese din rotor cu energie cinetică ridicată, trece prin secțiuni continuu crescătoare, ceea ce
conduce la micșorarea vitezei gazului (energiei cinetice) și la creșterea presiunii cu diferența ∆pd (creșterea energiei potențiale de presiune), procesul 2- 3-4 pe f ig. 2.44.
Fig. 2.44 . Variația energiei totale (E), variația presiunii (p) si a vitezei absolute (c) la trecerea gazului prin
compresorul centrifugal [13]
În care: I – canal de intrare, R – rotor, D – difuzor, CS – camera spiralat ă
Creșterea totală de presiune rezultă prin însumarea creșterilor de presiune din rotor (∆ps) și din stator (∆pd), și arată că sarcina unui compresor centrifug (sau a unui ventilator centrifug) se
exprimă prin creșterea totală de presiun e:
ΔpT = Δps + Δpd (2.18)
46
Mureșan Paul Viorel Modelare
3. Modelare
3.1. Simularea motorului normal aspirat și a motorului supraalime ntat
in Lotus Engine Simulation
Partea de modelare s -a realizat in programul LOTUS ENGINE SIMULATION.
LOTUS ENGINE SIMULATION este un progra m de simulare capabil să prezică complet
performanț ele unui motor cu ardere internă . Programul este capabil să calculeze:
-Performanța totală ș i parțială a motorului î n condiții de funcționare în echilibru sau
tranzitorie
-Date de t ransfer termic î n cilindru;
-Variații instantanee ale proprietăților gazului în cadrul colectoarelor motorului ;
-Condiții de potrivire a supraalimetării cu turbo -suflantă si a supraalimetării cu compresor
mecanic;
LOTUS ENGINE SIMULATION este proiectat pentru a funcționa pe un PC cu
Windows . Interfața se b azează pe software- ul standard LOTUS ENGINEERING "look -and-feel"
și oferă aceeași abordare intuitivă ca și alte aplicații Windows populare.
Utilizatorul care construiește modelul de simulare intră în specificațiile motorului și al
colectorului. Acesta inc lude date pentru:
-Dimensiunile fundamentale ale motorului: alezajul(D) si cursa(S) ;
-Raportul de comprimare ;
-Dimensiunile supapelor de admisie ș i evacuare ș i avansul la injecție;
-Datele referitoare la debitul portului de admisie și evacuare;
-Dimen siunile colectorului de admisie ș i cel de evacuare;
-Hărți care definesc performanțele turbinelor și compresoarelor;
-Turația de funcționare a motorului;
-Datele de eliberare a căldurii caracterizând evenimentul de ardere;
-Raportul aer / combustibil, temperatura și presiunea aerului la admisie.
După definirea datelor privind specificațiile motorului și a datelor privind condițiile de
încercare, simularea ciclului este efectuată. Utilizatorul poate monitoriza progresul simulării
utilizând ecranul “Sta re Lucrare”.
Rezultatele de calcul pentru date medii pe ciclu, cum ar fi eficiența volumetrică, cuplul și
puterea, iar date intra- ciclice, cum ar fi presiunea, temperatura și debitul de masă, sunt
disponibile pentru utilizator sub forma unei fișe de sinte ză a calității raportului și prin sisteme
grafice ușor de utilizat.
47
Mureșan Paul Viorel Modelare
LOTUS ENGINE SIMULATION a fost aplicat pe scară largă de către clienți la nivel
mondial și a fost validat în detaliu la LOTUS pe o gamă largă de tipuri de motoare. Programul
este capabil să simuleze majoritatea sistemelor de motoare existente și proiectate și este
actualizat în permanență de LOTUS în colaborare cu partenerii săi .
Simularea s -a realizat pe motorul 1.2 MPI care echipează autovehiculul Skoda Fabia.
Fig. 3.1. Motorul 1.2 MPI
Fișa tehnică a autovehiculului Skoda Fabia : Tabel 3.1
PUNTE MOTOARE FAȚĂ
COMBUSTIBIL BENZINĂ
PUTERE MAXIMĂ 47 [KW]
CUPLUL MAXIM 112 [Nm]
NUMĂR DE CILINDRII 3, ÎN LINIE
NUMĂR DE SUPAPE PE PISTON 4
CAPACITATE CILINDRICĂ 1198 cc
ALEZAJ 76,5 [mm]
CURSA 88,9 [mm]
RAPORTUL DE COMPRIMARE 10,5:1
TURA ȚIA DE PUTERE MAXIMĂ 5400 [rot/min]
TURAȚIA DE MOMENT MAXIM 3000 [rot/min]
48
Mureșan Paul Viorel Modelare
SISTEMUL DE INJECȚIE MOTRONIC
CAPACITATE REZERVOR 45 [l]
S-a demontat capacul superior a motorului pentru a se putea mă sura galeria de adm isie a
acestuia. Dimensiunile măsurate au fost introduse î n programul de simulare .
Fig. 3.2. Motorul 1.2 MPI
Dimensiunile s -au mă surat cu ajutorul șublerului :
Fig. 3.3. Măsurare galerie admisie
După culegerea datelor de la fața locului ș i a datelor of erite de producător s -a intrat în
programul de simulare.
49
Mureșan Paul Viorel Modelare
50
Fig. 3.4. Meniul principal al programului Lotus Engine Simulation
Fig. 3.5. Interfața programului Lotus Engine Simulation
Programul lucrează cu simboluri pentru elementele componente ale motorului.
Simbolurile folosite precum ș i denumirea lor pentru realizarea schemei de simulare au fost
prezentate în tabelul urmă tor:
Tabel cu componente utilizate : tabel 3.2
Denumire element Simbol
Cilindrul
Supapa de admisie
Mureșan Paul Viorel Modelare
51
Talerul supapei de admisie
Supapa de evacuare
Talerul supapei de evacuare
Conductă cotită
Conductă dreaptă
Acumulator admisie
Acumulator evacuare
Rezonator zgomot admisie
Rezonator zgomot evacuare
Rezervorul de combustibil
Admisia
Evacuarea
Compresorul
În prima etapă s -a realizat schema motorului normal aspirat în programul de simulare
unde s -a dorit obținerea performanțelor motorului oferite de producător .
Motorul 1.2 MPI es te prevăzut cu 3 cilindrii ș i câte 4 supape pe fiecare cilindru. Ordinea
de aprindere a cilindrilor este 1 -2-3.
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.6. Motor 1.2 MPI
1 – Arborele cotit, 2 – Roata dințată a arborelui cotit, 3 – Contragreutate prevazută pe
roata dințată a arborelui de echilibrare, 4 – Arborele de echilibrare, 5 – contragreutate.
Din cauza vibrațiilor care apar î n timpul func ționării, motorul este prevăzut cu un arbore de
echilibrare montat în partea de jos a motorului ș i angrenat de către arborele cotit a acestuia.
Arborele de echilibrare s e rotește î n sens invers arborelui cotit anulând forțele care apar în timpul
funcționăr ii motorului.
S-a determinat tipul de combustibil (benzină) și sistemul de injecție al motorului. Motorul
este echipat cu sistemul de injecț ie de benzină Motronic (fig. 3.7)
Sistemul de injecție Motronic este un sistem de joasă presiune, regulatorul de presiune
care este încorporat în fil trul de combustil este reglat să elibereze siste mul de presiunea
suplimentară când acesta ajunge la valoarea de 3 Bar.
52
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.7. Caracteristicile combustibilului și sistemul de injecție
În programul de simulare s -au introdus dimensiunile fundam entale ale motorului, alezajul
(Bore) și cursa (Stroke) , lungimea bielei (Con -rod length) și raportul de comprimare
(Compression Ration) (Fig . 3.8) .
Fig. 3.8. Dispunerea cilindrilor și dimensiunile acestora
Supapele sunt dispuse conform fig. (3.9 ) și sunt de dimensiuni diferite pentru asigurarea
unui coeficient de umplere mai bun.
Fig. 3.9. Dimensiunile su papelor de admisie și evacuare
53
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.10. Dispunerea supapelor și dimensiunile acestora
1,3 – Arborele cu came, 2 – Suport hidraulic, 4 – Supape , 5 – Culbutori.
În programul de s imulare s -a putut determina numă rul de supape (No of Valves) ,
dimensiunile acestora (Valve Throat Dia) , înălțimea de deschidere (Max Lift) și suprapunerea
deschiderii acestora (Valve Open, Valve Close) .
Fig. 3.11. Numă rul supapelor de admisie și dimensiunile acestora
54
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.12. Numărul supapelor de evacuare și dimensiunile acestora
Fig. 3.13. Variația înălțimii deschiderii supapei de admisie ș i evacuare
Pentru realizarea galeriei de admisie ș i a galeriei de evacuare î n program, s -au folos it
dimensiuni care s -au putut mă sura pe autovehicul. Diametrele exterioare ale tubulaturii galeriei
de admisie/evacuare, lungimea părților componente ș i aproximarea traseului de curgere a gazelor
(salturi de diametre și coturi)
55
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.14. Galeria de adm isie
Pentru obținerea performanțelor oferite de producator a fost nevoie de montarea unor
rezonatoare de zgomot atât pe admisie cât și pe evacuare. Aceste componente au fost select ate
din biblioteca programului ș i adaptate prin modificarea dimensiunilor de asamblare cu restul
galeriei de admisie/evacuare.
Dacă aceste componente lipseau din ansamblul final al schemei, performanțele motorul ui
aveau o valoare mai mare decât cele oferite de producă tor din cauza lipsei rezistențelor
gazodinamice ale fluidului motor.
Fig. 3.15. Rezonator de zgom ot montat pe galeria de admisie
56
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.16. Galeria de evacuare
Fig. 3.17. Rezonator de zgomot montat pe galeria de evacuare
După ce s -a realizat schema de simulare a motorului normal aspirat s -a trecut la stabilirea
condițiilor de testare. La această etapă s -au introdus date referitoare la plaja de turație pe care s -a
efectuat simularea (Min. Speed -Max. Speed) , temperatura aerului ambiental (Ambient Air
Temperature) , tempera tura aerului la admisie (Intel Temperature), presiunea ambientală
(Ambient Air Pressure), presiunea aerului la admisie/evacuare (Exit/Intel Pressure), incrementul
cu care s -a realizat simularea matematică (Speed Increment).
57
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.18. Condițiile de testare
Cu ajutorul mufei de diagnosticare OBD II s -au cules date referitoare la temperatura
aerului la admisie în motor și presiunea aerului la admisie în motor.
Fig. 3.19. Diagnosticare cu mufă OBD II
Pentru diagnostica re s-a folosit aplicația Torque cu ajutorul că ruia se pot citi toți senzorii
în timp real: turația motorului, temperatura antigelului, viteza autovehiculului, p resiunea din
galeria de admisie, avansul aprinderii, temperatura aerului la ad misie, debitul de aer, poziția
clapetei de accelerație, senzorii de oxigen , presiunea de injecție,etc. Cu ajutorul aplicației s e pot
afișa coduri de eroare gen erice, se pot reprezenta grafic variații ale semnalelor și se pot compara
între ele.
58
Mureșan Paul Viorel Modelare
Temperatur a mediului ambiant s -a citit cu ajutorulu computerului de bord al
autovehiculului.
Fig. 3.20. Citire temperatura mediului ambiant
Fig. 3.21. Schema completă a motorului normal aspirat
Condițiile de testare fiind stabilite s -a trecut la simularea matematică a motorului normal aspirat.
Fig. 3.22. Simularea matematică
59
Mureșan Paul Viorel Modelare
La final ul simulării matematice s -au obț inut urmatoarele valori grafice:
Fig. 3.23. Valori grafice motor normal aspirat
Rezultate motor normal aspirat: – Puterea 47 [kW]
-Momentul 118 [Nm]
-Presiunea medie efectivă 11.9 [Bar]
-Consumul specific efectiv de combustibil 238 [g/kWh]
În urma rezultatelor grafice obținute, se constată că performanțele dinamice sunt
apropiate de cel e oferite de producă tor. A vând certitudinea că schema realizată î n programul
Lotus Engine Simulation împreună cu condițiile de testare impuse se apropie de realitate s -a
adăugat compresorul mecanic utilizând aceași schemă de simulare ș i aceleași condiții de testare.
S-a dorit urmă rirea performanțelor dinamice ale motorului în urma adaugării
compresorului mecanic.
Compresorul s -a adăugat pe galeria de admisie.
Fig. 3.24. Adăugare compresor mecanic
60
Mureșan Paul Viorel Modelare
Compresorul s -a considerat ca fiind unul cu șurub deoarece are randamentul mai ridicat
comparativ cu alte tipuri de compresoare mecanice.
Fig. 3.25. Compresorul cu ș urub Eaton
Cu ajutorul informațiilor tehnice oferite de la producă torul de compresoare cu șurub
Eaten ș i a hărții de performanțe a acestui compresor pusă la dispozitie de același producă tor s-a
putut aproxima î n programul de simulare harta de performanțe a compresorului utilizat.
Fig. 3.26. Harta de performanțe a compresorului mecanic utilizat
Fig. 3.27. Compresorul mecanic
61
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.28. Schema motorului supraalimentat cu compresor mecanic
Realizarea schemei de supraalimetare cu compresor mecanic fiind completă și utilizând
aceleași condiții de testare ca și la motorul normal aspirat s -a pornit simularea matem atică a
programului și s -au obținut urmă toarele rezultate:
Fig. 3.29. Valori grafice ale motorului supraalimentat comparate cu valorile grafice ale motorului normal
aspirat.
Cu linie continuă este reprezentat motorul supraalimentat iar cu linie discontinuă este
reprezentat motorul normal aspirat.
Rezultate motor supraalimentat: – Puterea 55 [kW]
– Momentul 138 [Nm]
– Presiunea medie efectivă 14.1 [Bar]
– Consumul specific efectiv de combustibil 243 [g/kWh]
62
Mureșan Paul Viorel Modelare
S-a înregistrat o creștere de putere de 17%, o creștere a momentului motor de 20%, o
creștere a presinii medii efective de 18% ș i o creștere a consumului specific efectiv de
combustibil de 7.3% înregistrat la turaț ia de eco nomicitate a motorului.
Rezultat ele obținute s -au comparat cu ceea ce există î n prezent pe piața automobilelor.În
acest scop s -a cercetat fișa tehnică a automobilului Nissan Note 1.2 Tekna 2015 echipat cu
motorul de 1.2 [l] pe benzin ă în 3 pistoane normal aspirat și fișa tehnica a automo bilului Nissan
Note 1.2 DIG -S N-TEC 2015 – 2016 echipat cu acelaș i motor de 1.2 [l] pe benzină în 3 cilindri
supraalimentat cu compresor mecanic.
Fig. 3.30. Fișa tehnică a automobilului Nissan Note 1.2 Tekna 2015
63
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.31. Fișa tehnică a automobilului Nissan Note 1.2 DIG -S N-TEC 2015 – 2016
Diferența înt re cele doua automobile constă î ntr-o creștere de putere de 22%, o creștere a
momentului motor de 33% și o creștere a consumului de combustibil de 10%.
3.2. Verificarea în element finit a tensiunilor mecanice ș i a deformaților
S-a dorit urmă rirea influenței supraalimentării cu compresor mecanic asupra solicitărilor
mecanice ale pieselor care compun mecanismul motor. S -a studiat cu ajutorul simulării prin
element finit tensiunile mecanice care apar asupr a pistonului, bolțului, bielei ș i arborelui cotit ca
64
Mureșan Paul Viorel Modelare
urmare a creșterii de presiune în camera de ardere, cu scopul comparării acestora cu valorile
admisibile.
În primul rând s -a efectual calcului termic al motorului normal aspirat pentru a se
determi na presiunea maximă care apare î n timpul arderii. Calculele s -au realizat în Mathcad.
Determinarea parametrilor inițiali:
Puterea nominală: P n=47 [ kW]
Turația motorului: n=5400 [ rot/min ]
Numarul de cilindrii: i=3
Raportul de comprima re: ɛ=10.5
Alegerea parametrilor inițiali:
Pe baza recomandărilor existente în literatura de specialitate și a rezultatelor obținute pe
motoarele experimentale se adoptă următoarele valori [Anexa 1] :
Temperatura inițială: T0=293 [ K]
Presiunea inițială: P0=1.02•105 [Pa]
Temperatura gazelor reziduale: T r=900 [ K]
Coeficientul de exces de aer: λ =0.85
Parametrii procesului de schimare a gazelor [ Anexa 1, T abel 1] :
Presiunea la sfârșitul admisiei: P a=0.7•105 [Pa]
Preîncălzirea amestecului: ΔT=40 [ K]
Coeficientul de post umplere: υ p=1.05
Presiunea gazelor reziduale: p r=1.05•105 [Pa]
Se calculează coeficientul gazelor reziduale:
(3.1)
Temperatura la sfârșitul admisiei:
(3.2)
Coeficientul de umplere:
Valoarea calculată se va comapra cu cele din [Anexa 1 Tabel 6 și Tabel 8].
Parametrii procesului de comprimare:
Se adoptă pentru coeficientul politropic valoarea: n
1=1.32
[K]
γrT0∆T+
Trpr
εpa⋅υp⋅ pr−⋅ 0.058= :=
TaT0∆T+γrTr⋅+
1γr+364.219= :=
ηvprT0⋅
p0Ta⋅ε
ε1−⋅υp
1γr+⋅ 0.908= :=3.3()
65
Mureșan Paul Viorel Modelare
Presiunea la sfârșitul comprimării:
(3.4)
Temperatura la sfârșitul comprimării:
Valorile calculate se vor comapra cu cele din [ Anexa 1 Tabel 8] .
Parametrii procesului de ardere:
Conform tabelului 7 din anexa 1 se adoptă urmă toarea compoziție a benzinei:
c=0.854 [ Kg]
h=0.142 [ Kg]
o=0.004 [ Kg]
Puterea calorică inferioară: Q i=43500 [ kJ/Kg]
Se mai adoptă conform recomandărilor din [ Anexa 1 Tabel 4] :
Coeficientul de utilizare a că ldurii: ξ=0.9
Masa molară a combustibilului: M 0=1/114 [ kmol/Kg comb ]
Aerul minim necesar arderii unui Kg de combustibil se calculează cu relația:
(3.6)
Cantitatea de aer necesară arderii este:
L=λLmin=0.432
Cantitatea de încărcătura proaspătă raportată la un Kg de combustibil va fi:
Coeficientul teoretic de variație molară a încărcăturii proaspete pentru lambda mai mic decât unu
este:
[Pa]
[K]
pcpaεn1⋅ 1.56 106×= :=
TcTaεn11−
⋅ 772.935= :=
Lmin1
0.21c
12h
4+o
32+0.509= :=kmolaer
kgcomb
kmolaer
kgcombM1λLmin⋅ Mc+ 0.441= :=3.5()
3.7()
3.8()kmolaer
kgcomb
66
Mureșan Paul Viorel Modelare
(3.9)
Coeficientul real de variație molară a încărcăturii proaspete rezultă:
Căldura specifică molară medie a amestecului inițial este:
Temperatura la sfârșitul arderii:
T
z=2947 [K]
Presiunea la sfârșitul arderii:
Pentru corectarea valorii se utilizează coeficientul de rotunjire Φz din [ Anexa 1 Tabel 4]
Presiunea corectată:
Presiunea maximă care se atinge la sfârșitul arderii este de 55,5 [ daN/cm
2]. Cunoscând
această valoare s -a trecut la calculul pistonului pentru a se determina forțele care acționează
asupra acestuia.
Pistonul este cel mai solicitat organ al mecanismului motor, asigurând evoluț ia fluidului
motor în cilindru ș i transmițând arborelui cotit prin intermediul bielei lucrul mecanic rezultat
prin transformarea energiei chimice a combustibilului.
Solicitările mecanice ale pistonului sunt cauzate de forțele ce acționează asupra lui fiind
aceleași la MAC ș i la MAS.
Fg – forța de presiune a gazelor
[kJ/kmol K]
[Pa]
[Pa] µ00.79λ⋅Lmin⋅h
2+c
12+
λLmin⋅ Mc+1.097= :=
µfµ0γr+
1γr+1.091= :=
C1mv20 17.4 103−⋅ Tc⋅ + 33.449= :=
Tzb−µf⋅ b2µf2⋅ 4a⋅µf⋅ C1mvTc⋅ξQai⋅
λLmin⋅ Mc+( )1γr+()⋅+
⋅+ +
2a⋅µf⋅:=
pzpcµf⋅Tz
Tc⋅ 6.49 106×= :=
p1zφzpz⋅ 5.517 106×=:=3.10( )
3.11( )
3.12( )
3.13( )
3.14( )
67
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fit – forța de inertie
F – forța rezultantă
Fig. 3.32 Distribuția forțelor în mecanismul motor
Fg=p∙π⋅D2
4 [N] (3.15)
În care: p – presiunea din interiorul camerei de ardere
D – alezajul
𝑝=𝑝1𝑧−𝑝𝑐𝑎𝑟𝑡𝑒𝑟 [Pa] (3.16)
P1z – presiunea maximă în timpul arderii
pcarter – presiunea în interiorul carterului
𝑝=55.5−1=54.5 [daN/cm2] (3.17)
𝐹𝑔=54.5⋅105⋅𝜋⋅76.5⋅10−3
4 [N] (3.18)
𝐹𝑔=2.4∙104 [N]
Forța de presiune a gazelor este plasată pe axa de simetrie a pistonului, având valori
dependente de presiunea din camera de ardere ș i având sensul pozitiv atunci cand este orientată
spre arborele cotit.
68
Mureșan Paul Viorel Modelare
Forța de inerție este orientată de asemenea după axa pi stonului având mereu sens invers
accelerației pistonului.
𝐹𝑖𝑡=𝑚𝑡⋅𝑎𝑝 [N] (3.19)
mt – masa pieselor aflate în mișcare
ap – accelerația pistonului
𝑚𝑡=𝑚𝑝𝑖𝑠𝑡𝑜𝑛 +𝑚𝑠𝑒𝑐𝑚𝑒𝑛ț𝑖+𝑚𝑠𝑖𝑔𝑢𝑟𝑎𝑛 ț𝑒 [Kg] (3.20)
𝑎𝑝=𝑟⋅𝜔2⋅(𝑐𝑜𝑠𝜑 +𝜆𝑏⋅𝑐𝑜𝑠2𝜑) [m/s2] (3.21)
𝜆𝑏=𝑟
𝑙=0.29 (3.22)
𝜔=2⋅𝜋⋅𝑛
60=2⋅𝜋⋅5400
60=565 [rad/s] (3.23)
𝐹𝑖𝑡=0.3∙14189 .5=4256 [N] (3.24)
𝐹=2.4⋅104−4256 =19744 [N]
S-a determinat for ța care acționează asupra pistonului. Cu ajutorul acesteia s -a aflat
presiunea din interiorul camerei de ardere cu care s -a lucrat în programul Catia.
𝑃=𝐹
𝐴=𝐹⋅4
𝜋⋅𝐷2=19744⋅4
𝜋⋅0.07652=42⋅105 [Pa] (3.25)
CATIA (Computer Aided Three Dimensional Interactive Application) este o suită
software comercială multiplatformă CAD/CAM/CAE dezvoltată de compania franceză Dassault
Systemes și comercializată în întrega lume de IBM. Scrisă în limbajul de programare C++,
CATIA este temelia suitei software a Dassault Systemes.
Software -ul a fost creat după 1970 și înainte de 1980 să ajute la dezvoltarea avionului de
luptă cu reacție Mirage, apoi a fost adoptat în industria aerospațială, auto, construcția de
ambarcațiuni, și multe alte industrii.
Utilizând modulul „Mechanical Design ” s-a modelat pistonul motorului 1.2 MPI normal
aspirat cu aju torul dimensiunilor oferite de producă tor.
Fig. 3.33 . Modulul Mechanical Design
69
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.34 . Pistonul modelat în Catia
În următoarea etapă s -a folosit modulul „Analysis and Simulation” a programului Catia
pentru a se putea introduce piesa în simularea cu element finit.
Fig. 3.35 . Modulul Analysis and Simulation
S-a discretizat piesa î n elemete finite:
Fig. 3.36 . Discretizarea pistonului în elemente finite
S-a determinat modul de rezemare a pistonului:
70
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.37 . Rezemarea pistonului
În calcule s -a considera capul pistonul ui ca fiind plat (pentru a simplifica calculul), rezultând o
arie mai mică pe care acț ionează presiunea din camera de ardere. În realitate, capul pistonului nu
este pl at. S-a introdus presiunea calculată cu rel ația (3.25):
Fig. 3.38 . Distribuția presiunii din camera de ardere pe capul pistonului
Pistonul fiind împărțit în elemente finite, rezemat și încărcat cu presiunea calculată s -a
pornit simularea matematică în element finit.
Fig. 3.39 . Calculul matematic al simulării
71
Mureșan Paul Viorel Modelare
Rezultatele obținute in urma simulării sunt prezentate mai jos:
Fig. 3.40 . Distribuția tensiunilor mecanice în piston la motorul normal aspirat
La pistonul motorului 1.2 MPI normal aspirat s -a înregistrat valoarea maximă de 2.41•107
[Pa] a tensiunii mecanice. La modelare s -a ales aliajul de aluminiu din biblioteca programului,
acesta aplicându -se pe întreaga piesă. Literatura de specialitate prevede o valoare admisibilă a
tensiunii mecanice pentru pistoanele fabricate din aluminiu de 200- 300 [daN/cm2]
(σa=200…300).
Deformația maximă a pistonului fiind de 0.00344 [mm].
72
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.41 . Distribuț ia deformațiilor pistonului la motorul normal aspirat
Cunoscând valorile obținute la pistonul motorului normal a spirat, s -a trecut la pasul
urmă tor. În acest scop s-a studiat harta de performanț ă a compresorului TVS2 (fig. 2.24.) cu
scopul stabilirii presiunii inițiale utilizate pentru motorul supraalimentat. S -a utilizat presiunea de
1.4 [daN/cm2] deoarece la această presiune compresorul lucrează în polul economic de
funcționare.
Modificând presiunea inițială ș i utilizând același model de calcul matematic pentru
calculul termin al motorului (relațiile 3.1 .-3.25.) prezentat anterior s -a obținut o nouă presiune
maximă în camera de ardere pentru mot orul supraalimentat.
Pe același piston mod elat î n programul Catia (fig. 3.34.) s -au reluat p așii prezentați
anterior (fig. 3.35. – fig. 3.39.) pentru realizarea simulării în element finit ș i s-au obținut
următoarele valori:
Fig. 4.42 . Distribuția tensiunilor mecanice pentru pistonul motorului supraalimentat
73
Mureșan Paul Viorel Modelare
Valoarea maximă a tensiunilor mecanice înregistrată la pistonul motorului supraalimentat
este de 2.86•107 [Pa]. Valoarea este mai mică decât valoarea admisibilă.
Deforma ția maximă a pistonului fiind de 0.00409 [mm].
Fig. 3.43 . Distribu ția deformațiilor în piston la motorul supraalimentat
Calculul bolțului pentru motorul normal aspirat.
𝐹=𝐹𝑝𝑚𝑎𝑥−𝐹𝑖𝑡 (3.26)
F=14749.3 [N]
Fig. 3.44. Distribu ția forțelor asupra bolțului
S-a modelat bolțul in programul Catia conform dimensiunilor oferite de producător .
Fig. 3.45 . Modelarea bolțului
74
Mureșan Paul Viorel Modelare
După rezemare și încărcarea acestuia cu fo rțele care acționează asupra piesie conform
fig. 3.44. au rezultat urmă toarele rezultate a tensiunilor mecanice ș i a deformațiilor :
Fig. 3.46 . Distribuția tensiunilor mecanice în bolț la motorul normal aspirat
Fig. 3.47 . Distribuția deformațiilor în bolț la motorul normal aspirat
Valoarea maximă a tensiunii mecanice este de 1.16•108 [Pa] iar deforma ția maximă
înregistrată este de 0.0119 [mm]. σa=200 [MPa].
S-au recalculat forțele care acționează asupra bolțului ținându- se cont d e presiunea de
supraalimentare și s -au obținut urmă toarele rezultate:
Fig. 3.48 . Distribuția tensiunilor mecanice în bolț la motorul supraalimentat
75
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.49 . Distribuția deformațiilor în bolț la motorul supraalimentat
Valoarea maximă a tensiunii mecanice în cazul motorului supraalimentat este de 1.39•108
[Pa] (mai mică decât valoarea admisibilă) iar deforma ția maximă înregistrată este de 0.0142
[mm].
Calculul bielei.
Biela s-a simulat în situația cand forțele care acționează asupra acesteia o comrpimă.
Conform figurii 3.32, s -a calculat forța care acționează asupra bielei. For ța rezultantă care
acționează asupra pistonului se descompune dupa unghiul β.
Fb=F/cos (β) [N] (3.27)
Din F b s-a scăzut forța de inerție a pieselor a flate în miscare de translație ș i a rezultat
forța rezultantă care solicit biela la compri mare:
Fbielă=Fb-Ft [N] (3.28)
Fbielă=15445.2 [ N]
S-a modelat biela în programul Catia conform dimensiunilor prevăzute de producător.
Fig. 3.50. Modelarea bielei
76
Mureșan Paul Viorel Modelare
Determinându -se materialul din care este confecționată (EN.GJMW -250 Fontă cu grafit
nodular cu rezistența de rupere la tracțiune de 250 [MPa]) , rezemând piesa și încărcând -o cu
forța care acționează în timpul comprimării s -au obținut urmatoarele rezultate:
Fig. 3.51 . Distribuția tensiunilor mecanice în bielă la motorul normal aspirat
Fig. 3.52 . Distribuția deformațiilor în bielă la motorul normal aspirat
Valoarea maximă a tensiunilor mecanice în biela motorului normal aspirat este de 27.4
[MPa] iar deformaț ia maximă înregistrată este de 0.00574 [mm].
S -a recalculat for ța care solicită biela la comprimare luând în considerare presiunea din
interiorul camerei de ar dere la motorul supraalimentat și s -au obț inut următoarele rezultate:
Fig. 3.53 . Distribuția tensiunilor mecanice în bielă la motorul supraalimentat
77
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.54 . Distribuția deformațiilor în bielă la motorul supraalimentat
Valoarea maximă a tensiunilor mecanice în biela motorului supraalimentat este de 30
[MPa] iar deformaț ia maximă înregistrată este de 0.00629 [mm].
Calculul arborelui cotit.
Arborele cotit este organul mecanismului motor care preia momentul motor produs de
forța de presiune a gazelor ș i îl trimite spre utilizare, participând alătu ri de bielă la transformarea
mișcării d e translație a pistonului în miș care de rotație proprie.
Fig. 3.55 . Încărcarea cu forț e a arborelui cotit
Fpg=(P gmax•p•D2)/4 [N] (3.29)
Fpg=(55.5•105•p•0.07652)/4
Fpg=25509.7 [N]
S-a modelat arborele cotit în Catia conform di mensiunilor prevăzute de producă tor.
78
Mureșan Paul Viorel Modelare
Fig. 3.56 . Modelarea arborelui cotit
Alegându- se materialul din care este confectionat arborele (OLC 45), rezemând piesa si
încarcănd -o cu forța calculată s -au obținut următoarele valori:
Fig. 3.57 . Distribuția tensiunilor mecanice în arborele cotit la motorul normal aspirat
Fig. 3.58 . Distribuția deformațiilor în arborele cotit la motorul normal aspirat
Valoarea maxima a tensiunilor mecanice este de 1.49•107 [Pa] iar deformația maximă
înregistrată la arborele cotit al motorului normal aspirat este de 0.00127 [mm].
79
Mureșan Paul Viorel Modelare
Recalcul ându -se presiunea gazelor ș i înlocuind în relația ( 3.29) s -a obținut o nouă forță
aplicată arborelui. Rezultatele obținute în urma simulării cu element finit sunt:
Fig. 3.59 . Distribuția tensiunilor mecanice în arborele cotit la motorul supraalimentat
Fig 3.60. Distribuția deformațiilor în arborele cotit al motorului supraalimentat
Valoarea maximă a tensiunilor mecanice la arborele cotit al motorului supraalimentat este
de 1.62•107 [Pa] iar deformația maximă înregistrată este de 0.00138 [mm].
80
Mureșan Paul Viorel Cercetări experimentale
4. Cercetări experimentale
4.1 Obiectivele și metodologia cercetărilor experimentale
S-a dorit urmărirea consumului de combustibil realizat cu autovehiculul Skoda Fabia
echipat cu motorul de capacitate cilindrică 1.2 [dm3] normal aspirat ș i a emisimlor de dioxid de
carbon pe un traseu bine determinat. Valorile obținute s -au comparat cu valorile oferite de
producător ș i cu valorile cercetate pentru autovehiculul Nissan Note echipat cu motorul de
capacitate cilindrică 1.2 [dm3] supraalimentat cu compressor mecanic.
În acest scop s -a utilizat aplicația „Fuel Economy” fiind o extensie a aplicației „Torque”
cu ajutorul că reia s -a citit prin intermediul mufei de diagnosticare ODB II parametrii doriți.
Fig. 4.1. Aplicația „Fuel Economy”
S-a ales traseul de încerc are având în vedere ca acesta să cuprindă zonă de oraș si zonă de
autostradă pentru a se putea determina un consum mediu de combustibil.
Fig. 4.2 . Traseul parcurs
Temperatura mediului ambiant s -a situat între valorile 27 și 29 [ °C] cu presiunea
atmosferic ă cuprinsă între 0.96 ș i 1.04 [bar]. Valori citite cu ajutorul mufei de diagnosticare.
81
Mureșan Paul Viorel Cercetări experimentale
Rezultate le obținute:
Fig. 4.3 . Rezultate obținute cu aplicația „Fuel Economy”
Fig. 4.4 . Histograma consumului de combustibil pe durata traseului
82
Mureșan Paul Viorel Cercetări experimentale
Fig. 4.5 . Viteza autovehiculului pe durata traseului
Pentru autovehiculul Skoda Fabia 1.2 MPI producătorul prevede un consum mediu de
combustibil de 6 [l/100km] ș i o valoare a emisilor de dioxid de carbon de 142 [g/km ].
Valorire înregistrate cu ajutorul aplicației au fost de 5.74 [l/100km] a consumului de
combustibil ș i 114.5 [g/km] a emisilor de dioxid de carbon.
Datele înre gistrate au fost comparate cu valorile ob ținute de către deținătorii
autovehiculului Nissan Note, valori încărcate într -o bază de date online.
În acest sens s -au studiat diferite trasee încarcate de către utilizatorii acestu i tip de
autovehicul în baza de date pe care au înregistrat diferite valori ale consumului mediu de
combustibil în funcție de tipul traseului, anotimp, cifra octanică a benzinei utilizate ș i stilul de
conducere a deținătorului autovehiculului.
Fig. 4.6 . Baza de date studiată [23]
83
Mureșan Paul Viorel Cercetări experimentale
Valorile înregistrate:
Fig. 4.7 . Valoarea medie a consumui de combustibil si a emisilor de dioxid de carbon [23]
Fig. 4.8 Variația consumului mediu de combustibil pe perioada înregistrată [23]
Fig. 4.9 . Histograma consumului mediu de combustibil pe perioada înregistrată [23]
La autovehiculul Nissan Note echipat cu motorul 1.2 [dm3] supraalimentat cu compressor
mecanic s -a înregistrat un consum mediu de combustibil de 6.75 [l/100km] și o valoare a
emisilor de dioxid de carbon de 157 [g/km].
4.2. Interpretarea rezultatelor cercetărilor experimentale
La autovehiculul Skoda Fabia s -au înregistrat valori mai mici decât cele oferite de
producatorul autovehic ulului deoarece stilul de conducere a fost unul liniș tit.
Conform fișei tehnice a autovehiculului Nissan Note (fig. 3.31) consumul mediu de
combustibil este de 5.2 [l/100km] ș i valoarea emisilor de dioxid de carbon este de 119 [g/km].
Autovehiculul este prevăzut cu sistem de injecție directă de combustibil, motiv pentr u care
consumul de combustibil ș i noxele au valoare mai scazută decât la motorul 1.2 MPI prevăzut cu
sistem de injecție indirectă de joasă presiune. La sistemul de injecție directă se poate utiliza
injecția stratificată cu scopul de a diminua emisiile poluante.
84
Mureșan Paul Viorel Cercetări experimentale
Valorile înregistrate la autovehiculul Nissan au fo st mai mari dec â cele pravăzute de
producător ș i decât cele obținute la autovehiculul Skoda deoarece stilul de c onducere a fost unul
mai putin liniștit.
Momentul motor necesar an grenării compresorului mecanic ș i imposibilitatea utilizării
injecției stratificate la sarcini mari ale motorului sunt principalele motive pentru care valorile
înregis trate la autovehiculul Nissan au fost semnificativ mai mari decâ t cele ale autovehiculului
Skoda Fabia.
Pe traseul unde conducătorul autoturismului Nissan a avut un stil de conducere liniștit s -a
înregistrat un consum mediu de combustibil de 5.5 [l/100km] (fig. 4.6), valoare mai mic ă decât
valoarea obținută cu autoturismul Skoda.
85
Mureșan Paul Viorel Concluzii finale, contribuții personale
5. Concluzii finale, contribuții personale
Concluzii fi nale
Studiile, cercetările ș i simulările efectuate pe parcursul elaborării lucrării, în cadrul
supraalimentării cu compresor mecanic a motoarelor cu aprindere prin scânteie au permis
enunțarea următoarelor concluzii:
În contextul unor restricț ii privind normele de poluare ale autovehi culelor din ce î n ce
mai stricte, supraalimentarea motoarelor cu ardere internă câș tigă tot mai mult teren.
Această supraalimentar e a motoarelor cu ardere internă, se poate face cu mai multe tipuri
de agregate, fieca re dintre ele având și avantaje și dezav antaje.
O supraalimentare a motoarelor cu ardere internă corect realizată duce la o îmbunătățire a performanțelor energetice ale acestora. Astfel, randamentul global crește, la fel puterea și
cuplul motorului .
Odată cu creșterea presiunii de supraalimentar e crește și temperatura amestecului
proaspăt. Deoarece densitatea amestecului proaspăt scade cu creșterea temperaturii,
acesta trebuie răcit într -un intercooler pentru a nu anula efectul pozitiv al creșterii
presiunii.
Turbosupraalimentarea poate realiza p resiuni de supraalimentare mari și medii, însă
răspunsul la accelerație este destul de lent, iar performanțele turbosuflantei la sarcini
reduse ale motorului sunt scăzute. Prin utilizarea unor turbosuflante de dimensiuni mai
reduse și a unor sisteme de supraalimentare angrenate mecanic ca cele prezentate, lucrând
împreună după o hartă d e funcționare bine determinată î n computerul autovehiculului se
pot elimina aceste dezavantaje.
În urma studiului efectuat asupra variantelor constructive ale agregatelor de
supraalimentare antrenate mecanic (subcapitolul 2.2) s -a constatat faptul că cel mai
avantajos agregat este compresorul Sprintex. Acesta având un randament mai ridicat comparativ cu celelalte agregate.
Pentru a fi posibilă funcționarea turbosuflantei în ta ndem cu compresorul mecanic acesta
din urmă trebuie prevăzut cu un cuplaj electromagnetic și o supapă de descărcare.
Prin aplicații în mediul informaticii, instrumentele de modelare ma tema tică prezintă o
serie de av antaje din punct de vedere economic prin costurile reduse și posibilitatea de
repetabilitate a experimetelor. Rezultatele obți nute depind însă în mod direct ș i decisiv ș i
valorile parametrilor introduși în programul de simulare.
86
Mureșan Paul Viorel Concluzii finale, contribuții personale
În prezent, util izarea programelor de simulare ș i proiectare prezin tă un real avantaj pentru
inginerii contemporani ce își desfășoară activitațile în cadrul proiectării, construcției și
dezvoltării autovehiculelor.
În urma rezultatelor obținute grafic cu ajutorul programului de simulare Lotus Engine Simulation (fig. 3.29) se observă influența compresorului mecanic asupra performamțelor
dinamice ale motorului. La turații scăzute a le motorului cu ardere internă ș i implicit a
compresorului, presiunea medie efectivă, puterea motorului ș i momentul motorului
prezintă o creștere semnificativă. Puterea crescând cu 17% iar momentul motor cu 20%.
Din cauza pierderii de putere necesară angrenării compresorului, comsumul specific
efectiv de combustibil al motorului cu ardere internă a crescut cu 7,3% la turația de
economicitate a motorului (3300 rot/min). Odată cu creșterea turației motorului
randamentul compresorul ui scade deoarece timpul necesar realizării admisiei de aer în
compresor scade. De aici rezultă necesitatea utilizării sistemului de supraalimentare
„Dual -charging” în care cele două sisteme, turbosuflanta și turbocomrepsorul își
comp ensează dezavantajele reciproc.
În urma analizării datelor obținute în programul Catia asupra solicitărilor mecanice ș i a
deformațiilor care apar la componentele mecanismului motor s -a constatat:
– Valoarea maximă de 29 MPa a tensiunii mecanice care apare asupra pistonului în
urma supraalimentarii cu compresor mecanic a motorului 1.2 MPI este foarte
apropiată de valoarea admisibilă ( s
a= 30 MPa). Pistonul este puternic solicitat de
presiunea suplimentară oferită de compresor ceea ce înseamnă că pentru realizarea
unui motor pentru producție de serie echipat cu acest tip de compresor, pistonul
necesită a fi reproiectat.
– Bolțul este solicitat cu o valoare maximă a tensiunilor mecanice de 139 MPa, valoare
inferioară celei admisibile ( sa=200 MPa).
– Influența creșterii de presiune care se înregistrează asupra bielei este mică (3 MPa).
– Asupra arborelui cotit se observă o creștere a valorii maxime a tensiunilor mecanice de 1,3 MPa, valoare care nu influențează buna funcționare a acestuia.
În urma cercetărilor experimentale realizate în capitolul 4 s-a observat o creștere a
consumului mediu de combustibil la autovehiculul Nissa Note echipat cu motorul de 1.2
dm
3 cu compresor mecanic de 18% mai mare decât a motorul de 1.2 dm3 normal aspirat
care echipează autovehiculul Skoda Fabia.
87
Mureșan Paul Viorel Concluzii finale, contribuții personale
Contribuții personale
Contribuțiile personale aduse acestei lucrări se împart în trei categorii:
a) Contribuții teoretice
• Studiul lucră rilor stiințifice din literatura de specialitate în domeniul sistemelor de
supraalimentare pentru motoarele cu ardere internă .
• Studiul variantelor constructive ale agregatelor de supraalimentare antrenate
mecanic și cercetarea influențelor acestora asupra performanțelor motoarelor cu
ardere internă.
• Studiul posibilităților de dezvoltare a compresoarelor mecanice cu șurub.
b) Contribuții în domeniul modelării și simulării
• Realizarea schemei motorului de 1.2 dm3 normal aspirat în progarmul de simulare
Lotus Engi ne Simulation și adă ugarea compresorului mecanic din biblioteca
programului pe ace eași schemă cu scopul cercetării influenței acestuia asupra
performanțelor motorului.
• Remodelarea componentelor care alcătuiesc mecanismul motor în programul
Catia ș i cercetarea în modulul programului pentru analiză cu element finit a
influenței supra alimentării motorului pe benzină de 1.2 dm3 asupra solicitărilor
mecanice ș i a deformațiilor suplimentare care apar.
• Analiza si interpretarea rezultatelor obținute cu ajutorul pro gramelor de simulare
în urma supraalimentării motorului cu compresor mecanic.
c) Contribuții în domeniul cercetării experimentale
• Stabilirea traseului pe care s -au făcut cercetările cu priv ire la consumul de
combustibil ș i emisile de dioxid de carbon a motorului de 1.2 dm3 care echipează
autovehiculul Skoda Fabia.
• Măsurarea parametrilor doriți cu ajutorul aplicației „Fuel Economy” prin
intermediul mufei de diagnosticare OBD II pe traseul ales.
• Analiza ș i compararea rezultatelor obținute la autovehiculul cu motor normal
aspirat cu autovehicule echipate cu motor supraalimen tat cu compresor mecanic
de aceeș i cilindree.
88
BIBLIOGRAFIE
1. Abăitancei , D. ș.a., Motoare pentru automobile, Editura Didactică și Pedagogică,
București, 1975;
2. Apostolescu, N ., Chiriac, R ., Procesul arderii în motorul cu ardere internă, București,
Editura Tehnică, 1998;
3. Apostolescu, N., Bățaga, N., Motoare cu ardere internă, București, Editura Didactică și
Pedagogică, 1967;
4. Atanasiu C., s.a., Supercharging automotive engines using PWS (Comprex), AVL
Workshop 1, Combustion engines development, 2011, Graz, Austria, ISBN: 978-
606-19-0017- 6;
5. Bățaga, N ., ș.a, Motoare cu ardere internă, Editura Didactică și Pedagogică, București,
1995;
6. Bățaga, N ., Burnete, N ., Motoare cu ardere internă, Vo l. I si II, Litografia UTC -N, Cluj –
Napoca, 1995;
7. Bățaga, N ., Burnete, N ., Căzilă, A ., Motoare cu ardere internă, Editura Didactică si
Pedagogică, București, 1995, ISBN 973- 30-4922- 0;
8. Bobescu , GH . ș.a., Vol I, Motoare pentru automobile și tractoare, Editura Tehnică -Info,
Ghisinău, 1996;
9. Bobescu , GH . ș.a., Vol III, Motoare pentru automobile și tractoare, Editura Tehnică -Info,
Ghisinău, 2000;
10. Burnete, N ., Motoare Diesel și biocombustibili pentru transportul urban, Editura
Mediamira Cluj- Napoca, 2008, ISBN 978- 973-713-217-8;
11. Grünwald, B ., Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehiculele
rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980;
12. Gyarmathy, G ., How Does the Comprex Pressure -Wave Supercharger Work?, SAE
Paper 830234, 1983;
13. Heisler, H ., Advanced Engine Technology, SAE, Warrendale, 1995;
14. Hîrceagă , M., Studiu comparativ al sistemelor de supraalimentare la motoarele
cu ardere internă, Referat doctorat I, Univer sitatea Transilvania din Brașov, 2004;
15. Hîrceagă , M., Cercetări privind realizarea agregatului de supraalimentare cu unde de
presiune, Referat doctorat II, Universitatea Transilvania din Brașov, 2004;
16. Leahu , C., Îmbunătățirea parametrilor energetici și ecologici ai motoarelor cu aprindere
prin comprimare, Referat doctorat I, Universitatea Transilvania din Brașov, 2008;
89
17. Mayer , A. ș.a., Characteristics and Matching of the Pressure Wave Supercharger
Comprex to a Passenger Car Engine, SAE Paper 845015, 1984;
18. Marinescu, M., Ștefănescu, D ., Termotehnic ă si Mașini Termice, Editura Didactică și
Pedagogică, 1985;
19. Müller , N. ș.a., A Review of Wave Rotor Technology and its Applications, ASME Paper
IMECE2004- 60082, 2004;
20. Negruș , E. ș.a., Încercarea autovehiculelor, Editura Didactică și Pedagogică, București,
1983;
21. Swartzlander, M., H opkins , J., O uwenga , D., TVS2 Technology: Improving
Supercharger Efficiency and Capability;
22. *** http : www.vw.de . (Accesat la data de 17.05.2017)
23. *** http: www.spritmonitor.de (Accesat la data de 20.06.2017)
90
Anexe
Anexa 1: Calculul termic al motorului
Tabel 1
Presiunea la sfârșitul admisiei Pa=0.8•105 N/m2
Preîncălzirea amestecului ΔT=25 °C
Coeficientul de postumplere υp= 1.1
Tabel 2
Vz[dm3] 0,1 0,2 0,3 0,4
Politropa ac p x 105 N/m2 7,17 2,5 1,82 0,99
Politropa zb p x 105 N/m2 28,65 12,04 7,25 5,06
Tabel 3
Vx [dm3] 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35
Politropa
ac p x 10-5
[N/m2] 13,76 5,4 3,12 2,11 1,56 1,22 0,99
Politropa
ac p x 10-5
[N/m2] 40,21 16,9 10,1 7,1 5,37 4,28 3,35
Tabel 4
Parametrul MAS MAC Denumirea Parametrului
T0 [K] 293 293 Temperatura inițială
P0•103 [N/m2] 1,02 1,02 Presiunea inițială
Tr [K] 900-1000 700-900 Temperatura gazelor reziduale
Pr•10-5 [N/m2] 1,05-1,25 1,05-1,25 Presiunea gazelor reziduale
λ 0.85-1 1,25-2,25 Coeficientul de exces de aer
ɛ 7,5-11 14-23 Raportul de comprimare
Pa•10-5 [N/m2] 0,7-0,9 0,85-093 Presiunea la sfârșitul admisiei
ΔT [K] 15-49 10-25 Preîncălzirea amestecului
υp 1,05-1,2 1,05-1,2 Coeficient de post ardere
n1 1,32-1,39 1,36-1,4 Exponentul politropic de compresie
n2 1,23-1,30 1,18-1,28 Exponentul politropic al destinderii
ξ 0,85-0,95 0,75-0,90 Coeficientul de utilizare a căldurii
ur 0,94-0,98 0,94-0,98 Coeficientul de rotunjire a diagramei
𝜋 2,85-4,5 1,3-2,5 Coeficientul de creștere a presiunii
Φz 0,75-0,85 – Coeficientul de creștere a presiunii
91
Tabel 5
Parametrul Camera de
ardere unitară Camere de ardere divizate
Cameră de turbulențe Antecameră
λ 1,5-1,6 (2,25) 1,3-1,4 1,25-1,3
ɛ 14-17 16-19 19-23
nn [rot/min] 1800 -3000 3500 -4500 3500 -5000
ge [g/kWh] 220-245 235-260 260-285
pz 10-5 [N/m2] 6,5-7,5 5,5-7,2 5,6-8
pmax 10-5 [N/m2] 65-85 (90) 55-70 45-65
𝝅 1,5-2,5 1,6-1,8 1,3-1,6
Tabel 6
Motor Timpi Pi 10-5
[N/m2] ηi ηe ηv gs λb
MAS 4 8,5-14,5 0,25-0,36 0,25 0,75 0,06 1/3,5
2 5,5-9,5 0,23-0,28 0,33 0,85 0,12 –
MAC 4 7,5-15 0,29-0,45 0,25 0,75 0,03 1/3,5
2 6,5-10 0,28-0,45 0,4 0,9 0,06 –
Tabel 7
Combustibil Compoziția în kg/kg Omin Lmin Q
c h o kg/kg kmol/kg kg/kg kmol/kg kJ/kg kcal/kg
Benzină 0,854 0,142 0,004 3,391 0,1065 14,8 0,5073 43500 10400
Motorină 0,875 0,133 0,010 3,332 0,1043 14,5 0,4966 41868 10000
Tabel 8
Motor Mărime de
stare Punctul de pe diagramă
a b z(z’) b
MAS p•10-5 [N/m2] 0,7 10-20 35-50 3-5
T [K] 340-400 600-750 2400 -3000 1200 -1700
MAC p•10-5 [N/m2] 0,85-0,93 30-50 45-80 2-4
T [K] 310-330 800-950 1800 -2400 900-1200
92
93
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Sisteme de supraalimentare cu compresor mecanic pentru MAS. [623504] (ID: 623504)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.