specializarea: Autovehicule rutiere PROIECT DE DIPLOMĂ Influența transferului termic asupra performanțelor motorului cu ardere internă Rezumat Scopul… [308088]

[anonimizat]: Autovehicule rutiere

PROIECT DE DIPLOMĂ

Influența transferului termic asupra performanțelor motorului cu ardere internă

Rezumat

Scopul acestei lucrări este de a determina influența transferului termic asupra performanțelor motorului cu ardere internă. În vederea realizării acestui lucru , s-a ales un motor cu aprindere prin comprimare la care a fost studiată influența temperaturii gazelor la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor.

În primul capitol al lucrarii este prezentată introducerea unde s-a avut în vedere prezentarea lucrării la modul general prin explicarea pașilor prin care a fost realizată lucrarea în cauză.

[anonimizat] s-a studiat stadiul actual al cercetării în care au fost prezentate informații generale legate de transferul termic urmând ca mai apoi să fie prezentate elementele ce se vor avea a fi studiate și în partea experiementală a [anonimizat] a acestor sisteme.

În capitolul cu numărul trei s-a realizat modelarea unui circuit de recirculare a gazelor cu ajutorul softului KULI cu scopul de a determina temperatura gazelor la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor. După ce s-au realizat simulările din softul KULI și au fost obținute primele rezultate , a fost preluat un model al unui motor 1.4 TCI cu injecție directa și controlat prin EGR din biblioteca oferită de către softul AVL BOOST. A fost realizată prima simulare la care i-a fost setată temperatura gazelor la ieșirea din răcitor ca fiind cea obținută în KULI urmând ca mai apoi acea temperatură să fie modificată în vederea observării influenței acesteia asupra performanțelor motorului.

În capitolul patru sunt prezentate valorile obținute în urma simulărilor prin intermediul unor tabele și a [anonimizat].

[anonimizat] , s-au prezentat concluziile finale ale lucrării și contribuțile finale ale subsemnatului.

Abstract

The main purpose of this study is to determine the influence of heat transfer on the internal combustion engine. In order to achieve this , a compression ignition engine was chones in which the influence of the gas temperature at the exit from the exhaust gas recirculation’s cooler was studied.

The first chapter of the study presents the introduction of the following study. In the introduction part all the steps in order to acheive the final result are described.

[anonimizat].

[anonimizat]. After the KULI software simulations were performed and the first results were obtained , a model of a 1.4 TCI engine with direct injection controlled by EGR was taken from the library provided by the AVL BOOST software. The first simulation was performed at which the gas temperature at the exit of the cooler was set as the one obtained in KULI and then that teperature will be modified in order to observe its influence on engine performance.

Chapter four presents the values obtained from the simulations through tables and graphs with the aim of later comparing the results in order to draw a final conclusion regarding the case where the engine performance is the highest.

In chapter five , being also the last chapter , the final conclusions of the study were presented.

Cuprins

Lista de figuri

Fig 2.1 Schema unui sistem cu răcire cu lichid [19] 21

Fig 2.2 Schema unui sistem de răcire cu aer [19] 22

Fig 2.3 Temperaturile întâlnite într-un motor cu aprindere prin scânteie [19] 23

Fig 2.4 Variația temperaturii în timp din momentul pornirii la rece a unui motor cu aprindere prin scânteie [19] 24

Fig 2.5 Puncte fierbinți în galleria de admisie pentru a accelera evaporarea combustibilului [19] 25

Fig 2.6 Transferul termic prin pereții cilindrului unui motor cu ardere internă [19] 27

Fig 2.7 Variația fluxului local de căldură înregistrată într-un singur punct al unui cilindru al unui motor classic pentru trei cicluri motor consecutive [19] 27

Fig 2.8 Sistem de recirculare al gazelor [14] 28

Fig 2.9 Schița sistemului de recirculare a gazelor de înaltă și joasă presiune [6] 29

Fig 2.10 Răcitor EGR [6] 30

Fig 2.11 Sistem EGR cu răcitor [6] 31

Fig 2.12 Sistem de joasă presiune de recirculare a gazelor [14] 32

Fig 2.13 Sistem de înaltă presiune de recirculare a gazelor [14] 33

Fig 2.14 Comparația dintre EGR răcit și cald [14] 34

Fig 2.15 Efectul oxidării EGR-ului tratat [14] 36

Fig 2.16 Metoda adaosului de gaz pentru simularea funcționării sistemului de recirculare al gazelor [14] 36

Fig 2.17 Efectul adaosului de CO2 [14] 37

Fig 2.18 Efectul adăugării CO2 cu O2 constant [14] 37

Fig 2.19 Componentele gazelor de evacuare netratate ale motoarelor cu ardere internă [9] 38

Fig 2.20 Distribuția locală al efectului recirculării gazelor asupra fluxului de căldură [3] 39

Fig 2.21 Efectul ratei de recirculare asupra puterii efective 40

Fig 2.22 Randamentul efectiv pentru diferite rate de recirculare a gazelor de evacuare 41

Fig 2.23 Secțiune longitudinală a unui tub cu semi-spirală [16] 42

Fig 2.24 Răcitor EGR cu semi-spirală [16] 43

Fig 2.25 Standul de testare [16] 43

Fig 3.1 Circuit cu turbocompresor cu gaze de evacuare, EGR și motor [23] 45

Fig 3.2 Parametrii inițiali ai simulării 47

Fig 3.3 Temperaturile de intrare și ieșire a gazelor din răcitorul EGR 48

Fig 3.4 Interfață AVL BOOST 49

Fig 3.5 Modelarea unui motor diesel controlat prin EGR 50

Fig 3.6 Fereastra Simulation Control 51

Fig 3.7 Caracteristici constructive ale motorului 51

Fig 3.8 Parametrii geometrici ai filtrului de aer 52

Fig 3.9 Parametrii geometrici ai răcitorului EGR 52

Fig 3.10 Parametrii geometrici ai intercoolerului 52

Fig 3.11 Volumul si parametrii fluidului din colectorul de admisie 53

Fig 3.12 Parametrii principali ai cilindrului și ordinea de aprindere a acestora 53

Fig 3.13 Coeficientul de debit în funcție de turatia motorului 54

Fig 3.14 Debitul de masă în funcție de turația motorului 54

Fig 3.15 Fereastra ”Case Explorer” 55

Fig 4.1 Variația puterii efective și al momentului efectiv în funcție de turatia motorului 57

Fig 4.2 Variația randamentului efectiv și al consumului specific efectiv în funcție de turatia motorului 57

Fig 4.3 Variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 300C 59

Fig 4.4 Variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 300C 60

Fig 4.5 Variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 200C 61

Fig 4.6 Variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 200C 62

Fig 4.7 Variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 100C 64

Fig 4.8 Variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 100C 64

Fig 4.9 Variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 70C 66

Fig 4.10 Variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 70C 67

Fig 4.11 Variația emisiilor poluante în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 70C 68

Fig 4.12 Variația emisiilor poluante în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 130C 69

Fig 4.13 Variația emisiilor poluante în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 300C 71

Lista de tabele

Tabel 3.1 Componentele sistemului modelat in softul KULI 47

Tabel 3.2 Elementele utilizate pentru realizarea modelului de simulare 50

Tabel 4.1 Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație 56

Tabel 4.2 Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 300C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR 58

Tabel 4.3 Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 200C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR 60

Tabel 4.4 Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 100C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR 63

Tabel 4.5 Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 70C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR 65

Tabel 4.6 Emisiile poluante ale motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 70C 68

Tabel 4.7 Emisiile poluante ale motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 130C 69

Tabel 4.8 Emisiile poluante ale motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 300C 70

Introducere

Lucrarea de față are ca scop principal studiul influenței transferului termic asupra performanțelor motoarelor cu ardere internă. Transferul termic dintre anumite componente ale autovehiculelor poate fi un factor determinant în ceea ce înseamnă performanțe ridicate precum putere efectivă , moment efectiv și un randament efectiv ridicate dar și un consum specific efectiv cât mai scăzut. Acest lucru s-a urmărit în cadrul acestei lucrari și anume obținerea unor performanțe cât mai bune în funcție de temperatura gazelor de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor.

Pentru realizarea acestei lucrari s-a studiat influența temperaturii gazelor de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor funcționând la un grad de recirculare constant de 20%. Inițial s-au selectat informații referitoare la sistemul de recirculare a gazelor ca mai apoi alegându-se răcitorul ca fiind componenta ce se va avea a fi studiată în cadrul acestei lucrări. După consultarea literaturii de specialitate s-a luat hotărârea de a fi folosite doua softuri diferite în vederea cercetării experimentale a influenței transferului termic asupra performanțelor motoarelor cu ardere internă.Softurile folosite au fost KULI, soft folosit pentru determinarea temperaturii gazelor de la ieșirea din răcitorul unui sistem de recirculare a gazelor și AVL BOOST , soft folosit pentru determinarea influenței temperaturii determinate cu ajutorul KULI asupra performanțelor unui motor 1.4 TCI cu injecție directă fiind controlat prin sistemul de recirculare.

Temperatura obținută inițial cu ajutorul softului KULI a fost modificată în vederea observării influenței acesteia asupra performanțelor motorului preluat din librăria oferită de AVL BOOST.După o serie de modificări ale temperaturii s-a observat că , datorită circuitul suplimentar de răcire , temperatura gazelor de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor poate fi cât mai apropiată de cea de la intrarea în răcitor.

Ultimul pas în vederea determinării influenței temperaturii gazelor de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor asupra performanțelor motorului a fost preluarea datelor obținute cu ajutorul softului AVL BOOST și implementarea acestora în tabele realizate cu ajutorul Microsoft Excel urmând ca mai apoi să fie realizate grafice în vederea observării tendinței de creștere sau scădere a performanțelor în funcție de turația motorului și temperatura gazelor de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare. Temperatura inițiala la care s-au realizat simulările în AVL BOOST a fost cea de 130C, temperatură obținută cu ajutorul simulării realizate în softul KULI. Concluzile finale au avut la bază compararea performanțelor motorului obținute în urma realizării simulării la temperatura inițială de 130C cu performanțele obținute în urma modificării acelei temperaturi. Temperaturile la care s-au realizat simulări sunt: 70C,100C,130C,200C,300C.

În final s-a constatat faptul că la temperaturi mai ridicate ale gazelor la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor, performanțele motorului sunt mai ridicate decât la temperature mai scăzute.

Stadiul actual al cercetării transferului termic

Generalități

Transferul termic este o disciplină a ingineriei termice care se referă la generarea, utilizarea, conversia și schimbul energiei termice între sisteme fizice.

Cu toate că cercetările actuale favorizează studiul surselor de energie alternative și eco-friendly pentru a reduce daunele aduse mediului cauzate de combustibilii fosili, încă sunt dificultăți majore pentru a înlocui motorul cu ardere internă atâta timp cât pentru piața de transport acesta rămâne în continuare cel mai important motor în următorii ani, chiar dacă doar ca parte a motoarelor hibride. În ultimele decenii, noile constrângeri ale reglementărilor de mediu asupra încălzirii globale au condus industria spre dezvoltarea de noi tehnologii pentru a îmbunătății designul motoarelor cu ardere internă, bazându-se pe obținerea unei eficiențe termice mai ridicate și reducerea emisiilor poluante. Prin urmare, noi tehnologii precum redimensionarea și turbocompresia au fost implementate pentru a îmbunătății performanțele MAI și ar putea conduce la condiții extreme în camera de ardere care ar putea afecta în cele din urmă procesul de ardere.

Arderea implică fenomene chimice și termodinamice foarte complexe. În plus, alte procese precum procesul mecanic de fricțiune, redirijarea și răcirea motorului ar putea afecta ardere ceea ce face modelarea asistată de calculator mult mai provocatoare. Pentru a îmbunătății designul motorului este important să se înțeleagă fenomenele produse în interiorul motorului și cum acestea interacționează cu componentele acestuia. Aceste cunoștințe sunt esențiale pentru a optimiza performanța motorului, în special în stadiile primare atunci când încă se mai pot realiza modificări asupra capului cilindrului sau a camerei de ardere.

Din punct de vedere economic, este foarte costisitor a se realiza teste experimentale deoarece acestea necesită realizarea unor prototipuri. Pentru a da câteva exemple, componentele motorului trebuie a fi proiectate pentru a rezista la temperaturi ridicate, deci este de preferat a se determina distribuția temperaturii pe diferite suprafețe. Simularea pe de altă parte este o metodă mult mai ieftină și accesibilă pentru a calcula temperatura locală a combustibilului în camera de ardere și transferul de căldura către pereții motorului și oferă o viziune mult mai completă asupra fluxului de căldură din interiorul motorului.

De-a lungul timpului, cercetătorii au încercat să simuleze procesul de ardere din motorul pentru a prezice emisiile care apar la diferite condiții de funcționare fără a avea de realizat multe experimente costisitoare.

Chimia joacă un rol important în realizarea acestor modele și este bine știut ca odată cu creșterea numărului de reacții în model, acesta devine mult mai bun. Atâta timp cât domeniul de studiu nu îl reprezintă emisiile, nu este necesar să se realizez un model cu o precizie ridicată a procesului de ardere. În cadrul studiului transferului termic în motor, relevantă este căldura degajată în timpul procesului de ardere.

Performanța și eficiența combustibilului pot fi îmbunătățite dacă pierderile de căldură pot fi reduse. Reducerea corectă a pierderilor de căldura trebuie să fie bazate pe cunoștințele legate de comportamentul termic al motorului, pe prezicerea temperaturilor materialelor și a fluxurilor de căldură între elementele motorului. Descrierea transferului de căldură într-un motor cu ardere internă este un lucru dificil, luând în considerare diferitele sisteme (admisia, evacuarea, circuitul de răcire, subsistemul de lubrifiere a uleiului), diferitele sisteme de transfer de căldură (convecție , conducție și radiație), și schimbările rapide și neconstante care au loc înăuntrul cilindrului. Pentru a realiza o estimare corectă a fluxurilor de căldura, este necesar să se combine studiile teoretice cu analizele datelor experimentale.

Importanța transferului termic

Într-un motor cu ardere internă, temperatura maximă a gazului ars în cilindru atinge valori de 2500[K]. Temperaturile maxime a metalelor din interiorul spațiului camerei de ardere sunt limitate la valori mult mai mici, de aceea trebuie asigurată răcirea capului cilindrului, cilindrului și a pistonului. Aceste condiții conduc la fluxuri de căldură în pereții camerei de ardere ce pot atinge valori de 10 MW/m2 în timpul arderii.

Transferul termic afectează performanța motorului, eficiența și emisiile. Pentru o masă dată de combustibil în cilindru, un transfer termic ridicat spre camera de ardere va determina o scădere a temperaturii medii a gazelor de ardere și a presiunii, și va reduce lucrul mecanic per ciclu transferat către piston. Astfel, puterea specifică și eficiența motorului sunt afectate de magnitudinea transferului termic al motorului.

O parte din energia mecanică disipată din cauza frecării trebuie respinsă în atmosferă prin sistemul de răcire. Puterea necesară a ventilatorului și a pompei de apă sunt determinata de magnitudinea căldurii respinse. Importanța transferului termic este clară.

Pentru a examina transferul termic la o scară mai mare, este indicată o împărțire a motorului în subcategoriile sale. În timpul procesului de admisie, cantitatea de combustibil admisă are temperaturi mai mici decât temperatura pereților și o viteză de curgere ridicată. În timpul comprimării, temperatura încărcăturii crește peste temperatura pereților și velocitatea gazelor scade. Răcirea motorului este necesară pentru a preveni bătaia ce apare la motoarele cu aprindere prin scânteie.

Viteza transferului de căldură într-un motor este dependentă de temperatura lichidului de răcire și de dimensiunile motorului, pe lângă alte variabile. Între parametrii motorului sunt interacțiuni complexe. Spre exemplu, cu cât temperatura lichidului de răcire scade, transferul termic spre lichidul de răcire va crește iar temperatura arderii va scădea. Acest lucru va duce la o scădere a eficienței arderii și la o creștere a eficienței volumetrice. De asemenea va determina o creștere a tensiunilor termice din cămașa cilindrului, ceea ce va necesita o creștere a dimensiunilor radiatorului, deoarece diferența temperaturii ambiante a lichidului de răcire va scădea. Formarea oxizilor de azot și a oxidării hidrocarburilor va scădea, temperatura de pe evacuare va scădea cauzând o scădere a performanțelor convertizorului catalitic și a turbocompresorului.

Un transfer termic satisfăcător este general din cauza mai multor considerente precum temperaturiile limită ale materialelor, performanțele lubrifianților, emisiile motorului și al bătăii. Datorită faptului că procesul arderii dintr-un motor cu ardere internă nu este unul continuu precum în cazul motoarelor cu ardere externă. În orice caz, temperaturiile anumitor zone critice trebuie să fie menținute sub temperaturiile limită ale materialelor. Răcirea cilindrului motorului este un lucru absolut necesar pentru a preveni apariția bătăii din motoarele cu aprindere prin scânteie.

Transferul termic realizat de sistemul de evacuare este de asemenea un factor important în emisiile motorului și în perfomanța turbinei de eșapament. Transferul termic către fluxul de aer din galeria de admisie este de asemenea un considerent important deoarece acesta reduce eficiența volumetrică datorită faptului că densitatea aerului admis scade.În prezent se folosesc galerii de admisie din plastic având o conductivitate termică și o greutate redusă cu scopul de a reduce încălzirea aerului admis.

Gradul transferului de căldură dintr-un motor este dependent de temperatura lichidului de răcire și a dimensiunilor motorului , dar și de alți parametrii.Între parametrii motorului sunt interacțiuni complexe și numeroase.De exemplu, cu cât temperatura lichidului de răcire al

motorului scade, transferul termic spre lichidul de răcire crește ceea ce va determina o scădere a temperaturii de ardere.

Acest lucru va determina o scădere a eficienței arderii și o creștere a eficienței volumetrice.Va cauza de asemenea o creștere a tensiunilor termice în cămașa cilindrului, și va crește dimensiunea necesară a radiatiorului deoarece diferența temperaturii ambientale a lichidului de răcire va scădea.Formarea oxizilor de azot va scădea, și oxidarea hidrocarburilor va scădea de asemenea.Temperatura de evacuarea va scădea și ea, determinând o scădere în performanțele convertizorului catalitic și a turbocompresorului.

Sisteme de răcire a motorului

Sunt două tipuri de sisteme pentru răcirea motorului folosite pentru transferul termic de la blocul motor. Folosind o răcire lichidă,energia termică este eliminată prin utilizarea de canale interne de răcire în blocul motor, acest lucru se poate observa în figura 2.1.

Fig . Schema unui sistem cu răcire cu lichid [19]

Dacă se folosește aerul pentru răcirea motorului, energia termică este eliminate prin utlizarea unor aripioare atașate pe peretele cilindrului precum în figura 2.2.

Temperatura de fierbere a lichidului de răcire poate fi ridicată prin creșterea presiunii prin adăguarea unui aditiv având punctul de fierbere ridicat, precum formaldehida monohidratată.

Motoare cu o putere efectivă relativ mică precum 20 kW, folosesc ca sursă primară de răcire aerul. Deoarece conductivitatea termică a aerului este mult mai mică față de cea a apei, sisteme de răcire cu aer folosesc aripioare pentru a scădea temperatura aerului pe suprafață.

Fig . Schema unui sistem de răcire cu aer [19]

Deoarece o treime din energia combustibilului este pierdută sub formă de transfer termic către lichidul de răcire, ar fi indicat să se încerce o reducere a acestei pierderi de căldură și o creștere a eficienței motorului. Pentru a reduce fluxul de căldură spre lichidul de răcire trebuie să se crească rezistența termică a blocului motor prin folosirea unor materiale având conductivitate termică scăzută.

Transferul termic realizat de cilindru

Într-un motor cu ardere internă se întâlnește o gamă largă de temperaturi și fluxuri de căldură. Experimentele indică faptul că fluxul de căldură crește odată cu creșterea încărcării și a turației motorului , atingând valoarea maximă în momentul în care clapeta de accelerație este deschisă la maxim și autovehiculul a atins viteza maximă. Fluxul de căldură este maxim în centrul capului cilindrului, în scaunul supapei de evacuare, și în centrul pistonului. Aproape 50% din fluxul de căldură spre răcirea motorului se face prin chiulasă și prin scaunele supapelor , 30% prin cămașa cilindrului sau prin pereți iar restul de 20% prin zona portului de evacuare.

Pistonului și supapele , datorită faptului că acestea se mișcă , sunt greu de răcit și funcționează la temperaturi ridicate. Temperatura pistonului și a supapelor depind de conductivitatea termică a acestora. Cu cât conductivitatea termică crește, rezistența la conducție scade rezultând temperaturi de suprafață scăzute. La aceeași sarcină și turație, pistoanele din aluminiu sunt cu aproximativ 40 K mai reci decât cele din metal.

Transferul termic în galeria de evacuare

Pierderile de căldură prin convecție sunt un considerent important în conductele de evacuare, în special pentru motoarele cu turbine de evacuare sau convertizoare catalitice. Fluxul de căldură maxim rezultat este datorat timpului scurt și velocitățiilor și temperaturilor ridicate.

Într-un port de evacuare, s-a observat un coeficient al transferului termic de opt ori mai mare decât în cazul unui flux constant în cadrul aceluiași port.

Pierderile de căldura de la sistemul de evacuarea afectează emisiile și supraalimentarea.Temperaturile de evacuarea ale unui motor cu aprindere prin scânteie ce funcționează într-o stare de pseudoechilibru sunt în general cuprinse între 400-600C, cu extreme de 300-900C.La un motor cu aprindere prin comprimare, aceste temperature sunt mai scăzute datorită raportului mai ridicat de expansiune, fiind cuprinse între 200-500C.

Temperaturile din motor

În figura 2.3 este prezentată distribuția temperaturilor dintr-un motor cu aprindere prin scânteie funcționând la o stare de echilibru. Trei dintre cele mai fierbinți puncte sunt în jurul bujiei, supapei de evacuare și a feței pistonului.

Fig . Temperaturile întâlnite într-un motor cu aprindere prin scânteie [19]

Acele locuri nu doar că sunt expuse la temperaturi ridicate ale gazelor rezultate în urma arderii , dar sunt și zone greu de răcit. Faptul că în zona bujie se înregistrează cele mai ridicate temperaturi din timpul arderii , acest lucru creează o zonă critică pentru transferul termic.

În timpul în care motorul rece se încălzește până la starea de echilibru, se produce o expansiune termică la toate componentele. Magnitudinea expansiunii va fi diferită pentru fiecare componentă-n parte , depinzând de temperatura sa proprie și de materialul din care este confecționată.

În figura 2.4 este prezentată variația temperaturii în timp din momentul pornirii la rece a motorului a diferitor componente din motor precum :

Supapa de evacuare

Piston

Lichid de răcire

Bujie

Fig . Variația temperaturii în timp din momentul pornirii la rece a unui motor cu aprindere prin scânteie [19]

La temperaturi scăzute, timpul de la pornirea motorului până la condițiile de funcționare pentru starea de echilibru poate ajunge până la 30 de minute. Unele componente ale automobilului ajung la starea de echilibru mai repede decât altele. Conducând înainte ca motorul să se fi încălzit determină pierderi de putere și un consum mai ridicat.

Acest stil de conducere , și anume pornirea la drum înainte ca motorul să se fi încălzit , poate fi un factor determinant în poluarea aerului.

Transferul termic în galeria de admisie

Aerul sau amestecul aer-combustibil care intră în motor prin sistemul de admisie , temperatura sa crește de la temperatura ambientală până la 60C. Acest lucru se datorează numărului ridicat de procese termodinamice la care este supusă admisia.

Galeria este fierbine, fie din cauza designului la anumite tipuri de motoare fie doar ca un rezultat al faptului că se află în apropierea unor componente fierbinți din compartimentul motorului. Electricitatea este folosită pentru a încălzi unele galerii de admisie. Unele sisteme au așa numitele zone fierbinți în zone optime, folosindu-se un reper unde apare convecția maximă.

Fig . Puncte fierbinți în galleria de admisie pentru a accelera evaporarea combustibilului [19]

Sunt unele consecințe datorate încălzirii prin convecție în galeria de admisie. Cu cât combustibilul se vaporizează mai repede, acesta se va amesteca mai mult cu aerul formând un amestec mai omogen.În orice caz, crescând temperatura se va reduce eficiența volumetrică a motorului.Un compromis este de a vaporiza o parte din combustibil în sistemul de admisie iar partea rămasă urmând să fie vaporizată în cilindru în timpul compresiei sau chiar în timpul arderii. Cu cât temperatura de la startul compresiei este mai mare , cu atât vor fi mai mari și restul temperaturilor din timpul tuturor ciclurilor, dar și riscul de bătaie a motorului este mai ridicat.

Daca motorul este supraalimentat prin turbocompresor sau compresor mecanic, temperatura aerului admis este afectată prin încălzirea compresivă rezultată. Pentru a evita acest lucru, multe dintre aceste sisteme sunt echipate cu un sistem suplimentar de răcire care va scădea temperatura. Aceste sisteme sunt schimbătoare de căldură care compresează fluxul aerului admis folosind fie lichidul de răcire al motorului fie aerul din exterior.

Transferul termic din camera de ardere

Odată ce amestecul aer-combustibil este în cilindrii motorului, cele trei moduri primare ale transferului termic(conducție, convecție și radiație) joacă un rol important în funcționarea lină a motorului.

Amestecul aer-combustibil ce intră în cilindru în timpul admisiei ar putea fi mai fierbinte sau mai rece decât pereții cilindrului, făcând posibil transferul termic în ambele părți.În timpul procesului de compresie, temperatura gazelor crește, iar odată cu începerea arderii , se formează un transfer termic prin convecție spre pereții cilindrilor.

La vărful arderii , temperatura gazelor este de ordinul a 3000K, iar un transfer termic eficient este de dorit pentru a evita supraîncălzirea pereților cilindrului.Convecția și conducția reprezintă principalele moduri de transfer termic pentru a elimina energia din camera de ardere și pentru a evita topirea pereților cilindrilor.

Temperatura gazelor Tg din camera de ardere variză foarte mult în timpul ciclurilor motor, trecând de la valoarea maximă din timpul arderii la valoarea minimă din timpul admisiei. Temperatura lichidului de răcire Tc este relativ constantă.

Fig . Transferul termic prin pereții cilindrului unui motor cu ardere internă [19]

Aerul reprezintă metoda de răcire a motoarelor răcite cu aer iar antigelul este folosit pentru motoarele răcite cu apă. Temperatura pereților Tw nu ar trebui să depășească 180-200C pentru a asigura o stabilitate termică pentru uleiul lubrifiant și pentru rezistența pereților.

Chiar dacă temperature gazelor sunt foarte mari, radiația spre pereți reprezintă doar 10% din totalul transferului termic dintr-un motor cu aprindere prin scânteie.

Fig . Variația fluxului local de căldură înregistrată într-un singur punct al unui cilindru al unui motor classic pentru trei cicluri motor consecutive [19]

În timpul procesului de comprimare , gazele se încălzesc formând un flux de căldură spre pereți.Pentru motoarele echipate cu turbocompresoare , gazele admise au temperaturi mai ridicate iar fluxul termic spre pereți din timpul admisiei ar fi mai mare.Coroana pistonului reprezintă unul dintre cele mai fierbinți puncte dintr-un motor.

O metodă de răcirea coroanei pistonului este dată de împroșcarea sau pulverizarea unui ulei lubrifiant pe suprața posterioară a coroanei, ulei lubrifiant având și rol de răcire.Pistoanele din aluminiu funcționează în general la temperaturi cu 30-80C mai scăzute decât în cazul celor din fontă datorită conductivității termice mai ridicate.

Sistemul de recirculare a gazelor de evacuare

Îmbunătățirea calității procesului schimbului de gaze (procesul de admisie și evacuare) este una din posibilele variante pentru a crește eficiența și fiabilitatea unui piston al unui motor cu ardere internă. Influența configurației conductelor de admisie și evacuare asupra intensității transferului termic este o problemă importantă.

Sistemul de recirculare a gazelor este cea mai comună tehnologie de reducere a emisiilor de oxizi de azot a motoarelor diesel.

Fig . Sistem de recirculare al gazelor [14]

Acest sistem preia gazele din galeria de evacuare și le reintroduce în galeria de admisie, amestecându-le cu aer proaspăt. Realizând acest lucru, componentele principale ale emisiilor de NOx sunt reduse astfel:

Oxigenul: este înlocuit de gazele inerte de evacuare

Temperatura de ardere: este redusă deoarece capacitatea dioxidului de carbon (CO2) și a vaporilor de apă (H2O) de a se încălzii atrag o parte din căldura obținută în urma arderii

Sistemul de recirculare a gazelor este eficient în reducerea oxizilor de azot (NOx) din motoarele diesel deoarece reduce temperatura flăcării și concentrația de oxigen a fluidului din camera de ardere. Cu toate acestea, odată cu reducerea NOx, particulele PM cresc, rezultând din concentrația scăzuta de oxigen. În timp ce gazele recirculate cresc în continuare, funcționarea motorului atinge zone cu instabilități ridicate, emisii ridicate de carbon dar chiar și pierderi de putere.

Majoritatea sistemelor EGR sunt alcătuite cel puțin din:

Valvă

Răcitor (opțional)

Supapă clapetei obturatoare

Bypassul răcitorului (opțional)

Unele autovehicule au în componență atât sistem EGR de înaltă presiune cât și de joasă presiune, ceea ce determină o componență dublată a sistemului.

Fig . Schița sistemului de recirculare a gazelor de înaltă și joasă presiune [6]

Componente:

Răcitorul sistemului de recirculare a gazelor reduce temperatura gazelor de evacuare înainte ca acestea să fie introduse în fluxul de încărcare aerian. Cu cât temperatura este mai scăzută, cu atât densitatea este mai mare, cu atât este mai eficientă reducerea emisiilor de NOx. Răcind gazele de evacuare înainte de a fi amestecate cu aerul de pe admisie temperatura de ardere scade, crescând raportul oxigen-combustibil. Răcirea sistemului de recirculare a gazelor a fost introdus pentru a obține limitele impuse de normele europene EURO 4 și EURO 5.

Majoritatea răcitoarelor sunt confecționate din oțel inoxidabil sau tuburi și plăci de aluminiu.

Fig . Răcitor EGR [6]

Majoritatea sistemelor EGR au integrată o valvă bypass împreună cu răcitorul. Când motorul este rece, gazele de evacuare sunt conduse direct în motor. Răcitorul EGR are o eficiență ridicată a transferului de căldură și, fără valva bypass, gazele recirculate ar fi foarte reci și ar întârzia încălzirea catalizatorului de oxidare ceea ce ar conduce la emisii excesive de HC și CO.

Fig . Sistem EGR cu răcitor [6]

Răcitor EGR

Camă

3.a Valvă EGR (poziție închisă)

3.b Valvă EGR (poziție deschisă)

4. Admisia gazelor de evacuare

5.a Valva bypass a răcitorului EGR (poziție închisă)

5.b Valva bypass a răcitorului EGR (poziție deschisă)

6. Admisia lichidului de răcire

7. Evacuarea lichidului de răcire

8. Evacuarea gazelor de evacuare

Motoarele Diesel au în mod inerent eficiență termică ridicată, rezultată din raportul de comprimare ridicat și din proprietățile combustibilului. Raportul de comprimare ridicat produce temperatura necesară auto-aprinderii dar și raportul de expansiune ridicat duc la descărcarea unei energii termice mai mici în evacuare. Oxigenul suplimentar din cilindri este necesar pentru a facilita arderea complete și pentru a compensa neomogenitatea în distribuția combustibilului.

În consecință, procesul de ardere al motoarelor diesel generează cantități mari de NOx din cauza temperaturii ridicate a flăcării aflate în prezența oxigenului și a azotului. Având în vedere arderea stoichiometrică a motoarelor Diesel, ar fi mai eficient să reducem raportul capacității căldurii specifice e fluidului pentru a reduce temperatura flăcării.

Introducerea dioxidului de carbon (CO2) în admisia motorului, care poate fi obținut prin recircularea fracțiunilor gazelor de evacuare în admisia motorului, poate crește capacitatea căldurii specifice într-un mod eficient.

Implementarea sistemului de recirculare a gazelor este mai simplă pentru motoarele Diesel aspirate natural deoarece contrapresiunea tubului de evacuarea este în mod normal mai mare decât presiunea de admisie.

Motoarele diesel moderne sunt supraalimentate ceea ce face implementarea sistemului de recirculare a gazelor mai dificilă. Un ciclu EGR de joasă presiune prezentat în figura 2.5, este realizabil datorită diferenței pozitive a presiunii de la ieșirea din turbină și cea de la intrarea în compresor (P4-P1)>0. În general, nu este posibilă abordarea sistemului de joasă presiune de recirculare a gazelor cu excepția compresoarelor destinate pentru gazele de evacuare. S-au făcut eforturi pentru a direcționa evacuarea de la ieșirea din turbină direct spre inter-cooler prin ocolirea compresorului.

Fig . Sistem de joasă presiune de recirculare a gazelor [14]

Deși sunt disponibile diferite opțiuni, ce se preferă este recircularea gazelor de evacuare dinspre turbină către compresor, adică un sistem de înaltă presiune de recirculare a gazelor, sistem prezentat în figura 2.6. Prin urmare, compresorul și inter-coolerul nu sunt expuse la sistemul de evacuare. Totuși, un astfel de sistem de înaltă presiune este posibil doar dacă presiunea din amontele turbinei este mai mare decât presiunea de “boost” (P3-P2)>0.

În cazul în care diferența de presiune nu poate fi respectată cu potrivirea inițială dintre turbocompresor și motor, trebuie făcute modificări fie prin creșterea presiunii din amontele turbinei, fie prin scăderea presiunii de “boost”.

Fig . Sistem de înaltă presiune de recirculare a gazelor [14]

Cu toate că s-ar putea lua suficiente măsuri pentru a rezolva această problemă, cea mai des aplicată metodă este folosirea turbinelor cu geometrie variabilă care pot asigura în mod eficient presiunea dorită de sistemul de recirculare a gazelor fără a afecta într-un mod semnificativ performanțele motorului supraalimentat.

Când sistemul de recirculare a gazelor este în funcțiune, admisia motorului constă în aer proaspăt și gaze de evacuare recirculate. Procentajul gazelor recirculate este determinat cu ajutorul raportului gazelor recirculate prin formula:

Evacuarea unui motor diesel conține în cantități termodinamice suficiente CO2, H2O, N2 și O2 și în cantități termodinamice nesemnificative dar dăunătoare mediului CO, THC, NOx.

În motoarele Diesel moderne, combinația dintre cantitățile anterioare cuprinde peste 99% din evacuare, în timp ce poluanții reprezintă mai puțin de 1%.

Fig . Comparația dintre EGR răcit și cald [14]

Impactul sistemul de recirculare a gazelor asupra funcționării motorului este similar cu cel al supraalimentării, ambele afectând echilibrul întregului sistem. În general, funcționarea sistemului de recirculare a gazelor afectează stabilitatea funcționării motorului prin următorii parametri:

Deschiderea supapei EGR

Presiune diferențială a ciclului EGR

Eficiența răcirii EGR-ului prin intermediul răcitorului

Eficiența arderii în cilindru

Temperaturile de admisie și evacuare

Parametrii de mai sus afectează direct cantitatea și/sau calitatea recirculării gazelor

care, totodată, afectează stările de echilibru a funcționării motorului. De exemplu, caracteristicile arderii combustibilului în cilindru afectează temperatura de evacuare, care afectează la rândul ei contrapresiunea. Contrapresiunea afectează în mod direct calitatea recirculării gazelor care de asemenea afectează procesul arderii din cilindru.

O comparație între un EGR cald și unul rece este prezentată în Fig.2.7. Răcirea EGR-ului s-a realizat cu ajutorul apei de la robinet care a ajutat la menținerea temperaturii evacuării răcitorului sub 120 ℃. În timpul testelor, s-a reușit menținerea temperaturii gazelor recirculate sub 70℃.

Răcirea EGR-ului are potențialul de a stabiliza funcționarea motorului prin menținerea unei temperaturi constante a gazelor recirculate de evacuare.

Cu toate că recircularea gazelor de evacuare excesivă determină o reducere dramatica a emisiilor de NOx, funcționarea motorului atinge zone cu variații ciclice ridicate. Asemenea instabilități sunt asociate cu întârzierea la aprindere prelungită și a arderii incomplete, care sunt cauzate de cantități ridicate de CO2 și cantități scăzute de O2 în admisia motorului. Deteriorarea eficienței arderii rezultă în fluctuații a produșilor arderii care ar putea escalada variațiile ciclice consecutive ale încărcării cilindrului în termeni de temperatură, presiune și compoziție.

Într-un sistem de recirculare al gazelor convențional, debitul de gaze recirculate este ajustat prin supapa EGR cât timp temperatura EGR-ului este redusă prin intermediul răcitorului.

În completarea EGR-ului actual, efectele recirculării gazelor de evacuare pot fi simulate într-un mod empiric cu ajutorul adaosului de gaz sau prin metode de gaz sintetice, Fig.2.10 și Fig.2.11, sunt folositoare pentru studiul fundamental al recirculării gazelor de evacuare.

Fig . Efectul oxidării EGR-ului tratat [14]

Influențele recirculării gazelor pot fi simulate eficient prin CO2 adăugat care provine dintr-un stoc extern precum sticle comprimate de CO2, Fig.2.9. Datorită sintetizării externe, amestecul din admisie este independent de condițiile de funcționare ale motorului, care reduce efectiv relația intrinsecă dintre calitatea arderii din cilindru și compoziția gazelor recirculate de evacuare.

Fig . Metoda adaosului de gaz pentru simularea funcționării sistemului de recirculare al gazelor [14]

Fig . Efectul adaosului de CO2 [14]

Funcționarea sistemului este sub un control mai ridicat chiar și cu raporturi ridicate ale sistemului echivalent, care este ideal pentru a-i fi studiate limitele în condiții de compoziții înalte de CO2 și O2 în admisie.

Metoda adaosului de CO2 simulează atât efectele termodinamice cât și cele de diluare ale recirculării gazelor. Cu cât admisia de CO2 crește, cu atât presiunea de compresie a cilindrului se reduce. Adăugând efectul diluării O2, întârzierea la aprindere crește substanțial, întârziere indicată de creșterea progresivă a presiunii de aprindere.

Fig . Efectul adăugării CO2 cu O2 constant [14]

Participațiile masice ale componentelor gazelor de evacuare ale motoarelor cu ardere internă sunt redate în figura 2.12.

Monoxidul de carbon (CO) este un gaz inodor cu toxicitate ridicată, rezultat al arderii incomplete și a disocierii bioxidului de carbon (CO2), având o rată de emisie mai ridicată în cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie. [10]

Oxizii de azot (NOX) sunt constituiți în proporție de 70-90% din monoxid de azot (NO), restul reprezentând în principal bioxid de azot (NO2).[11]

Fig . Componentele gazelor de evacuare netratate ale motoarelor cu ardere internă [9]

După cum se observă în figura 2.12, în cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare, principalele elemente poluante existente în gazele de evacuarea sunt monoxidul de carbon (CO) și oxizii de azot (NOX), urmate de hidrocarburi (HC) și particule solide (PM).

Hidrocarburile (HC) prezente în gazele de evacuare sunt generate de ardere incompletă a amestecului carburant, având o rată de emisie mai ridicată în cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie.

Particulele solide (PM) din compoziția gazelor de evacuare nu reprezintă un produs direct al arderii, ci unul secundar, formându-se de-a lungul traseului de evacuare prin adeziunea pe un nucleu de carbon elementar a diferite substanțe prezente în gazele de evacuare. Acest poluant este specific motoarelor cu aprindere prin comprimare, dar și motoarelor cu aprindere prin scânteie, cu injecție directă de combustibil.

Recircularea unei cantități de gaze de evacuarea va duce la o scădere a temperaturii din camera de ardere astfel:

Efectul de diluție – scăderea fracției masice a oxigenului (O2) și înlocuirea acestuia cu gaze triatomice inerte (în principal CO2 și H2O) care nu contribuie la ardere, având consecințe directe asupra reducerii temperaturii din camera de ardere;

Efectul chimic – disocierea bioxidului de carbon și a vaporilor de apă, având ca rezultat scăderea temperaturii flăcării și implicit al emisiei oxizilor de azot [12];

Efectul termic – se datorează căldurii specifice mai mari în cazul gazul recirculate decât căldura specifică al aerului pe care îl înlocuiesc, gazele recirculate absorbind o cantitate semnificativă de căldură rezultată în urma arderii, reducând valoarea maximă a temperaturii din camera de ardere

Efectul masic – substituirea unui anumit volum de aer cu gaze recirculate înseamnă creșterea masei de fluid admis, întrucât gazele recirculate au densitate mai mare decât cea al aerului.

Influența recirculării gazelor asupra transferului termic

Pentru a studia transferul termic, a fost nevoie să se calculeze fluxul de căldură axial pe unitatea de suprafață. Primul lucru care a trebuit investigat a fost magnitudinea schimbării transferului termic cauzat de EGR. Acest lucru a demonstrat importanța EGR-ului ca fiind un factor ce influențează trasnferul de căldură.

Fig . Distribuția locală al efectului recirculării gazelor asupra fluxului de căldură [3]

Sistemul de recirculare a gazelor a redus fluxul de căldura. Reducerea maximă a fluxului de căldură a fost de 18% în punctul 2000@2 cu cel mai mare grad de funcționare al sistemului. Scăderea fluxului de căldură a fost în medie de 4% per fiecare creștere cu 10% a gradului de funcționare al sistemului de recirculare.

În punctele de operare 2000@5 și 2000@2, transferul termic a scăzut cel mai mult în zona dintre supapele de evacuare și injector. Acelea sunt punctele în care recircularea gazelor a avut cel mai mare impact asupra transferului termic și este deasemenea locul în care fluxul transferului de căldură a fost cel mai ridicat.

Recircularea gazelor are efecte asupra performanțelor motorului care pot submina eficiența. De exemplu, debitul masic redus care a trecut prin turbină în timp ce supapa EGR a fost deschisă a dus la creșterea forței de pompare și la scăderea eficienței de frânare.

Efectele recirculării gazelor asupra performanțelor

În studiul lui Abaas K.I [13], din 2016, s-a realizat o analiză comparativă a efectelor gazelor de evacuare recirculate la diferite rate de funcționare (5,10,20 și 30%) asupra performanțelor unui motor Diesel cu injecție directă.Asupra performanțelor la funcționarea în regim de sarcină ridicată, s-a observat că la un grad de funcționare de recirculare de 5,10,20 respectiv 30% a determinat o scădere cu 1.12, 3.26, 5.42 respectiv 16.79%. Explicația dată de Abaas K.I a fost că reducerea puterii odată cu creșterea gradului de recirculare a gazelor de evacuare a fost cauzată de diluția fluidului motor proaspăt.

Fig . Efectul ratei de recirculare asupra puterii efective

În articolul publicat de Kumar B. și Saravanan S. în 2015 [14], s-au analizat efectele recirculării gazelor de evacuare asupra performanțelor și emisiilor poluante în cazul unui motor Diesel cu injecție directă, alimentat cu amestecuri de proporții variabile de pentanol și motorină.

Fig . Randamentul efectiv pentru diferite rate de recirculare a gazelor de evacuare

După cum se observă în figura 2.15, în cazul funcționării la sarcină ridicată, creșterea gradului de recirculare a gazelor de evacuare va provoca o ușoară scădere a randamentului efectiv al motorului.

În cazul sarcinilor mari, factorul care determină scăderea randamentului efectiv pe fondul creșterii gradului de recirculare a gazelor de evacuare este scăderea temperaturii maxime și a vitezei de creștere a temperaturii, respectiv a presiunii maxime și a vitezei de creștere a presiunii, pe durata arderii.

Un alt factor de influență a performanței motorului este coeficientul de umplere ηv, care reprezintă raportul dintre fracția masică de fluid motor proaspăt admis în cilindru și fracția masică maximă de fluid motor proaspăt care ar putea fi admis în volumul cilindrului.

Cercetarea experimentală a transferului termic și a caracteristicii turbulente a unui răcitor egr într-un motor diesel

Motoarele cu aprindere internă reprezintă în întreaga lume, cea mai folosită sursă de propulsie având în vedere scopul transportului. Printre diferitele tehnologii disponibil, motoarele cu aprindere prin comprimare sunt în fruntea sectorului de transporturi deoarece acestea oferă eficiență termică și performanțe ridicate. Una dintre restricțiile de folosire a motoarelor Diesel este dată de emisiile de NOX. Aceste emisii reprezintă un poluant signifiant în aceste motoare datorat temperaturii maxime al arderii și a scurtei durate de amestecare a combustibilului în camera de ardere.

Temperatura maximă de ardere poate fi redusă prin recircularea unei porțiuni a gazelor de evacuare ale motorului către admisie, deoarece prin readucerea acelei porțiuni în evacuare, capacitatea căldurii specifice al aerului care intră în cilindrul motorului crește, iar concentrația de oxigen (O2) care intră în cilindru scade, ceea ce determină reducerea formării de NOX.

Deoarece temperatura gazelor recirculate este mare, acestea nu au un impact ridicat asupra reducerii temperaturii maxime al arderii. Prin urmare, temperatura gazelor de evacuare ar trebui redusă pentru ca sistemul de recirculare a gazelor să fie de folos în reducerea acestei temperaturi. Cu alte cuvinte, răcitorul sistemului de recirculare a gazelor trebuie folosit pentru al obține acest lucru. Acest răcitor este un schimbător de căldură care răcește gazele recirculate către admisie. De obicei, lichidul folosit pentru răcire este apa. În acest studiu s-a folosit un răcitor cu semi-spirală, decizie luată în urma simulărilor numerice.

Fig . Secțiune longitudinală a unui tub cu semi-spirală [16]

Tuburile cu semi-spirală au fost folosite pentru transportul gazelor în interiorul răcitorului. Obiectivul principal al acestui studiu a fost investigarea parametrilor transferului termic și caracteristicii curgerii fluidului al semi-spiralei construite pentru al alimenta cu fluid de răcire.

Fig . Răcitor EGR cu semi-spirală [16]

Prin urmare, au fost folosite două cicluri de testare a răcitorului. Primul ciclu face referire la apa generată în urma întregului proces pe când cel de-al doilea ciclu se referă la gazele de evacuare ale motorului furnizate de evacuarea acestuia.

Fig . Standul de testare [16]

Deoarece cea mai bună funcționare a sistemului de recirculare a gazelor este la sarcină parțială, performanțele răcitorului au fost testate la sarcini de 25,50 respectiv 70% la o turație constantă de 2100 [rot/min].

Debitul de curgere al lichidului de răcire a fost menținut la o valoarea constantă de 1.4 L/min, acest lucru realizându-se cu ajutorul unui debitmetru. Temperatura lichidului de răcire a fost menținută și ea constantă la 75 ℃. Toate temperaturile de pe admisia și evacuarea sistemului de recirculare a gazelor dar și ale lichidului de răcire la intrarea și ieșirea din răcitor au fost măsurate de un termometru digital.

În acest studiu, trei tipuri de sisteme de răcire ale sistemului de recirculare al gazelor au fost analizate din punct de vedere numeric si anume:

Răcitor având pereții și tuburile fine

Răcitor având pereții și tuburile formate din semi-spirale

Răcitor având pereții și tuburile formate din spirale complete

Pentru a se putea realiza calculul numeric s-a apelat la metoda elementului finit, programul folosit fiind ANSYS.

Reducerea datelor consta în transformarea informațiile numerice sau digitate obținute în urma experimentelor realizate într-o formă simplă și corectă. În acest studiu, a fost folosita metoda NTU (Number of transfer units) folosită pentru a calcula eficiența sistemului de răcire al sistemului de recirculare a gazelor. Transferul termic al sistemului de răcire al EGR-ului poate fi considerat ca fiind media dintre suprafața lichidului de răcire și suprafața gazelor recirculate.

Qc și Qg [kW] reprezintă valorile transferului termic ale celor două suprafețe.

Pentru realizarea acestui experiment, anumite condiții limită au fost impuse. Aerul ideal a fost folosit ca fiind gazele recirculate iar apa a fost folosită ca fiind lichidul de răcire, acest lucru s-a făcut pentru o analiză simplificată.

Pentru pereții solizi, nu a fost stabilită însă nicio condiție limită. Pentru a stimula transferul termic, condiția limită impusă pentru pereți a fost folosirea unei interfețe de fluid solid pentru tuburile care intră în contact cu gazele și lichidul de răcire.

În urma acestui experiment s-au constat următoarele:

Distribuția velocității respectă întru totul legile hidrodinamicii clasice.

Scăderea de presiune în cazul sistemului de răcire cu spirală este mult mai mare față de celelalte două cazuri

În zona tubului sistemului de răcire cu pereți fini, temperatura este mai mică decât în celelalte două cazuri.

Reducerea temperaturii în cazul sistemului de răcire cu spirala este mai mare.

Modelare/simulare

Kuli

În prima fază a procesului de modelare a unui sistem de recirculare a gazelor s-a folosit programul KULI. Acest program este cunoscut pentru capacitățile acestuia de a face posibilă modelarea unor diferite tipuri de sisteme printre care și sisteme de răcire.

Cu ajutorul programului KULI s-a modelat un sistem de recirculare a gazelor cu ajutorul căruia, prin intermediul unor simulări a fost posibilă determinarea temperaturii de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare.

Circuitul modelat se poate observa în figura 3.1.

Fig . Circuit cu turbocompresor cu gaze de evacuare, EGR și motor [23]

În figura 3.1 se poate observa un exemplu de circuit de gaze de evacuare având în componență un turbocompresor cu gaze de evacuare (ETC), sistemul de recirculare al gazelor (EGR) cu răcitorul EGR dar și un motor.

Motorul are două intrări către circuitul EG, o intrare fiind pentru aerul necesar arderii iar cea de-a doua intrare fiind pentru combustibil.

Circuitul modelat este alcătuit din următoarele componente:

Tabel . Componentele sistemului modelat in softul KULI

Pentru obținerea unor rezultate a fost necesară rularea unei simulări ai cărei parametri inițiali se pot observa în figura 3.2

Fig . Parametrii inițiali ai simulării

După cum se poate observa, parametrii cu o valoare constantă în timpul simulării au fost considerați ca fiind următorii:

Umiditatea aerului a fost luată ca fiind 50%

Presiunea de referință pentru umiditate: 1013 [hPa]

Temperatura de referință pentru umiditate: 20C.

În urma simulării s-a dorit aflarea temperaturii de la ieșirea din răcitorul EGR. Valorile obținute în urma simulării sunt prezentate în figura 3.3

Fig . Temperaturile de intrare și ieșire a gazelor din răcitorul EGR

După cum se poate observa, temperaturile gazelor de evacuare la intrarea în răcitorul EGR au o variație între 567.707C și 567.7305C pe când temperaturile gazelor de evacuare de la ieșirea din răcitorul EGR sunt cuprinse între 124.7175C și 132.5164C.

În continuare, s-a urmărit influența acestor temperaturi asupra performanțelor unui motor cu ardere internă.

Avl Boost

AVL BOOST este un soft avansat de simulare care analizează cu exactitate procesele termodinamice ale motoarelor cu ardere internă. Duratele extrem de scurte de simulare sunt o caracteristică importantă a acestui program. AVL BOOST are ca principal avantaj posibilitatea obținerii unei soluții optime în ceea ce privește reducerea emisiilor poluante și a consumului de combustibil dar și creșterea momentului și a puterii.

Fig . Interfață AVL BOOST

Investigarea numerică a unei mari varietăți de modele de motoare, fie în 2 sau 4 timp, indiferent de destinația acestora (motociclete, autovehicule, nave maritime) dar și posibilitatea proiectării sunt oferite de AVL BOOST.[19]

Modelarea unui motor Diesel

Din biblioteca oferită de AVL BOOST , pentru realizarea simulărilor, s-a folosit motorul 1.4 TCI a cărui modelare poate fi observată în figura 3.5. Simulările s-au realizat în funcție de turația motorului și de temperatura la ieșirea din răcitorul EGR , urmărindu-se influența acestora asupra performanțelor motorului.

Figura de mai jos reprezintă modelul creat în AVL Boost al motorului 1.4 TCI cu injecție directă , cu toate elementele funcționale ale acestuia. Cu ajutorul aceste elemente se pot modela diferite motoare cu ardere internă , complexitatea acestora variind în funcție de tipul de injecție , modelul de ardere, numărul de cilindrii dar și în funcție de alte elemente.

Simulările au constat în modificarea temperaturii de la ieșirea din răcitorul EGR (CO1) și observarea influenței acesteia asupra performanțelor motorului modelat.

Fig . Modelarea unui motor diesel controlat prin EGR

În urma simulării realizare in softul KULI , temperatura rezultată la ieșirea din răcitor a fost de 130C. Simularea inițială a avut la bază acea temperatură, urmând ca mai apoi să fie realizate simulări la temperaturi de 70C, 100C, 200C și 300C.

Datele obținute cu ajutorul softului AVL BOOST au fost introduse într-un tabel urmând ca mai apoi să se realizeze un grafic pe baza tabelului. Performanțele a căror modificări s-au urmărit au fost : puterea efectivă , momentul efectiv , consumul specific efectiv și randamentul efectiv al motorului. Acest lucru a fost realizabil cu ajutorul softului AVL BOOST.

În tabelul 3.1 sunt prezentate elementele principale ale modelului.

Tabel . Elementele utilizate pentru realizarea modelului de simulare

Datele inițiale pentru realizarea modelului de simulare

Datele generale pentru modelul și condițiile de simulare trebuie introduse înaintea introducerii parametrilor pentru fiecare element în parte.

Date generale(globale):

Fig . Fereastra Simulation Control

Definirea elementelor motorului:

Fig . Caracteristici constructive ale motorului

Sistemul de admisie al motorului 1.4 TCI

SB1 : Limită de sistem

CL1 : Filtru de aer

Fig . Parametrii geometrici ai filtrului de aer

CO1 : Răcitorul EGR

Fig . Parametrii geometrici ai răcitorului EGR

CO2 : Intercooler

Fig . Parametrii geometrici ai intercoolerului

PL1: Colectorul de admisie

Fig . Volumul si parametrii fluidului din colectorul de admisie

C1: Cilindrul

Fig . Parametrii principali ai cilindrului și ordinea de aprindere a acestora

Sistemul de recirculare a gazelor a fost setat să funcționeze constant la 20%.

Validarea controlului asupra EGR-ului

Modelul motorului 1.4 TCI preluat din biblioteca oferită de către cei de la AVL BOOST a avut nevoie de o validare din care sa rezulte rezultatele controlului asupra sistemului de recirculare a gazelor în funcție de turațiile motorului.

Aceste validări au avut ca scop echilibrarea modelului realizat astfel încât valorile coeficientului de debit și ale debitului de masă să fie cat mai apropiate de valorile obținute în urma măsurătorilor efectuate într-un laborator de specialitate.

Fig . Coeficientul de debit în funcție de turatia motorului

Fig . Debitul de masă în funcție de turația motorului

Fig . Fereastra ”Case Explorer”

Pentru a modifica parametrii în funcție de care se vor face simulările , AVL BOOST ne oferă această posiblitate prin intermediul ferestrei ”Case Explorer”. Astfel, s-a realizat un singur set cu valori în funcție de care au fost realizate simulările. Acest set de valori a fost alcătuit dintr-un singur parametru , și anume turația care a variat de la 1000 rotații/minut până la 4000 rotații/minut având o creștere constantă din 500 în 500 de rotații.

Rezultatele obținute în urma simulărilor

În urma simulărilor realizate cu ajutorul softului KULI , s-a obținut o temperatură la ieșirea din răcitorul EGR de 130C. Această temperatură a fost introdusă în AVL BOOST și a fost urmărită influența acestei temperaturi asupra performanțelor motorului 1.4 TCI. Sistemul de recirculare a gazelor a fost setat să funcționeze constant la 20%.

În cele ce urmează , vor fi prezentate performanțele motorului obținute în urma simulărilor realizate cu ajutorul softului AVL BOOST în funcție de temperaturile de la ieșirea din răcitorul EGR.

Tabelul 4.1 prezintă performanțele motorului în funcție de turația acestuia , la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 130C.

Tabel . Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație

După cum se observă în tabelul de mai sus , la temperatura de 130C, maximul de putere se întâlnește la 4000 rot/min și are o valoare efectivă de 37.38 [kW]. Când motorul funcționează la 2500 rot/min acesta atinge momentul efectiv maxim de 105.91 [Nm] și un consum specific efectiv minim de 270,4822 [g/kWh]. Randamentul maxim al motorul la temperature de 130C se înregistrează la 3000 rot/min având valoarea de 0,3929 [-].

În figura 4.1 și 4.2 sunt prezentate variațiile performanțelor în funcție de turația motorul sub forma unor grafice având la bază puterea efectivă, momentul efectiv , consumul specific efectiv si randamentul efectiv al motorului în funcție de turatia acestuia și de temperatura gazelor la ieșirea din răcitorul EGR.

Fig . Variația puterii efective și al momentului efectiv în funcție de turatia motorului

În graficul de mai sus este prezentată variația puterii efective și al momentului efectiv în funcție de turatia motorului la temperatura de 130C.După cum se poate observa, puterea efectivă crește progresiv cu turația în timp ce momentul efectiv crește până la 2500 rot/min după care suferă o scădere cu 16% față de valoarea maximă de 105.91 [Nm] , aceasta ajungând la o valoare de 89.25 [Nm].

Fig . Variația randamentului efectiv și al consumului specific efectiv în funcție de turatia motorului

În figura 4.2 este prezentată variația randamentului efectiv și al consumului specific efectiv în funcție de turația motorului la temperatura de 130C.Din grafic se poate observa o creștere a randamentului efectiv al motorului până la valoarea maximă de 0.3929 atinsă în pragul de 3000 rot/min după care acesta suferind o scădere de 4.4% până la valoarea de 0.3756.

În cazul consumului specific efectiv, se urmărește un consum minim, acesta întâlnindu-se la o funcționare a motorului la 2500 rot/min și având valoarea de 270,4822[g/kWh] după care acesta crescând cu 16% în jurul a 4000 rot/min.

În cele ce urmează vor fi prezentate performanțele motorului la diferite temperaturi a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR. Temperaturile la care s-au realizat simulări sunt : 70C,100C,130C,200C,300C, valoarea de 130C a fost obținută în urma simulării realizate în programul KULI după care s-a intervenit asupra acesteia.

influența asupra performanțelor motorului a temperaturii de 300C a gazelor la ieșirea din răcitorul egr

Tabel . Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 300C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR

În tabelul 4.2 sunt prezentate performanțele motorului la o temperatură cu 170C mai mare față de temperatura obținută în urma simulării realizate cu ajutorul softului KULI. După cum se poate observa, puterea efectivă și momentul efectiv al motorului suferă o scadere de maxim 0.6% la 1500 rot/min.

Fig . Variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 300C

În graficul de mai sus se poate observa o creștere progresivă a puterii efective în funcție de turatia motorului , aceasta atingând valoarea minimă de 8.52[kW] la 1000 rot/min și valoarea maximă de 37.37[kW] la 4000 rot/min. , cea mai mare scădere a puterii efective și a momentului efectiv raportată la temperatura rezultată în urma simulărilor din KULI este de 0.6%.

În ceea ce privește influența temperaturii la ieșirea din răcitorul EGR de 300C asupra randamentului efectiv și al consumului specific efectiv, randamentul efectiv are o scădere de 0.5% pe când consumul specific efectiv are o creștere de 0.11% față de valorile obținute în cadrul simulării inițiale, la temperatura gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 130C.

Figura 4.4 arată variația randamentului efectiv și al consumului specific efectiv în funcție de turația motorului 1.4 TCI la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 300C.

Randamentul efectiv are o creștere liniară până la o funcționare a motorului în jurul a 3000 rot/min după care acesta suferă o scădere. Valoarea maximă a randamentului efectiv este de 0.3928 și se întâlnește la 3000 rot/min după care acesta scade la valoarea de 0.3755 la 4000 rot/min. Consumul specific efectiv are o scădere până la valoarea minimă de 270,7603 [g/kWh] a acestuia aflată la 2500 rot/min după care urmând o creștere până la valoarea de 321,0716[g/kWh].

Fig . Variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 300C

influența asupra performanțelor motorului a temperaturii de 200C a gazelor la ieșirea din răcitorul egr

Tabel . Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 200C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR

În tabelul 4.3 sunt prezentate performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 200C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR. Aceste valori vor fi comparate cu rezultatele obținute în urma simulării inițiale realizate la temperatura gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 130C.

După cum se poate observa, cea mai mare scădere a puterii efective și al momentului efectiv se înregistrează la 1500 rot/min aceasta fiind de 0.27%. Tot la 1500 rot/min se înregistrează și o scădere al randamentului efectiv al motorului de 0.21%, acesta suferind o scădere de la 0.336 la 0.3353. Consumul specific efectiv prezintă o creștere de 0.21% de la valoarea de 302.8202[g/kWh]. la 303.6416[g/kWh]. această creștere fiind tot în jurul a 1500 rot/min.

Fig . Variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 200C

Conform graficului de mai sus , puterea efectivă are o creștere liniară în funcționarea motorului de la 1000 rot/min până la 4000 rot/min , aceasta atingând valori de 8.51[kW] la 1000 rot/min până la 37.38[kW] la 4000 rot/min. Față de rezultatele obținute în urma simulării inițiale realizate la temperatura gazelor de la ieșirea din răcitorul EGR de 130C, creșterea cu 70C a acestei temperaturi , determină o scădere cu 0.27% a puterii efective.

În ceea ce privește momentul efectiv al motorului, acesta are o creștere de 23% până la 2500 rot/min, după care acesta scade cu 15%. La 1000 rot/min , momentul efectiv al motorului este de 81.31[Nm] acesta crescând pana la 105.86[Nm] la 2500 rot/min , dupa care scăzând până la 89.23[Nm] , valoare înregistrată la 4000 rot/min. Față de simularea inițiala , momentul efectiv are o scădere de 0.27% de la valoarea maximă de 105.91[Nm] până la 105,86[Nm].

Fig . Variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 200C

În graficul de mai sus se poate observa variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turație la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 200C.

Randamentul efectiv are o creștere de 28% până la o funcționare a motorului la 3000 rot/min după care acesta scade până la 4000 rot/min cu 0.4% de la valoarea de 0.3929 până la 0.3756, valoare întâlnită la 4000 rot/min.

Consumul specific efectiv are o scădere de 24% până la 2500 rot/min după care acesta crește din nou cu 16% până la 4000 rot/min. Valoarea urmărită a consumului specific efectiv este valoarea minimă a acestuia. Aceasta se întâlnește la 2500 rot/min și are valoarea de 270,6088[g/kWh].

influența asupra performanțelor motorului a temperaturii de 100C a gazelor la ieșirea din răcitorul egr

Tabel . Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 100C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR

În tabelul 4.4 sunt prezentate performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatura de 100C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR. Aceste performanțe sunt comparate cu cele obținute în urma simulării inițiale realizate la temperatura de 130C și la o funcționare constantă a EGR-ului la un grad de recirculare de 20%.

Odată cu scăderea temperaturii de la ieșirea din răcitorul EGR se poate observa o creștere a performanțelor motorului. Temperatura a fost modificată de la valoarea inițiala de 130C la 100C și se poate observa o creștere a performanțelor motorului cu aproximativ 0.5%.

Puterea efectivă și momentul efectiv al motorului au cea mai mare creștere în jurul a 1500 rot/min, acestea crescând de la 14.86[kW] la 14.94[kW] respectiv 94.6[Nm] la 95.12[Nm].

Se poate observa și o creștere a randamentului efectiv al motorului dar și o scădere a consumului specific efectiv ceea ce determină performanțe mai ridicate ale motorului odată cu scăderea temperaturii gazelor la ieșirea din răcitorul EGR.

În figura 4.7 este prezentată variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor de ieșirea din răcitorul EGR de 100C.

Fig . Variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 100C

Puterea efectivă are o creștere liniară în funcție de turația motorului de la valoarea de 8.51[kW] întâlnită la 1000 rot/min până la 37.39[kW] la 4000 rot/min. Momentul efectiv are o creștere de 23% de la 1000 rot/min având valoarea de 81.29[Nm] la 106.01[Nm] întâlnită la 2500 rot/min , urmând ca mai apoi să scadă cu 16% până la 89.25[Nm].Conform figurii 4.6 și tabelului 4.4 , datorită scăderii cu 30C față de temperatura la care s-a realizat simularea inițiala , performanțele motorului au crescut cu aproximativ 0.5%.

Fig . Variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 100C

Randamentul efectiv are creștere de 28% de la valoarea de 0.2837[-] întălnită la 1000 rot/min până la 0.3931[-] , valoare înregistrată la 2500 rot/min. De la o funcționare a motorului la 2500 rot/min , randamentul efectiv al acestuia scade cu 5.4% până la valoarea de 0.3756[-] la o funcționare a motorului la 4000 rot/min.

Consumul specific efectiv are o scădere de 23.3% de la 1000 rot/min până la 2500 rot/min de la valoarea de 352.3979[g/kWh] până la 270,2321[g/kWh] urmând ca apoi să sufere o creștere de 16% până la 4000 rot/min , având valoarea de 320.9702[g/kWh]. Valoarea minimă a consumului specific efectiv înregistrată la temperatura gazelor de 100C la ieșirea din răcitorul EGR este de 270,2321[g/kWh].

influența asupra performanțelor motorului a temperaturii de 70C a gazelor la ieșirea din răcitorul egr

Tabel . Performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură de 70C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR

În tabelul 4.5 sunt prezentate performanțele motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatura de 70C a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR. Aceste performanțe sunt comparate cu cele obținute în urma simulării inițiale realizate la temperatura de 130C și la o funcționare constantă al EGR-ului la un grad de recirculare de 20%.

În ceea ce privește influența acestei temperaturi asupra performanțelor motorului , puterea efectivă și momentul efectiv au o creștere de 1.8% față de temperatura inițială la care s-a realizat simularea în timp ce randamentul efectiv și consumul specific efectiv au o creștere de 1.2%.

Fig . Variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 70C

În figura 4.9 este prezentată variația puterii efective și a momentului efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 70C. În cazul puterii efective a motorului se observă o creștere liniară în funcție de turația motorului. Puterea efectivă minimă se înregistrează la o funcționare a motorului la 1000 rot/min, având valoarea de 8.51[kW] urmând să crească pana la 37.39[kW] la 4000 rot/min.

Momentul efectiv are o creștere de 23% începând de la 1000 rot/min , având valoarea de 81,27[Nm] până la valoarea de 106.13[Nm] întâlnită la 2500 rot/min. De la o funcționare a motorului la 2500 rot/min se înregistrează o scădere a momentului efectiv cu 16% , valoare întâlnită în pragul a 4000 rot/min. Față de valorile puterii efective și a momentului efectiv înregistrate la temperature inițială de 130C la care s-au realizat simulările , acestea au o creștere de 1.8%.

În figura 4.10 este prezentată variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 70C.

Fig . Variația randamentului efectiv și a consumului specific efectiv în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor la ieșirea din răcitorul EGR de 70C

Din graficul din figura 4.10 se observă cum randamentul are o creștere de 28% de la o funcționare a motorului la 1000 rot/min până la 2500 rot/min , după care acesta scăzând cu 4.5% până la 4000 rot/min. Randamentul are valoarea de 0.2836[-] la o funcționare de 1000 rot/min urmând să crească până la valoarea maximă de 0.3934[-] la 2500 rot/min , scăzând pana la 0.3757 la 4000 rot/min.

Consumul specific efectiv are o scădere de 23% de la valoarea maximă a acestuia întâlnita la 1000 rot/min , valoare egală cu 352.5003[g/kWh] , până la valoarea minimă de 269.9391 [g/kWh] la 2500 rot/min. De la valoarea minimă înregistrată la 2500 rot/min , se observă o creștere cu 16% până la valoarea de 320.9262 [g/kWh] la o funcționare a motorului la 4000 rot/min.

În ceea ce privește influența temperaturii gazelor de la ieșirea din răcitorul EGR asupra randamentului efectiv și al consumului specific efectiv, temperatura de 70C a determinat o creștere cu 1.2% față de performanțele obținute în urma simulării inițiale realizate la temperatura de 130C.

Influența asupra emisiilor poluante a temperaturii de 70C a gazelor de la ieșirea din răcitorul egr

Tabel . Emisiile poluante ale motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 70C

După cum se observă în tabelul 4.6 , emisiile de NOx scad odată cu creșterea turației motorului , valoarea maximă inregistrându-se la 1000 rot/min. Emisiile de funingine au o creștere odată cu turația motorului până în jurul a 2000 rot/min după care acestea urmând sa scadă.

Fig . Variația emisiilor poluante în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 70C

Valoarea de 3.291615 [g/kWh] a emisiilor de funingine înregistrată la 1000 rot/min are o creștere cu 31% până la valoarea de 4.763663[g/kWh] înregistrată la 2000 rot/min urmând ca aceasta sa scadă până la valoarea minimă de 2.39487 [g/kWh] cu 50%.

Influența asupra emisiilor poluante a temperaturii de 130C a gazelor de la ieșirea din răcitorul egr

Tabel . Emisiile poluante ale motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 130C

După cum se observă în tabelul 4.7 , emisiile de NOx scad odată cu creșterea turației motorului , valoarea maximă inregistrându-se la 1000 rot/min. Emisiile de funingine au o creștere odată cu turația motorului până în jurul a 2000 rot/min după care acestea urmând sa scadă.

Fig . Variația emisiilor poluante în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 130C

Valoarea de 3.291332 [g/kWh] a emisiilor de funingine înregistrată la 1000 rot/min are o creștere cu 31% până la valoarea de 4.763718 [g/kWh] înregistrată la 2000 rot/min urmând ca aceasta sa scadă până la valoarea minimă de 2.395351 [g/kWh] cu 50%.

Față de rezultatele obținute la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 70C se poate observa o creștere a emisiilor de NOx și de funingine de aproximativ 0.2%.

Influența asupra emisiilor poluante a temperaturii de 300C a gazelor de la ieșirea din răcitorul egr

Tabel . Emisiile poluante ale motorului 1.4 TCI în funcție de turație la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 300C

După cum se observă în tabelul 4.8 , emisiile de NOx scad odată cu creșterea turației motorului , valoarea maximă inregistrându-se la 1000 rot/min. Emisiile de funingine au o creștere odată cu turația motorului până în jurul a 2000 rot/min după care acestea urmând sa scadă.

Valoarea de 3.2913 [g/kWh] a emisiilor de funingine înregistrată la 1000 rot/min are o creștere cu 29%% până la valoarea de 4.7636 [g/kWh] înregistrată la 2000 rot/min urmând ca aceasta sa scadă până la valoarea minimă de 2.395358 [g/kWh] cu 52%.

Față de rezultatele obținute la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 70C se poate observa o creștere a emisiilor de NOx și de funingine de aproximativ 0.5%.

În urma celor 3 simulări la temperature diferite s-a constat faptul că emisiile de NOx variază până la 2000 rot/min după care acestea sunt egale dar emisiile de funingine variază de la o simulare la alta.

Fig . Variația emisiilor poluante în funcție de turația motorului la o temperatură a gazelor de recirculare la ieșirea din răcitorul EGR de 300C

Concluzii finale și contribuții personale

Concluzii

Oamenii de știință din întreaga lume continuă să colaboreze cu constructorii de automobile , realizând cercertări științifice cu scopul cercetării transferului termic realizat prin intermediul mai multor componente dintr-un motor cu ardere internă având ca scop final obținerea unor performanțe cât mai ridicate ale autovehiculelor.

Această lucrare s-a bazat pe studiul transferului termic realizat prin intermediul răcitorului din cadrul sistemului de recirculare a gazelor al unui motor cu aprindere prin comprimare, urmărindu-se influența temperaturii gazelor de la ieșirea din răcitor asupra performanțelor motorului. Perfomanțele urmărite în cadrul acestei lucrări au fost:

Puterea efectivă

Momentul efectiv

Consumul specific efectiv

Randamentul

Simulările au fost realizate cu ajutorul softurilor KULI și AVL BOOST pe un motor cu aprindere prin comprimare 1.4 TCI având injecție directă și fiind controlat cu ajutorul sistemului de recirculare a gazelor care a funcționat la un grad de recirculare de 20%. În urma rezultatelor obținute și a diagramelor realizate, se pot enunța următoarele concluzii:

Puterea efectivă crește liniar odată cu turația motorului în timp ce momentul efectiv, consumul specific efectiv și randamentul efectiv al motorului au o creștere până la o anumită turație la care ating valorile maxime, urmând ca mai apoi acestea să scadă.

Odată cu creșterea temperaturii gazelor de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor, perfomanțele motorului scad.

Odată cu introducerea unui circuit suplimentar de răcire, gazele de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare pot avea temperaturi relativ ridicate și cât mai apropiate de temperaturile de la intrarea în răcitor.

Odată cu scăderea temperaturii gazelor de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor, performanțele motorului cresc cu pana la 2% în cazul motorului studiat în această lucrare.

Emisiile de NOx și funingine cresc odată cu creșterea temperaturii gazelor la ieșirea din răcitorul EGR și scad odată cu scăderea acesteia.

Contribuții personale

Principalele contribuții personale prezente în lucrarea de față sunt:

Realizarea unei sinteze asupra literaturii de specialitate și a cercetărilor referitoare la influența transferului termic asupra performanțelor motoarelor cu ardere internă

Folosirea softului KULI pentru a modela un sistem de recirculare a gazelor în vederea obținerii temperaturii gazelor de la ieșirea din răcitorul sistemului de recirculare a gazelor

Implementarea temperaturii obținute cu ajutorul softului KULI, în AVL BOOST în cadrul unui model de simulare preluat din biblioteca programului în vederea determinării ulterioare a performanțelor inițiale ale motorului având ca temperatură inițială a gazelor la ieșirea din răcitor cea obținută cu ajutorul KULI.

Modificarea temperaturii de la ieșirea din răcitor în vederea observării influenței acesteia asupra performanțelor motorului

Preluarea datelor în diferite tabele și realizarea unor grafice care să aibă în vedere influența temperaturii la ieșirea din răcitorul EGR în funcție de turația motorului și un grad de recirculare constant de 20%.

Centralizarea și interpretarea datelor.

Bibliografie

[1] A. Broatch, P. Olmeda, X. Margot, J. Escalona, New approach to study the heat transfer in internal combustion engines by 3D modellin.

[2] Abaas, K.I, Effect of Exhaust Gas Reecirculation (EGR) on the Performance Characteristics of a Direct Injection Multi Cylinders Diesel Engine, Tikrit Journal of Engineering Sciences, Vol.23 Nr.1, 2016.

[3] A. J Torregrosa, A. Broatch, P. Olmeda, J. Salvador-Iborra, A. Warey, Experimental study of the influence of exhaust gas recirculation on heat transfer in the firedeck of a direct injection diesel engine

[4] Blanco-Rodriguez, I.D., Modelling and Observation of Exhaust Gas Concentrations for Diesel Engine Control, Editua Springer International Publishing, 2014.

[5] Colin R. Ferguson, Allan T. Kirkpatrick, Internal combustion engines – Applied Thermosciences

[6] Exhaust Gas recirculation (EGR) complete guide

https://x-engineer.org/automotive-engineering/internal-combustion-engines/ice-components-systems/exhaust-gas-recirculation-egr-complete-guide-components/

[7] Filip N., Controlul și Reducerea Poluării, Universitatea Tehnica din Cluj-Napoca

[8] Horrocks, R., Control of NOx Emissions from Diesel Engines using Exhaust Gas Recirculation, Teză de doctorat, Brunel University School of Engineering and Design, 2001.

[9] John B. Heywood, Internal combustion engine fundamentals

[10] Kumar, B.R, Saravanan, S., Effect of exhaust gas recirculation (EGR) on performance and emissions of a constant speed DI diesel engine fueled with pentanol/diesel blends, 2015.

[11] Klaus Mollenhauer, Helmut Tschoeke, Hanbook of Diesel Engines

[12] L.V. Plotnikov, B.P. Zhilkin, Yu.M. Brodov, The influence of Piston Internal Combustion Engines Intake and Exhaust Systems Configuration on Local Heat Transfer, 2017.

[13] Mariașiu, F. and C. Iclodean, Aplicații numerice în simularea proceselor motoarelor cu ardere internă. 2016.

[14] Ming Zheng, Graham T. Reader, J. Gary Hawley, Diesel engine exhaust gas recirculation – a review on advanced and novel concepts

[15] Pablo Olmeda, Antonio Garcia, Javier Monsalve-Serrano, Rafael Lago Sari, Experimental investigation on RCCI heat transfer in a ligh-duty diesel engine with different fuels: Comparison versus conventional diesel combustion

[16] S.S. Hoselni, G. Najafi, B. Ghodablan, Experimental and numerical investigation of heat transfer and turbulent characteristics of a novel EGR cooler in diesel engine

[17] S. S Hoselni, G. Najafi, B. Ghodablan, R. Mamat, T. Yusaf, Experimental and Numerica Analysis of Flow and Heat Transfer Characteristics of EGR Cooler in Diesel Engine

[18] Tschöke, H. ș.a., Handbook of Diesel Engines, Editura Springer, Berlin, 2010.

[19] Willard W. Pulkrabek, Engineering Fundamentals of the Internal Combustion Engine

[20] AVL Advanced Simulation Technologies

[21] AVL Boost Theory, 2016

[22] AVL Boost R2016a – Multi-Zone Combustion Model for Compression Ignition Engines

[23] Engineering Center Steyr, Kuli Base