Mahalec, Lulić, Kozarac - Motori s unutarnjim izgaranjem - skripta - 2010

Ivan MAHALEC, Zoran LULIĆ, Darko KOZARAC

FSB Zagreb

MOTORI S UNUTARNJIM IZGARANJEM

2010.

00a_MSUI_Predgovor5.doc

(2009-09-09)

i

PREDGOVOR

Udžbenik Motori s unutarnjim izgaranjem sadrži gradivo koje se u okviru predmeta pod istim naslovom predaje u višim semestrima na Fakultetu strojarstva i brodogradnje Sveučilišta u Zagrebu. Poglavlje 15. Modeliranje procesa u motorima namijenjeno je studentima usmjerenja Motori i vozila, koji gradivo moraju upoznati temeljitije i dublje. Pristup teorijskom dijelu koji se bavi analizom procesa u cilindru napravljen je na način koji je zastupljen u njemačkoj literaturi. On se donekle razlikuje od onoga u engleskoj i američkoj, ponajprije po boljoj preciznosti i jasnoći u definiranju stupnjeva korisnog djelovanja i oznaka. Kod uvijek teškog i nezahvalnog pitanja, davanja oznaka fizikalnim veličinama, postojala je nedoumica treba li odmah prijeći npr. na njemačke ili engleske oznake s kojima će se ionako susresti svatko tko bude posegnuo za detaljnijom literaturom navedenom u knjizi ili bude koristio računalne programe koji studentima stoje na raspolaganju na Katedri za motore i vozila. Iako bi to donijelo nesumnjive prednosti, odbačeno je jer bi se nametnulo uvođenje takvih oznaka u predmetima koji prethode ovome, a to bi ujedno značilo i negaciju našega materinjeg jezika. Namjera autora je bila omogućiti čitatelju stjecanje osnovnih znanja o radu klipnih motora s unutarnjim izgaranjem i analizi njihovih radnih parametara s gledišta korisnika. O jedinicama. Svi su izrazi izvedeni i napisani pomoću osnovnih jedinica SI-sustava, osim ako je naznačeno drugačije. Npr. kod izraza za efektivni stupanj djelovanja motora upotrijebljene su one jedinice koje su uobičajene u tehnici motora:

ηe =

3600 , ge ⋅ H d

pritom je naznačeno da se u izrazu primjenjuju jedinice: donja ogrjevna vrijednost goriva {Hd} = MJ/kg, specifična efektivna potrošnja goriva {ge} = g/kWh. Međutim, kod izraza za efektivnu snagu: Pe = z ⋅ VH ⋅ pe ⋅

2n T

nema nikakvih naznaka pa se podrazumijeva da se u izrazu primjenjuju osnovne jedinice SIsustava: snaga {Pe} = W, volumen {VH} = m3, srednji efektivni tlak {pe} = Pa, brzina vrtnje {n} = s-1 te bezdimenzijske veličine: broj cilindara {z} = 1 i broj taktova motora {T} = 1. Ovdje se odustalo od primjene uobičajenih jedinica (kW, dm3, bar ili MPa, min-1) jer bi se izgubilo na preglednosti i jasnoći izraza. S druge je pak strane npr. dijagram te iste efektivne snage nacrtan u koordinatnom sustavu koji ima jedinice uobičajene u tehnici: {Pe} = kW, {n} = min-1. U odnosu na prethodno izdanje, ovo sadrži male dopune i ispravke uočenih pogrešaka. U Zagrebu, 2009.09. Autori

MSUI – Skripta - Sadržaj Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

ii 00b_MSUI_Skripta_Sadrzaj_2.doc

(2008-10-20)

MOTORI S UNUTARNJIM IZGARANJEM SADRŽAJ Predgovor .......................................................................................................... i Popis oznaka i kratica ...................................................................................... iv

1. 2. 3. 4.

Podjela toplinskih strojeva ............................................................ I-1 Kratka povijest motora i automobila ............................................ II-1 Četverotaktni i dvotaktni motori .................................................. III-1 Kinematika i sile u klipnom mehanizmu ...................................... IV-1 4.1. 4.2. 4.3. 4.4. 4.5. 4.6.

5.

Procesi u motorima ...................................................................... V-1 5.1. 5.2. 5.3. 5.4. 5.5. 5.6. 5.7.

6. 7.

Idealni procesi .................................................................................... V-1 Realni procesi u četverotaktnom motoru ............................................ V-7 Stupanj punjenja ................................................................................. V-8 Ukupna korisnost motora .................................................................. V-13 Srednji tlak i rad procesa .................................................................. V-18 Srednji tlak procesa i energija dovedena gorivom ............................ V-19 Snaga motora ................................................................................... V-22

Značajke motora ......................................................................... VI-1 Izmjena radne tvari kod četverotaktnog motora ........................ VII-1 7.1. 7.2. 7.3. 7.4. 7.5. 7.6. 7.7.

8.

Kinematika klipnog mehanizma ......................................................... IV-1 Sile u klipnom mehanizmu, moment i snaga motora ......................... IV-9 Tangencijalni tlak, srednji moment, srednja tangencijalna sila ........ IV-16 Uravnoteživanje sila inercije ............................................................ IV-17 Redoslijed i razmaci paljenja ........................................................... IV-19 Broj i raspored cilindara, smjer vrtnje .............................................. IV-21

Rad izmjene radne tvari ................................................................... VII-2 Indikatorski dijagram kod raznih opterećenja ................................... VII-3 Razvodni dijagram četverotaktnog motora ....................................... VII-5 Razvodni presjek .............................................................................. VII-7 Temperatura i tlak u cilindru ............................................................. VII-8 Konstrukcije razvodnog mehanizma ................................................. VII-9 Kinematika gibanja ventila .............................................................. VII-14

Dvotaktni motori i izmjena radne tvari ...................................... VIII-1 8.1. 8.2. 8.3. 8.4. 8.5. 8.6. 8.7. 8.8.

Kompresijski omjer i termički stupanj djelovanja ............................. VIII-2 Posebnosti dvotaktnih motora ......................................................... VIII-2 Uzdužno ispiranje ............................................................................ VIII-4 Poprečno ispiranje ........................................................................... VIII-5 Obrnuto ispiranje ............................................................................. VIII-6 Dvotaktni Ottovi motori .................................................................... VIII-6 Podmazivanje ležaja osovinice klipa ............................................. VIII-10 Primjeri dvotaktnih motora ............................................................. VIII-11

9. Kompresija ................................................................................. IX-1 10. Motorna goriva ............................................................................ X-1 10.1. 10.2. 10.3. 10.4.

Goriva za Ottove motore .................................................................... X-1 Goriva za Dieselove motore ............................................................... X-4 Biodizel ............................................................................................... X-7 Ogrjevna vrijednost gorive smjese ................................................... X-10

11. Izgaranje u Ottovom motoru ....................................................... XI-1

MSUI – Skripta - Sadržaj Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

11.1. 11.2. 11.3. 11.4. 11.5. 11.6. 11.7. 11.8. 11.9.

iii 00b_MSUI_Skripta_Sadrzaj_2.doc

(2008-10-20)

Osnovni pojmovi ................................................................................ XI-1 Omjer goriva i zraka .......................................................................... XI-2 Motori s vanjskom pripremom gorive smjese .................................... XI-3 Motori s unutarnjom pripremom gorive smjese .................................. XI-3 Upaljivanje ......................................................................................... XI-5 Izgaranje ............................................................................................ XI-5 Detonacija ....................................................................................... XI-15 Oblik prostora izgaranja ................................................................... XI-17 Problemi i granice izgaranja ............................................................ XI-24

12. Priprema gorive smjese i paljenje kod Ottovog motora ............. XII-1 12.1. 12.2. 12.3. 12.4.

Rasplinjači ........................................................................................ XII-1 Uređaji za ubrizgavanje benzina ...................................................... XII-6 Elektroničko upravljanje radom motora ............................................ XII-9 Uređaji za paljenje .......................................................................... XII-14

13. Izgaranje u Dieselovom motoru ................................................ XIII-1 13.1. Osnovni pojmovi .............................................................................. XIII-1 13.2. Izgaranje .......................................................................................... XIII-4 13.3. Recirkulacija ispušnih plinova ........................................................ XIII-10 13.4. Detonacija ..................................................................................... XIII-10 13.5. Oblik prostora izgaranja ................................................................. XIII-11 13.6. Usporedba motora s komorom i motora s izravnim ubrizgavanjem XIII-13 13.7. Višegorivni motori .......................................................................... XIII-15 13.8. Strujanje zraka u usisnom kanalu .................................................. XIII-16 13.9. Strujanje punjenja u cilindru .......................................................... XIII-18 13.10. Primjeri Dieselovih motora ............................................................. XIII-20

14. Ubrizgavanje goriva kod Dieselovog motora ............................ XIV-1 14.1. 14.2. 14.3. 14.4. 14.5.

Uvod ................................................................................................ XIV-1 Pumpa – visokotlačni cjevovod - brizgaljka ..................................... XIV-3 Pumpabrizgaljka............................................................................. XIV-13 Uređaj Common Rail ..................................................................... XIV-16 Uređaji za hladni start Dieselovog motora ..................................... XIV-20

15. Modeliranje procesa u motorima ................................................XV-1 15.1. 15.2. 15.3. 15.4.

Proračun toka tlaka i temperature u cilindru motora prema Vibe-u.... XV-1 Proračun procesa u motoru pomoću programa Boost...................... XV-10 Usporedba proračuna Boost - Vibe ................................................. XV-30 Oznake fizikalnih veličina indeksi i kratice ....................................... XV-34

16. Nabijanje motora .......................................................................XVI-1 16.1. Svrha nabijanja, problemi i ograničenja............................................ XVI-1 16.2. Vrste nabijanja................................................................................... XVI-2 16.3. Usporedba motora sa i bez nabijanja ............................................. XVI-15

17. Granice iskoristivosti goriva u transportu ................................. XVII-1 17.1. Iskoristivost goriva u transportu........................................................ XVII-1 17.2. Zašto je Dieselov motor štedljiviji od Ottovog? ................................. XVII-3

18. Štetna emisija motora s unutarnjim izgaranjem ...................... XVIII-1 18.1. 18.2. 18.3. 18.4. 18.5.

Problemi štetne emisije u suvremenim Ottovim motorima............... XVIII-2 Problemi štetne emisije u Dieselovim motorima: čestice i NOx........ XVIII-5 Usklađivanje zahtjeva na svjetskoj razini......................................... XVIII-7 Sumpor u gorivu .............................................................................. XVIII-9 Dodatak: Kategorije vozila............................................................. XVIII-11

Oznake fizikalnih veličina i kratice Mahalec, I.: Motori s unutarnjim izgaranjem

iv 00c_MSUI_Oznake_kratice_3.doc

OZNAKE FIZIKALNIH VELIČINA I KRATICE FIZIKALNE VELIČINE A, m2

- površina

a, m/s2

- ubrzanje

c, kg/kg

- sadržaj ugljika u gorivu

cp, cv, J/(kgK) - specifični toplinski kapacitet kod konstantnog tlaka / volumena D, d, m

- promjer

h, m

- put klipa mjeren od GMT

Fin, N

- inercijska sila

Fklpnj, N

- sila u klipnjači

Fn, N

- normalna sila

Fpl, N

- sila uslijed tlaka plinova u cilindru

Fr, N

- radijalna sila

Ft, N

- tangencijalna sila

ge, kg/kWh

- specifična efektivna potrošnja goriva

H, m

- hod klipa od GMT do DMT

Hd, J/kg

- donja ogrjevna vrijednost goriva

Hs, J/kg

- donja ogrjevna vrijednost smjese goriva i zraka

h, kg/kg

- sadržaj vodika u gorivu

h, m

- hod klipa mjeren od GMT

l, m

- duljina klipnjače

M, W

- zakretni moment motora

M, kg/kmol

- molna masa plina

Me, W

- efektivni moment motora

M i, W

- indicirani moment motora

m, kg

- masa

m& G, h , kg/h

- satna potrošnja goriva

mk, kg

- masa klipa

mk, kg

- masa klipa

mklpnj, rot, kg

- rotirajući dio mase klipnjače

mklpnj, osc, kg

- oscilirajući dio mase klipnjače

mkp, kg

- masa klipnih prstenova

mG,proc, kg/proc - potrošnja goriva po jednom radnom procesu

(2008-10-20)


v 00c_MSUI_Oznake_kratice_3.doc

(2008-10-20)

mref kgZ/proc

- referentna masa zraka u radnom volumenu VH kod stanja standardne atmosfere

mosc, kg

- oscilirajuća masa

mosig, kg

- masa osigurača osovinice klipa

mrot, kg

- rotirajuća masa

mZ,ispir kgZ/proc - količina zraka koji pri ispiranju pobjegne u ispuh, po procesu mZ,izg kgZ/proc - količina zraka za izgaranje, po procesu (ostane u cilindru nakon zatvaranja usisnog ventila) n, s-1, (min-1)

- brzina vrtnje

nk

- eksponent plitropske kompresije u cilindru

o, kg/kg

- sadržaj kisika u gorivu

Pe, W

- efektivna snaga motora

Pi, W

- indicirana snaga motora

Pm, W

- snaga mehaničkih gubitaka u motoru

p, Pa

- tlak

pcil, Pa

- tlak u cilindru

pkuć, Pa

- tlak u kućištu koljenastog vratila

r, m

- polumjer osnog koljena koljenastog vratila

Q, J

- toplina

Q& , J/s

- toplinski tok

Q1, J

- dovedena toplina

Q2, J

- odvedena toplina

q, J/kg

- jedinična toplina

Qe , J

- toplina pretvorena u efektivni rad

Qhl , J

- toplina odvedena rashladnim sredstvom

Qisp , J

- toplina odvedena ispušnim plinovima

Qm , J

- toplina utrošena na savladavanje mehaničkih gubitaka

Qzr , J

- toplina odvedena zračenjem

q, J/kg

- jedinična toplina

T

- broj taktova u motoru

T, K

- temperatura

t, s

- vrijeme

V, m3

- volumen 3

VH, m

- radni volumen cilindra


vi 00c_MSUI_Oznake_kratice_3.doc

VK, m3

- kompresijski volumen

v, m/s

- brzina

v, m3/kg

- specifični volumen

W, J

- rad

w, J/kg

- jedinični rad

Z, kgZ/kgG

- stvarna količina zraka za izgaranje 1 kg goriva

Z0, kgZ/kgG

- stehiometrijska količina zraka za izgaranje 1 kg goriva

Z& h , kg/h

- satna potrošnja zraka

z

- broj cilindara; broj koljena koljenastoga vratila

ze, kg/kWh

- specifična efektivna potrošnja zraka

(2008-10-20)

α, °

- kut zakreta koljena koljenastog vratila mjeren od GMT na početku usisa

β, °

- kut otklona klipnjače od uzdužne osi cilindra

γ

- omjer zaostalih ispušnih plinova i svježeg punjenja u cilindru: γ = misp / m

ϑ

- omjer povećanja volumena kod ekspanzije ili ekspanzijski omjer: ϑ = V4 / V3

ηe

- indicirani stupanj djelovanja

ηi

- indicirani stupanj djelovanja

ηm

- mehanički stupanj djelovanja

ηs

- stupanj savršenstva

ηt

- termički stupanj djelovanja

κ

- eksponent izentropske promjene stanja

λ

- faktor zraka za izgaranje: λ = Z / Z 0 ; omjer klipnjače: λ = r / l

ξ

- omjer povećanja tlaka kod izgaranja: ξ = p3 / p2

ρ, kg/m3

- gustoća; omjer povećanja volumena kod izgaranja: ρ = V3' / V3

ω, rad/s

- kutna brzina


vii 00c_MSUI_Oznake_kratice_3.doc

INDEKSI cil

- u cilindru

e

- efektivni

G

- gorivo

i

- indicirani

in

- inercijski

isp

- ispušni plinovi, odnosno produkti izgaranja; ispuh; ispušni kanal

ispir

- ispiranje

izg

- izgaranje

klpnj

- klipnjača

kuć

- u kućištu koljenastog vratila

m

- mehanički

osc

- oscilirajući

oslon

- oslonci motora

pl

- plinovi u cilindru

proc

- po jednom radnom procesu

ref

- referentni

rot

- rotirajući

rp

- razmak paljenja između pojedinih cilindara

S

- smjesa goriva i zraka

s

- savršenstva

smj

- smjesa plinova

sred

- srednje

t

- termički; tangencijalni

us

- usis

Z

- zrak

isp

- ispušni plinovi; zaostali ispušni plinovi u cilindru od prethodnog procesa

(2008-10-20)


viii 00c_MSUI_Oznake_kratice_3.doc

(2008-10-20)

KRATICE 2T

- dvotaktni (motor, proces)

4T

- četverotaktni (motor, proces)

BV

- bregasto vratilo

CNG

- stlačeni prirodni plin (engl. Compressed Natural Gas)

COB

- cestovni oktanski broj

DMT

- donja mrtva točka

GDI

- Gasoline Direct Injection (engl.) tj. motor s izravnim ubrizgavanjem benzina

GMT

- gornja mrtva točka

IO, IZ

- ispuh otvara / zatvara

IOB

- istraživački oktanski broj

IP, IK

- izgaranje početak / kraj

KV

- koljenasto vratilo

MOB

- motorni oktanski broj

OB

- oktanski broj

UO, UT - usis otvara / zatvara

1. Podjela toplinskih strojeva Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

1 (2006-11-12)

1. PODJELA TOPLINSKIH STROJEVA klipni stroj: - parni stapni stroj

s vanjskim izgaranjem

rotacijski stroj: - parna turbina

Toplinski strojevi

s unutarnjim izgaranjem

klipni stroj: - klipni motor rotacijski stroj: - plinska turbina raketni motor

Slika 1.1. Podjela toplinskih strojeva.

Motor s unutarnjim izgaranjem Kemijska energija (sadržana u gorivu)

→

Toplinski stroj za pretvorbu energije

=

Toplinska energija (plinova u cilindru)

→

Mehanički rad (na izlaznom vratilu motora)

Slika 1.2. Definicija motora s unutarnjim izgaranjem. zrak Q1

Generator radnog medija

gorivo

produkti izgaranja

zrak

radni medij

Q2

Radni stroj radni medij

Toplinski stroj s vanjskim izgaranjem (velika postrojenja)

W rad

Q1 gorivo

Radni stroj

produkti izgaranja

W rad

Q2

Toplinski stroja s unutarnjim izgaranjem (manja postrojenja)

Slika 1.3. Shematski prikaz toplinskog stroja s vanjskim i s unutarnjim izgaranjem. Odvedena toplina Q2 obuhvaća sve toplinske gubitke stroja. Stupanj korisnog djelovanja ili stupanj korisnosti jednak je omjeru proizvedenog, odnosno odvedenog rada W i stroju dovedene topline Q1:

η=

W Q1

01_MSUI_Podjela_topl_strojeva_4_za_predavanje.doc

(1.1.)

1. Podjela toplinskih strojeva Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

2 (2006-11-12)

1.1. PODJELA KLIPNIH MOTORA S UNUTARNJIM IZGARANJEM Podjela prema načinu zapaljenja gorive smjese1:

● motori sa stranim paljenjem: smjesa se upaljuje električnom iskrom ● motori s kompresijskim paljenjem (ili sa samozapaljenjem): gorivo se upaljuje uslijed visoke temperature komprimiranog zraka u kojeg se ubrizgava. Podjela prema radnoj tvari koja ulazi u cilindar (prema mjestu pripreme gorive smjese):

● motori koji usisavaju gorivu smjesu ili motori s vanjskom pripremom smjese (npr. Ottovi motori s rasplinjačem ili s ubrizgavanjem goriva u usisnu cijev) ● motori koji usisavaju zrak ili motori s unutarnjom pripremom smjese. Kod njih se gorivo ubrizgava izravno u cilindar (Dieselovi motori i GDI-motori). Podjela prema procesu u cilindru:

● Ottov motor: usisava gorivu smjesu, ili zrak a gorivo se ubrizgava izravno u cilindar; u trenutku kad počinje izgaranje, u cilindru već ima gotovu smjesu koja se upaljuje stranim izvorom (električnom iskrom). ● Dieselov motor: usisava zrak, a gorivo se ubrizgava u vrući komprimirani zrak i sama se upaljuje uslijed visoke temperature toga zraka. Ova se podjela, pa i ona prema načinu upaljivanja, sve više gubi. Tako npr. mali motori za aeromodele usisavaju gorivu smjesu koja se upaljuje uslijed povećanja temperature kod kompresije. S druge strane, kod Ottovih motora za pogon automobila već se uspješno ispituje rad s kontroliranim samozapaljenjem. Podjela prema broju taktova:

● dvotaktni motori (2T) ● četverotaktni motori (4T) Ostale, manje značajne podjele: Podjela prema brzini vrtnje: o sporohodni motori o srednje brzohodni motori o brzohodni motori

Podjela prema načinu hlađenja: o motori s vodenim (tekućinskim) hlađenjem o motori sa zračnim hlađenjem

itd.

1

Ova se klasifikacija primjenjuje u međunarodnim propisima o vozilima koje donose UNECE i EU. (UNECE – United Nations Economic Commission for Europe, Geneve; donosi pravilnike za homologaciju vozila.)

01_MSUI_Podjela_topl_strojeva_4_za_predavanje.doc

2. Kratka povijest motora i automobila Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

3 (2006-11-13)

2. KRATKA POVIJEST MOTORA I AUTOMOBILA Prvo motorno vozilo sagradio je francuski vojni inženjer Nicolas Joseph CUGNOT (1725.1804.). On je 1769. i 1770. izradio dva vozila na parni pogon, za vuču topova (slika 2.1., lijevo). Pokušaj je uspio ali se od proizvodnje odustalo zbog brojnih nedostataka. Tek je James WATT (1736.-1819.), škotski inženjer i pronalazač, svojim konstrukcijskim poboljšanjima omogućio prvu praktičnu uporabu parnoga stroja krajem 18. stoljeća (u sredini i desno).

Slika 2.1. Prvo parno vozilo iz 1769. g. francuskog vojnog inženjera CUGNOTa (lijevo). James WATT (desno), škotski inženjer i pronalazač, svojim je konstrukcijskim poboljšanjima omogućio prvu praktičnu uporabu parnoga stroja krajem 18. stoljeća Prvi klipni motori s unutarnjim izgaranjem razvili su se iz parnih strojeva. Krajem 18. stoljeća parni stroj bio je jedini toplinski stroj koji je davao mehanički rad. U to su doba parni strojevi, iako već prilično dobro razvijeni, bili izuzetno skupi, a osim toga morali su ispunjavati opsežne i stroge zakonske propise. Zbog toga oni nisu odgovarali potrebama tadašnjih malih proizvodnih pogona i obrtnika. Za proizvodnju pare bio je potreban parni kotao, kojeg je morao opsluživati ložač, a za pogon kotlovskog postrojenja bilo je potrebno policijsko odobrenje. Međutim, razvoj tehnike i tehnologije izrade parnih strojeva doveo je do kvalitetnog lijevanja, kovanja i dobre mehaničke obrade kompliciranih strojnih dijelova. Bitan događaj za daljnji razvoj toplinskih strojeva bila je prva jednodijelna klipna karika izrađena 1854. godine. Time su omogućeni visoki tlakovi u cilindru i daljnja poboljšanja ovih strojeva.

Slika 2.2. LENOIRov plinski motor Francuz Jean Joseph Etienne LENOIR (1822 - 1900) je 1860. izradio prvi primjerak svog motora pogonjenog rasvjetnim plinom1. Ta konstrukcija motora predstavljala je velik tehnički napredak. LENOIR je živio u Parizu. Radio je kao konobar, a u slobodno vrijeme bavio se 1

Plin za uličnu rasvjetu (nije prirodni plin nego se proizvodio od ugljena u generatorima plina).

02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


4 (2006-11-13)

raznim tehničkim problemima. Njegova konstrukcija se u velikoj mjeri oslanjala na provjerene konstrukcije parnih strojeva toga doba. Po načinu rada bio je to dvoradni2 dvotaktni motor. Snaga mu je bila od 0.4 do 2.2 kW, uz potrošnju rasvjetnog plina od 4 m3/kWh ( η e ≈ 4.4 % ). U radu je motor bio vrlo bučan, ali je unatoč tome vrlo brzo postao popularan i veoma tražen jer ga je bilo lakše postaviti i opsluživati nego parni stroj. Ubrzo je Nicolaus August OTTO (1832.-1891.) saznao za novi motor. U to je doba radio u Kölnu kao trgovac. Isto kao LENOIR i OTTO po zanimanju nije bio tehničke struke, ali ga je unatoč tome tehnika vrlo interesirala. OTTO je uvidio da je parni stroj presložen i prezahtjevan za mala postrojenja pa je želio napraviti motor koji će popuniti prazninu na tržištu. Osnova za daljnji razvoj bio mu je LENOIRov plinski motor. Najprije ga je želio poboljšati, tako da više ne bude nužan plinski priključak. Umjesto rasvjetnog plina, u rasplinjaču se tekuće gorivo trebalo miješati sa zrakom za izgaranje. To je poboljšanje Otto želio patentirati, ali mu je patentni zahtjev odbijen. Nakon toga OTTO je napustio tu ideju i dao je izraditi jedan LENOIRov plinski motor kao podlogu za daljnji razvoj. Nakon što je bio izrađen, OTTO je tijekom ispitivanja utvrdio da motor radi vrlo grubo i glasno te da česta detonantna izgaranja jako opterećuju dijelove mehanizma. Da bi riješio te probleme, promijenio je način punjenja svježom smjesom. Pri radu na tim poboljšanjima OTTO je otkrio da na kraju radnog takta u cilindru nastaje podtlak, te je iz toga razvio svoj atmosferski plinski stroj. Na razvoju tog novog stroja s OTTOm je radio i inženjer Eugen LANGEN (1833 - 1895). Da bi se u cijelosti mogao posvetiti razvoju, OTTO je prestao raditi kao trgovac a 1864. godine je s LANGENom osnovao tvrtku OTTO&CIE. Nakon zajedničkog rada i usavršavanja, OTTO i LANGEN su svoj atmosferski plinski stroj 1867. godine izložili na Svjetskoj izložbi u Parizu i dobili prvu nagradu.

Slika 2.3. OTTO-LANGENov atmosferski plinski stroj iz 1867. je umjesto klipnog mehanizma još imao klipnu ozubljenu letvu (na slici: Kolbenzahnstange) koja je pokretala zamašnjak (Schwungrad) putem uređaja za slobodni hod (Freilauf). Paljenje smjese plina i zraka vršilo se plinskim plamenikom. 2

Dvoradni proces se odvija s obje strane, tj. iznad i ispod klipa.



5 (2006-11-13)

Snaga prvog OTTO-LANGENovog atmosferskog plinskog stroja iznosila je 0.7 kW, a motor je bio visok 2 m. Kasniji motori su dosezali snagu od 2.2 kW ali se zbog svojih mjera više nisu mogli ugrađivati u radionice, a daljnji razvoj je stao. Proizvedeno je preko 3000 takvih motora od kojih je jedan bio u uporabi više od 50 godina. Kako su kupci zahtijevali veće snage motora, bilo je potrebno razviti novi stroj. Od velikog broja pokušaja izrade "novog" motora treba izdvojiti nekoliko ključnih događaja. Prve radove na razvoju četverotaktnog motora OTTO je počeo još 1861. godine ali ih je napustio zbog rada na razvoju dvotaktnih motora. U isto vrijeme francuski inženjer Beau de ROCHAS objavio je rad "Nouvelles recherches" u kojem je razrađena ideja o četverotaktnom procesu u motoru. Do praktičnih pokušaja ipak nije došao. Prvi četverotaktni motor sposoban za samostalan rad izradio je 1873. godine urar REITHMANN iz Münchena. Njegov je motor bio u pogonu osam godina.

Slika 2.4. REITHMANNov četverotaktni motor. U razvoj novog stroja veće snage uključili su se OTTO i LANGEN te su 1876. godine izradili novi motor kod kojeg su po prvi put primijenili četverotaktni radni proces. OTTO je smatrao da će direktan spoj između klipa i koljenastog vratila spriječiti jake udarce koji su se javljali pri izgaranju u atmosferskom plinskom motoru. Osim toga, smjesa zraka i plina trebala je biti slojevito raspoređena tako da je od točke paljenja do čela klipa bivala sve siromašnija (manji udio rasvjetnog plina u smjesi). Time je želio postići "mekano" izgaranje. OTTO je tada vjerovao da je najznačajnija novost na tom motoru slojevito punjenje, a ono genijalno je bio ustvari četverotaktni radni proces. Prvi motor iz 1876. razvijao je snagu od 2.2 kW pri 180 min-1. Iste, 1876. godine motor je uspješno ispitan u tvornici plinskih motora Deutz. Na svjetskoj izložbi 1878. njihov motor zastupale su 32 različite tvrtke, a svojim su izumom ponovno osvojili nagradu "Grand Prix". Svi su ti motori bili stacionarni i vezani uz priključak rasvjetnog plina. Međutim za pogon vozila bio je potreban manji plinski motor ili motor na tekuće gorivo. Razvoj takvih motora potrajao je nekoliko godina i prve zrele konstrukcije pojavile su se 1886. godine. Tada su, neovisno jedan od drugoga, svoje motore predstavili GOTTLIEB DAIMLER i KARL BENZ. Gottlieb DAIMLER (1834.-1900.), njemački inženjer i industrijalac, je izradio prvi motocikl (slika 2.5.) koji je 1885. g. položio ispit vožnjom od Cannstatta do Untertürkheima i natrag (sve u blizini Stuttgarta). Pogonjen benzinskim motorom sa stranim paljenjem, snage 0.4 kW, motocikl mase 90 kg, s drvenim kotačima i malim potpornim kotačima sa strane zbog kojih je 02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


6 (2006-11-13)

tada bio još nazvan Reitwagen (u prijevodu: jahača kola), razvijao je najveću brzinu od 6 do 12 km/h, što je ovisilo o omjeru remenskog prijenosa na pogonski kotač. Karl BENZ (1844.-1929.), njemački inženjer i industrijalac, je 1886. g. izradio i patentirao pod nazivom "vozilo s plinskim pogonom", prvi automobil koji je tada imao samo tri kotača. Već 1884. on je bio izradio trokolicu s diferencijalnim prijenosnikom na stražnjoj pogonskoj osovini, pogonjenu jednocilindarskim četverotaktnim motorom s električnim paljenjem, snage 0.7 kW. 1926. godine BENZova i DAIMLERova tvrtka udružile su se u “Daimler-Benz A.G.”, proizvođača čuvenih automobila Mercedes.

Slika 2.5. Lijevo: Prvi motocikl koji je 1885. g. izradio Gottlieb DAIMLER (desno). Desno: Prvi automobil iz 1886. g. i njegov izumitelj Karl BENZ (sasvim desno). Ovim su dostignućima bili ispunjeni nužni preduvjeti za razvoj vozila i zrakoplova, jer je bio pronađen stroj koji pretvara kemijsku energiju u mehanički rad (motor) i nositelj energije (gorivo) koji za tadašnje pojmove nisu bili preteški i nisu zauzimali previše mjesta.

Slika 2.6. Njemački inženjer Rudolf DIESEL i njegov treći pokusni motor iz 1897. godine. U to doba još nisu postojale pumpe za ubrizgavanje pa se gorivo upuhivalo u cilindar pomoću komprimiranoga zraka (iz boce na lijevoj strani motora). Njemački inženjer Rudolf DIESEL (1858.-1913.) je zacijelo bio najfascinantnija ličnost među njemačkim izumiteljima motora. Njegov mu je pronalazak donio slavu i bogatstvo ali ne i 02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


7 (2006-11-13)

sreću. DIESEL je s odličjem završio studij politehnike u Münchenu te se zaposlio kao inženjer za rashladnu tehniku u tvornici Lindes Eismaschinen. Rad s pregrijanom parom doveo ga je do ideje za izradu stroja u kojem će rad davati jako komprimirani zrak. Takav toplinski stroj trebao je po svojim karakteristikama biti znatno bolji od svih do tada poznatih strojeva. Još tijekom studija DIESEL je upoznao CARNOTov radni proces i na osnovi njega zaključio da su za visoki stupanj korisnosti potrebne visoke radne temperature. Visoku radnu temperaturu DIESEL je želio postići komprimiranjem zraka na tlak od 250 bar, a da bi spriječio prerano izgaranje gorivo je namjeravao ubrizgavati u vrući i stlačeni zrak tek na kraju kompresije. Međutim, pri odabiru radnog procesa DIESELu se potkrala pogreška. Naime, za radni proces on je odabrao CARNOTov proces budući da on ima najveći termički stupanj djelovanja. CARNOTov se proces sastoji od dvije izentrope i dvije izoterme. Kao radni proces motora s unutarnjim izgaranjem CARNOTov proces se ne može primijeniti, jer izotermno izgaranje u motoru nije moguće. Osim toga, koristan rad tog procesa je tako malen tako da je jedva dovoljan za pokrivanje mehaničkih gubitaka u motoru, što se vidi i iz (p, v)-dijagrama na slici 2.7., na kojem je površina koju zatvaraju krivulje promjene stanja vrlo malena. 1892. godine Diesel je svoju ideju zaštitio patentom. Međutim, ubrzo je spoznao svoju teorijsku zabludu i 1893. izložio novu ideju u članku pod naslovom "Theorie und Konstruktion eines rationellen Wärmemotors zum Ersatz der Dampfmaschine und der heute bekannten Wärmemotoren" (Teorija i konstrukcija racionalnog toplinskog motora za zamjenu parnih strojeva i danas poznatih toplinskih motora). Iste je godine Rudolf Diesel dobio drugi patent, ovaj puta za svoju novu ideju.

Slika 2.7. CARNOTov proces: (p,v)-dijagram u približnom mjerilu i shematski te (T,s)dijagram. Nakon više neuspjelih pokušaja izrade motora, DIESEL je uspio dogovoriti njegovu izradu u tadašnjoj Tvornici strojeva u Augsburgu (kasnije: MAN). Tamo su mu na raspolaganje stavili prostor nazvan "Laboratorijem". Prvi DIESELov pokusni četverotaktni motor bio je dovršen 1893. godine te je proradio uz zaglušni prasak nalik topovskom pucnju. Bilo je to konačno ispunjenje njegovog dugogodišnjeg upornog i često zdvojnog rada. Međutim, novi je motor jedva uspijevao raditi. Kako nije imao hlađenje, bili su mogući samo kratki pokusi. Na tom je motoru DIESEL proučavao i izgaranje pri ubrizgavanju benzina, ali bez većeg uspjeha. Izravno ubrizgavanje goriva staralo je velike poteškoće, jer u to doba radionice nisu bile u mogućnosti izraditi dovoljno dobre pumpe za ubrizgavanje. Zbog toga je DIESEL promijenio postupak ubrizgavanja goriva tako da je u točki paljenja petrolej ubrizgavao pomoću stlačenog zraka. Da bi se spriječilo pregrijavanje, motoru je dodano vodeno hlađenje. Tako poboljšan motor 1894. godine, mogao je samostalno raditi neko vrijeme. Konačno je 1897. godine, nakon godina upornog DIESELova rada, i često puta zdvojne borbe protiv neimaštine i onih koji su mu htjeli ukrasti pronalazak, dovršen treći pokusni motor (slika 2.6.) koji je mogao raditi bez zastoja tijekom duljeg vremena. Prof. SCHRÖTER iz Münchena je na probnom stolu ispitao DIESELov motor te izmjerio snagu od 13.1 kW kod 154 02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


8 (2006-11-13)

min-1 i specifičnu potrošnju goriva od 324 g/kWh. Time je ovaj motor po ekonomičnosti (η ≈ 26%) daleko nadmašio sve dotadašnje motore. Ta je prednost DIESELov motor zadržao sve do današnjih dana. Međutim, put do uspjeha još je bio dug i trnovit. Tako je jedan nestrpljivi i zlobni trgovac tada rekao da “DIESELov motor sasvim dobro radi ako su uz njega stalno jedan monter iz Augsburga i jedan sveučilišni profesor”. I dalje pritisnut neimaštinom i problemima pouzdanosti motora, Rudolf DIESEL prodaje patentna prava na svoj motor te tako gubi priliku da dalje sudjeluje u razvoju svoga životnog djela. Financijski se oporavio, ali ostaje psihički slomljen. Ulaže novac u naftonosna polja, trguje nekretninama, ulaže u tvornicu automobila, ali sve nažalost bezuspješno. 1913. je jasno da je bankrot pred vratima. Rudolf DIESEL je 20.9.1913., pri odlasku u Englesku, pod nerazjašnjenim je okolnostima pao s parobroda i utopio se u La Mancheu. Prije odlaska je svojoj obitelji tutnuo u ruke 30.000 maraka, posljednji ostatak nekadašnjeg velikog bogatstva.

Slika 2.8. Prvi automobil pogonjen Dieselovim motorom s izravnim ubrizgavanjem goriva (danas popularni DI) proizveden je 1924. g. u tvornici MAN. Preduvjet za to je bila pumpa za ubrizgavanje goriva koju je izradio Robert BOSCH (1861.-1942., na slici: desno). DIESELov se motor napokon pokazao dobrim i ekonomičnim strojem za pogon stabilnih strojeva i brodova. No za pogon automobila još uvijek nije bio pogodan. Glavni mu je nedostatak bilo upuhavanje goriva u cilindar pomoću komprimiranoga zraka, koje nije omogućavalo postizanje većih brzina vrtnje. Osim toga je i sam kompresor bio vrlo velik i težak. Za gradnju malog motora za pogon vozila, jedino se znatnim povećanjem brzine vrtnje mogla postići dovoljno velika snaga, uz prihvatljivo mali ugradbeni volumen motora, a izravna primjena tekućeg goriva također bi znatno smanjila veličinu i težinu motora. 1922. godine je Robert BOSCH odlučio iskoristiti svoje iskustvo u vlastitoj proizvodnji pumpi za podmazivanje te razviti uređaj za ubrizgavanje goriva u DIESELov motor. Tehnički su uvjeti tada već bili povoljni: postojala su iskustva s motorima s unutarnjim izgaranjem a i alatni strojevi su već bili vrlo razvijeni. 1923. g. izrađene su prve pumpe i počeli su pokusi na motoru. 1925. je bio određen konačni oblik pumpe a 1927. g. je započela prva serijska proizvodnja pumpi za ubrizgavanje goriva. Za uspješan pohod automobila svijetom bila su presudna još dva izuma: kotač s gumom napunjenom zrakom (John Boyd DUNLOP, 1888.) i tekuća traka za montažu automobila (Henry FORD, 1913.). MONTAŽNA TRAKA Henry FORD (1863.-1947.), američki industrijalac, pustio je 1913. godine u svojoj tvornici u Highland Parku (blizu Detroita, SAD) u pogon svoj novi izum: prvu montažnu traku za 02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


9 (2006-11-13)

proizvodnju automobila (slika 2.9.). U narednim je godinama ona postala osnovnim principom cjelokupne industrijske proizvodnje u svijetu. Prvi automobil koji se na ovaj način proizvodio bio je FORDov Model T. Od 1908. do 1927. godine proizveden je ukupno u 15 milijuna primjeraka. Reorganizacijom, uvođenjem montažne trake i odlučnom racionalizacijom Ford je uspio optimirati proizvodnju, radnicima je skratio radno vrijeme a analizom pokreta i studijem rada olakšao im je fizičke napore te im istovremeno povećao plaće. Sve to je urodilo povećanjem produktivnosti i kvalitete kao i smanjenjem cijene proizvoda. Tako je prodajna cijena FORDa T 1908. godine bila 850 $, dok se 1925. prodavao po cijeni od samo 260 $. Veliku dobit FORD nije zadržao samo za sebe. Njegovi su radnici bili među najbolje plaćenima u Detroitu. Primjerice 1914. godine je 10 milijuna dolara profita ove kompanije bilo podijeljeno radnicima. FORDova fondacija financira brojne dobrotvorne i socijalne programe, programe za zaštitu prirode i sl.

Slika 2.9. Prva montažna traka (1913.) - pronalazak Henryja FORDa (1863.-1947.). Na slici je završna montaža čuvenog modela "T" (Tin Lizzie) u FORDovoj tvornici u Highland Parku (blizu Detroita, SAD). Dvije velike podcjeline, okvir s agregatima i karoserija, sklapaju se i postaju vozilo. Automobili nekad i danas

Slika 2.10. Montažna traka za proizvodnju popularnih "buba" u Volkswagenovoj matičnoj tvornici u Wolfsburgu početkom 1960-ih godina. 02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


10 (2006-11-13)

Slika 2.11. Prof. dr. Ferdinand PORSCHE (1875.-1951.) i prototip prvog Volkswagenovog automobila, kasnije popularne bube, proizveden 1935. godine: zrakom hlađeni 4-cilindarski bokser motor, 985 cm3, 16 kW kod 3000 min-1, masa praznog vozila 600 kg, 103 km/h. Proizvodnja je započela tek nakon Drugog svjetskog rata, u tvornici u Wolfsburgu.

Slika 2.12. Rotacijski motor NSU-WANKEL, izumitelja Felixa WANKELa (1902.-1988.), po prvi je puta ugrađen u automobil 1959. godine. Proces u motoru je četverotaktni sa stranim paljenjem (OTTO) a plinovi nastali izgaranjem djeluju na okretni trokutasti rotor koji okreće glavno vratilo, tako da se odmah proizvodi okretno gibanje. Prikazani motor s dva rotora razvijao je snagu od 85 kW a ugrađivao se u automobil RO.80 (na slici: desno). Nakon uspješnog otklanjanja početnih nedostataka serijska je proizvodnja u tvornici NSU ipak obustavljena 1977. godine. Danas WANKELov motor nema više nikakvih izgleda.

Slika 2.13. CITROËN DS 19 iz 1955. godine. Citroën je svojim automobilom DS 19 izazvao pravu senzaciju na automobilskom sajmu u Parizu 1955. godine. Ispod futurističke karoserije s velikim razmakom osovina (3125 mm) bilo je skriveno više tehničkih novina nego ikada ranije: jedinstveni hidropneumatski ovjes, prednji pogon, servo-volan, servo-kočnice itd. U prvih 45 minuta bilo je prodano 749, do kraja dana 12.000 a do kraja sajma 80.000 primjeraka ovog prekrasnog automobila. 02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


11 (2006-11-13)

Konstruiran tako da svojim putnicima pruži najveću moguću udobnost povezanu s ljepotom i elegancijom, drugačiji od svih ostalih, DS je bio daleko ispred svog vremena. Nikada dva slova nisu bila bolje odabrana za oznaku automobila (DS se u francuskom jeziku izgovara “Déesse” što znači božica), pa čak ni danas on nije izgubio svoje draži. U raznim se varijantama proizvodio punih 20 godina.

Slika 2.14. Moderne su tehnologije umnogome izmijenile onaj nekadašnji automobil: učinile su ga sigurnijim, udobnijim i ekonomičnijim. Gore: Renault Clio (1998.) na pokusnoj stazi opremljen mjernim uređajima i kod crash-testa (prednji mekani dio vozila se gužva, zračni se jastuk upravo napuhnuo i prihvatio nalet tijela vozača-lutke). Lijevo: Opel Astra (1998.) pri aerodinamičkom ispitivanju u zračnom tunelu. KOTAČ

Slika 2.15. Prva guma napunjena zrakom koju je 1846. godine izradio Britanac Robert W. THOMSON (lijevo). John Boyd DUNLOP (u sredini) je 1888. napravio gume napunjene zrakom za bicikl svoga sina (desno). Guma napunjena zrakom bila je jedan od osnovnih preduvjeta uspješnog razvoja automobila. Prva, koju je još 1846. godine izradio Britanac Robert W. THOMSON za kotače kola, je došla 02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


12 (2006-11-13)

prerano i pala je u zaborav. Tek 1888., 42 godine kasnije, je John Boyd DUNLOP (1840.1921.), irski veterinar i pronalazač, napravio gume napunjene zrakom, za bicikl svoga sina da bi mu povećao udobnost i brzinu. Dunlop je 1889. u Londonu osnovao tvrtku Dunlop Rubber Company Ltd. koja je u početku proizvodila gume za bicikle i automobile, a kasnije i druge gumene proizvode. Njegov se pronalazak ubrzo počeo primjenjivati na kotačima cestovnih vozila širom svijeta. AUTOMOBIL STOLJEĆA Krajem 20. stoljeća organiziran je izbor automobila stoljeća: Car of the Century. Odabir je bio vrlo dugotrajan. Glasovanje je započelo nekoliko godina ranije s popisom od 200 automobila. Taj je broj smanjen na 100 u 1997. godini i potom na 27 automobila u 1999. Konačno ih je s tog popisa odabrano 5 s ovim poretkom: 1. Ford Model T 2. Mini, svi tipovi 3. Citroën DS 4. Volkswagen Beetle 5. Porsche 911

742 boda 617 bodova 567 bodova 521 bod 303 boda.

Međunarodnu prosudbenu skupinu sačinjavalo je 126 automobilističkih novinara i stručnjaka iz 32 zemlje. Kriteriji su bili: stupanj inovativnosti u trenutku nastupa na tržištu, konstrukcija, utjecaj na automobilsku industriju i na samo ljudsko društvo uopće. “Naslov “Automobil stoljeća” priznanje je dugotrajnom i uspješnom radu mnogobrojnih ljudi širom svijeta. Čestitamo FORDu i njegovu Modelu T na ovom priznanju,” rekao je tom prigodom g. Fred van der Vlugt, predsjedavajući međunarodnom prosudbenom skupinom Global Automotive Elections Foundation.

Slika 2.16. Ford Model T (1908.-1927.), automobil stoljeća (Car of the Century): četverocilindarski redni motor sa stojećim ventilima, radni obujam 2900 cm3, snaga 15 kW (20 KS), mjenjač s dvije brzine, razmak osovina 2500 mm, najveća brzina 68 km/h. NA PRAGU 3. TISUĆLJEĆA Posve je neizvjesno kako će automobil izgledati krajem 21. stoljeća. Ako bi se za pogon vozila koristili samo motori na klasična goriva, a bušotine nafte se iscrpljivale u iznosu od danas uobičajenih 40 %, zalihe na Zemlji će trajati do približno 2060. godine. Tako će manje od dva stoljeća biti dovoljna čovjeku da izumi motor i motorno vozilo te njima potroši sve danas isplative zalihe dragocjenog crnog zlata na Zemlji. Proglasivši novac mjerilom svih 02_MSUI_Kratka_povijest_motora_i_automobila_2c_za_predavanje.doc


13 (2006-11-13)

stvari taj je homo sapiens pored neospornog napretka na gotovo svim područjima ljudskih djelatnosti pritom nažalost poremetio okoliš u dotad neviđenim razmjerima, a sve to ostavlja svojoj djeci u nasljeđe. Da li će novine koje se naslućuju na pragu novog milenija biti popraćene i drugačijim odnosom prema prirodi, pokazati će budućnost. U području automobilske tehnike razvoj će vjerojatno krenuti u dva smjera: tehnološki visoko dotjerana vozila za bogate i ona sasvim jednostavna za ostale. Klasično strojarstvo koje je čvrsto držalo automobil u svojim rukama tijekom prve polovice 20. stoljeća ustupa pred mehatronikom, kombinacijom mehanike, elektronike i informatike. Sustavi za komunikaciju i za određivanje zemljopisnog položaja vozila te za njegovo navođenje prema željenom cilju uz pomoć satelita, postati će standardnom opremom u bogatim zemljama. Težnja za što boljim iskorištenjem goriva dovesti će do toga da će i uobičajeni mehanizmi biti zamijenjeni elektromehaničkima pa ni sam motor više neće biti čisto mehanički sklop.

Slika 2.17. Motor bez bregastog vratila: mehatronički moduli (elektromagnetski ili hidrauličko-pneumatički uređaji kojima upravlja elektronika) za otvaranje i zatvaranje ventila već su spremni za serijsku proizvodnju.

IZVORI [1.] Sass, F.: Geschichte des deutschen Verbrennungsmotorenbaues von 1860 bis 1918, Springer-Verlag, 1962. [2.] Hütten, H.: Motoren, Motorbuch Verlag Stuttgart, 1974, ISBN 3-87943-326-7. [3.] Grohe, H.: Otto- und Dieselmotoren, 12. überarbeitete Auflage. Vogel Buchverlag, 2000, ISBN 3-80231826-9. [4.] Shell Lexikon – Verbrennungsmotor, Folge 41, ..., 44, Motoren, historisch, ATZ – MTZ 12/1998, ..., 3/1999, Ein Supplement von ATZ und MTZ [5.] http://www.der-wankelmotor.de/index.html [6.] http://www.cotc.com/


3. Četverotaktni i dvotaktni motor Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

14 (2006-11-12)

3. ČETVEROTAKTNI I DVOTAKTNI MOTOR GEOMETRIJSKE VELIČINE D - promjer cilindra H - hod klipa r - polumjer osnog koljena koljenastog vratila D 2π H = Vmax − Vmin (3.1) 4

Radni volumen cilindra:

VH =

Najmanji volumen cilindra:

Vmin = VK

Najveći volumen cilindra:

Vmax = VH + VK = VH ⋅

Kompresijski omjer:

ε =

(kompresijski volumen)

Vmax VH + VK = Vmin VK

ε ε −1 (3.2)

Slika 3.1. Radni, kompresijski i volumen cilindra. RADNI PROCES Radni proces svih klipnih motora, pa i onih rotacijskih poput WANKELova, ima četiri uvijek ista dijela koji slijede jedan iza drugoga. To su : 1. USIS svježe radne tvari 2. KOMPRESIJA radne tvari 3. izgaranje i EKSPANZIJA 4. ISPUH tj. izbacivanje istrošene radne tvari. Ukupno trajanje procesa izražava se pomoću zakreta glavnog vratila motora tj. koljenastog vratila ili radilice. Trajanje procesa iznosi: ● 2 okretaja koljenastog vratila

- kod četverotaktnih motora

● 1 okretaj koljenastog vratila

- kod dvotaktnih motora.

Takt je definiran kao jedno kretanje klipa od jednog do drugog krajnjeg položaja, odnosno od gornje mrtve točke (GMT) do donje mrtve točke (DMT) ili obratno, što odgovara zakretu koljenastog vratila od 180°. ČETVEROTAKTNI MOTOR Četiri takta su:

1. usis 2. kompresija 3. ekspanzija 4. ispuh. Usis: klip se kreće od GMT prema DMT, u cilindru nastaje podtlak koji kroz otvoreni usisni ventil uvlači svježu radnu tvar – smjesu goriva i zraka ili samo zrak. Ona se u cilindru miješa s produktima izgaranja zaostalim od prethodnog procesa. Kompresija: klip se kreće prema GMT i komprimira plinove u cilindru te im raste tlak i temperatura. Nešto prije GMT 03_MSUI_4T_2T_motori_2_za_predavanje.doc


15 (2006-11-12)

započinje izgaranje (točka IP na slici 3.4.) i traje do iza GMT (točka IK). Za to se vrijeme klip nalazi u okolici GMT pa samo izgaranje i nije takt. Ekspanzija: uslijed dovođenja topline izgaranjem, plinovima u cilindru raste temperatura a zbog toga i tlak, plinovi ekspandiraju i pritom pomiču klip koji posredstvom osovinice i klipnjače okreće koljenasto vratilo. Na taj se način kemijska energija goriva pretvara u mehanički rad na koljenastom vratilu. Ispuh: klip se kreće od DMT prema GMT i pritom kroz otvoreni ispušni ventil istiskuje plinove iz cilindra. Ovisno o napunjenosti cilindra, tlak ispred i iza ispušnog ventila na početku ispuha može biti nadkritičan pa dobar dio plinova iscuri iz cilindra uslijed razlike tlaka. Važan preduvjet za postizanje visokog stupnja korisnog djelovanja su visoki tlakovi i temperature u cilindru motora. Oni ne bi bili mogući bez dobrog brtvljenja kojeg omogućavaju klipni prstenovi i ventili. Dva takta, usis i ispuh, služe samo za izmjenu radne tvari i beskorisni su za proizvodnju rada.

Slika 3.2. Četiri takta u 4T-motoru: usis, kompresija, ekspanzija, ispuh. Kada se koljenasto vratilo četverotaktnog motora u jednom radnom procesu okrene za dva okretaja, ono načini 4 takta: 4 takta = 4 × 180° = 720° = 2 okr. Međutim, u toku jednog radnog procesa usisni i ispušni ventil na cilindru trebaju se otvoriti i zatvoriti samo po jedanput. Zbog toga se bregasto vratilo koje pokreće ventile, vrti upola sporije (ω/2) od koljenastog (ω). klackalica opruga ventila ventil klipni prstenovi osovinica klipa klip klipnjača cilindarski blok kućište radilice

osovina klackalica postolje klackalica glava motora svjećica šipka podizača ventila

podizač ventila bregasto vratilo koljenasto vratilo ili radilica karter ili donji dio kućišta radilice čep za ispust ulja

Slika 3.3. Poprečni presjek 4T-motora sa stranim paljenjem: skica i stvarna izvedba. 03_MSUI_4T_2T_motori_2_za_predavanje.doc


16 (2006-11-12)

Dijagram koji prikazuje promjenu tlaka u cilindru motora u ovisnosti o kutu zakreta koljenastog vratila (slika 3.4.), naziva se indikatorskim dijagramom. On se može snimiti pomoću posebnog uređaja, indikatora, a može se i izračunati pomoću odgovarajućeg matematičkog modela. U dijagramu se vidi da i usis (od točke UO do UZ) i ispuh (od IO do IZ) traju duže od 180°KV, odnosno duže od jednog takta. 7

usis

kompresija

ekspanzija

ispuh

Tlak u cilindru p i, MPa

6 5 4 3 2 1 0 0

180

360

540

0

180

360

540

°KV 720

Podizaj ventila, mm

10

5

0

°KV

720

Slika 3.4. Lijevo: indikatorski dijagram 4T-motora. Oznake: UO, UZ – usisni ventil otvara / zatvara; IO, IZ – ispušni ventil otvara / zatvara; IP, IK – izgaranje početak / kraj. Desno: razvijeni indikatorski dijagram (gore) i podizaj ventila (dolje). DVOTAKTNI MOTOR

U dvotaktnom se motoru ispuh i usis odvijaju istovremeno, u donjem dijelu cilindra tj. u okolici DMT, pa cijeli radni proces traje samo jedan okretaj koljenastog vratila, odnosno dva takta. Prema tome, broj procesa je dvaput veći nego kod četverotaktnog motora. Kod malih Ottovih motora se radna tvar razvodi pomoću usisnih i ispušnih kanala u kućištu motora i klipa, a kod velikih Dieselovih pomoću usisnih kanala i ispušnih ventila. Istovremeni ispuh i usis naziva se ispiranjem.

Slika 3.5. Mali dvotaktni OTTOv motor s tri razvodna kanala. Donja strana klipa i kućište koljenastog vratila služe kao pumpa za usisavanje svježe smjese kroz usisni kanal 1. Prestrujnim kanalom 2 svježa smjesa ulazi u cilindar, dok istovremeno kroz ispušni kanal 3 istječu ispušni plinovi. Ispušni se kanal otvara prije prestrujnog tako da najprije započne ispuh ( vidi sliku 3.6.)

03_MSUI_4T_2T_motori_2_za_predavanje.doc


17 (2006-11-12)

Tlak u cilindru, MPa

5 4 3 2 1

IO

0 0

2

4

6

IZ

8

UO UZ

10

Relativni volumen V / V K

Slika 3.6. Indikatorski dijagram 2T-motora. Oznake: IO, IZ – usisni kanal otvara / zatvara; UO, UZ – usisni kanal na cilindru otvara / zatvara (usis u cilindar, odgovara kanalu 2 na slici 3.5.).

PREPOZNATLJIVOSTI. Ottovi motori imaju u cilindarsku glavu ugrađene svjećice. Na njihovim elektrodama preskače električna iskra preskače i pali gorivu smjesu u cilindru. Kod motora malih radnih strojeva i kod automobilskih motora proizvedenih do 1990. godine, goriva smjesa se priprema pomoću rasplinjača. Noviji automobilski motori imaju uređaje za ubrizgavanje benzina. Dieselovi motori za ubrizgavanje goriva u cilindar imaju visokotlačnu pumpu i brizgaljku ugrađenu u cilindarsku glavu. Za olakšavanje hladnog starta imaju posebne električne grijače (žarnice ili žarne svjećice) koji su također ugrađeni u glavu. Najnoviji uređaji za ubrizgavanje goriva, Common Rail, u skoroj će se budućnosti primjenjivati i kod benzinskih automobilskih Ottovih motora pa će prepoznavanje biti prilično otežano.

Mali dvotaktni motori imaju nisku cilindarsku glavu za razliku od četverotaktnih čija je glava u pravilu visoka jer se u njoj nalaze ventili. Međutim, četverotaktni motori sa stojećim ventilima (ventili se nalaze u bloku) imaju također nisku glavu pa ih je teže razlikovati od dvotaktnih. Ottovi motori se primjenjuju za pogon malih strojeva, čamaca, motocikala, osobnih automobila i djelomično kombija te zrakoplova. Svi veći motori, od kamionskih pa do stabilnih i najvećih brodskih, grade se isključivo kao Dieselovi, zbog manje potrošnje goriva. Iako im je to značajna prednost, Dieselovi su se motori do pojave mlaznih motora tek u manjoj mjeri upotrebljavali i za pogon zrakoplova. U najnovije vrijeme prodor u zrakoplovstvo uspio je poznatom Volkswagenovom TDI motoru, dokazanom pogonskom stroju milijuna automobila.

S ukupnim stupnjem djelovanja koji dostiže 53 %, najveći sporohodni dvotaktni Dieselovi motori najekonomičniji su od svih toplinskih strojeva.1

1

Vodikove gorivne ćelije imaju stupanj korisnog djelovanja veći od 60 % a kod ¼ opterećenja još uvijek 50 %, što je dvostruko više nego kod klipnih motora, ali nasuprot tome troše skupi vodik. Međutim, prošire li se granice promatranog energetskog sustava do izvora primarne enegije, nafte i vode, te se obuhvate i troškovi njihove prerade, prednost je na strani Dieselovog motora. No, energija koju daju gorivne ćelije je ekološki ”čista”. Izgaranjem vodika nastaje vodena para pa ćelije znatno manje opterećuju okoliš.

03_MSUI_4T_2T_motori_2_za_predavanje.doc

4. Kinematika i sile u klipnom mehanizmu Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

1 (2009-09-10)

4. KINEMATIKA I SILE U KLIPNOM MEHANIZMU 4.1. KINEMATIKA KLIPNOG MEHANIZMA ∅D Predznaci: (m) (m/s) (m/s2)

A

DMT l

r 1 1 λ= ≈ ÷ l 4 3

GMT

+h

+a

r+l

H=2r

+h +v

r · cos α + l · cos β

GMT

A DMT l +β +α

α O

r

B

r

O

+ω

B

+ω

l·sinβ r·sinα

Slika 4.1. Shematski prikaz klipnog mehanizma. 4.1.1.

Put klipa

Pomak klipa h, može se odrediti postavljanjem jednadžbe prema slici 4.1.:

l ⎡ ⎤ h = r + l − (r ⋅ cos α + l ⋅ cos β) = ... = r ⋅ ⎢(1 − cos α) + ⋅ ⎛⎜1 − 1 − sin 2 β ⎞⎟⎥ ⎠⎦ r ⎝ ⎣ Uvođenjem omjera klipnjače: λ = r / l r ⋅ sin α = l ⋅ sin β , slijedi:

(4.1)

te izračunavanjem visine trokuta (O,A,B):

r sin β = ⋅ sin α = λ ⋅ sin α l

(4.2)

Uvrštenjem jednakosti (4.2) u izraz (4.1) dobiva se: 1 ⎡ ⎤ h = r ⋅ ⎢(1 − cos α) + ⋅ ⎛⎜1 − 1 − λ 2 ⋅ sin 2 α ⎞⎟⎥ ⎠⎦ λ ⎝ ⎣ Razvojem f ( z ) = f (0) +

korijena

1 − λ 2 ⋅ sin 2 α = 1 − z = f ( z )

(4.3) u

MacLAURINov

red

1

:

z z2 f ' ( 0) + f ' ' (0) + ... i uređivanjem članova reda uz pomoć transformacijskih 1! 2!

izraza za trigonometrijske funkcije, dobiva se oblik:

1

MacLaurinov red važi u okolici nule (to se vidi iz izraza za red). Međutim, svaki novi položaj mehanizma može se proglasiti početnim, tj. “nultim“.

04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


2 (2009-09-10)

A A A ⎞ ⎛ h(α) = r ⋅ ⎜ A 0 − A1 cos α − 2 ⋅ cos 2α − 4 ⋅ cos 4α − 6 ⋅ cos 6α − ...⎟ 4 16 36 ⎠ ⎝

(4.4)

gdje su faktori A0, A1, A2, … određeni izrazima (približne vrijednosti s desne strane dobivene su za λ = 1 / 3 ): A0 = 1+

1 3 3 5 5 λ+ λ + λ + ... 4 64 256

≈ 1+

1 3 15 5 λ + λ + ... 4 128

≈λ

λ 4

A1 = 1 A2 = λ +

1 3 A 4 = − λ 3 − λ 5 − ... 4 16 A6 =

≈−

9 5 λ + ... 128

A8 = −

≈

1 7 λ − ... 39

λ3 4

λ5 14

≈−

(4.5)

≈ − 0.009 ≈ 0.0003

λ7 39

≈ − 0.00001

Uzmu li se u obzir samo prva dva harmonika, dobiva se poznati približni izraz za pomak klipa od GMT, u kome je dodatak x posljedica konačne duljine klipnjače2: λ h ≈ r ⋅ [1 − cos α + (1 − cos 2α)] 4 42 1 4 43 4

(4.6)

x

Dodatak uslijed konačne duljine klipnjače u GMT i DMT spadne na nulu, a najveći je kod α = 90° , gdje iznosi: x max = x 90°

λ λ r2 ≈ r (1 − cos180°) = r = . 4 2 2l 70 60 50 40

h, mm

30 20 10 0 0

90

180

270

360

450

540

630

720

α, deg

λ Slika 4.2. Put klipa (crveno); plavo: r ⋅ (1 − cos α) , crno: r ⋅ (1 − cos 2 α) . 4

2

Kad je koljenasto vratilo zakrenuto za α=90° klip nije u sredini između GMT i DMT, nego je pomaknut prema DMT za iznos x. Bio bi na sredini kad bi klipnjača bila beskonačno dugačka.



4.1.2.

3 (2009-09-10)

Brzina klipa

Brzina klipa jednaka je derivaciji puta po vremenu: v =

dh dh dα dh = ⋅ = ω ⋅ , a uzimanjem u dt dα dt dα

obzir samo prvih dvaju harmonika dobiva se: λ ⎛ ⎞ v ≈ rω ⋅ ⎜ sin α + ⋅ sin 2α ⎟ 2 ⎝ ⎠

(4.7)

Točan izraz za brzinu klipa dobiva se derivacijom (4.3) i glasi: ⎛ ⎞ sin 2α ⎟ v = rω ⋅ ⎜ sin α + λ ⋅ ⎜ 2 2 ⎟ 2 1 − λ sin α ⎠ ⎝

(4.7a)

Srednja brzina klipa je vrlo važan pokazatelj izdržljivost sklopa sklopa klip/karike/cilindar, a računa se prema izrazu (H, m - hod klipa; n, 1/s – brzina vrtnje koljenastog vratila):

vsred = 2 Hn

(4.8) 10

rω sin α

8

v sred

6

v , m/s

4

rω

2 0

-2 0

90

180

270

360

450

540

λ 2

630

sin 2α 720

-4 -6 -8 -10

α , deg

Slika 4.3. Brzina klipa (crveno) i njen prvi (plavo) i drugi (zeleno) harmonik.

Srednja brzina klipa se vrlo malo promijenila tijekom od pedesetih godina prošloga stoljeća pa do danas. Npr. sredinom 1950-ih je već dosizala 22 m/s, a kod današnjih (2009.) motora Formule-1 ide samo malo više, do 26 m/s. Nekad kao i danas, prekoračenje ovih granica dovodi do naglog povećanja trošenja klipnih karika i cilindra. Srednja brzina klipa manja je kod kratkohodnih motora (H/D < 1). Međutim, oni se u pravilu vrte brže, zbog većeg promjera klipa veća je masa klipa, pa su kod njih veće sile inercije oscilirajućih masa u klipnome mehanizmu. Sredinom 1960-ih godina smatralo se da je mala srednja brzina klipa jednom od glavnih konstrukcijskih mjera za osiguranje dugovječnosti motora. Tako je Fiat 1967. godine za svoj uspješan automobil s prednjim pogonom, Fiat 128, razvio i novi Ottov motor s izuzetno kratkim hodom klipa od samo 55,5 mm. Pri nazivnoj brzini vrtnje, od za tadašnje doba visokih 6.000 min-1, srednja brzina klipa iznosila je samo 11,1 m/s. Današnji motori putničkih automobila su dugohodni (H/D > 1), srednja brzina klipa ide i preko 22 m/s, a trajnost im je povećana poboljšanjem materijala klipa, karike i cilindra.



4 (2009-09-10)

Slika 4.4. Norton 500 Manx (1961.) sa srednjom brzinom klipa od 22 m/s i Ferrari F1 (2009.) sa samo malo većom srednjom brzinom klipa od 26 m/s.

Ubrzanje klipa

4.1.3.

Ubrzanje klipa jednako je derivaciji njegove brzine po vremenu: a =

dv dv dα dv . = ⋅ = ω⋅ dt dα dt dα

Uzimanjem u obzir samo prvih dvaju harmonika dobiva se: a ≈ r ⋅ ω 2 ⋅ (cos α + λ cos 2α )

(4.9)

ili: a ≈ a1 + a2 ;

a1 = r ⋅ ω 2 ⋅ cos α ,

a2 = r ⋅ ω 2 ⋅ λ ⋅ cos 2α

Rastavljanje ubrzanja na harmonike posebno je važno kod izračunavanja inercijskih sila u klipnom mehanizmu uslijed masa u pravocrtnom gibanju. U GMT i DMT je kut zakreta radilice: α = kπ , k = 0, 1, 2, ... . Uvrsti li se ova vrijednost u izraz (4.9), dobiva se omjer ubrzanja u GMT i DMT: aGMT 1+ λ rω 2 (1 + λ ) ≈ 2 = − aDMT 1− λ rω (−1 + λ ) Za uobičajenu vrijednost omjera klipnjače λ = 1 / 4 , omjer ubrzanja iznosi:

aGMT 5 ≈− . aDMT 3

4000

rω 2 cos α

3000 2000 a , m/s2

1000

rω 2 λ cos 2α

0

-1000

0

90

180 270 360 450 540 630 720

-2000 -3000 -4000

α, deg


Slika 4.5. Ubrzanje klipa.


4.1.4.

5 (2009-09-10)

Brixova točka

Već je rečeno da kad je radilica zakrenuta za α = 90°, klip se zbog konačne duljine klipnjače l ne nalazi u sredini između GMT i DMT (slika 4.6.). Promatrano na kružnici koljenastog vratila, klip je od sredine pomaknut prema DMT za iznos x i nalazi se u točki B, koja se naziva BRIXovom točkom. Pomoću BRIXove točke može se grafički odrediti položaj klipa za bilo koji kut α bez da se mora nacrtati klipni mehanizam (ovo danas ima samo povijesni značaj). Nacrta li se ručica osnog koljena pod kutom α iz BRIXove točke B (a ne iz središta 0) do presjecišta D na kružnici, tada je put klipa h jednak udaljenosti od GMT do projekcije D' točke D na uzdužnu os cilindra. GMT

h (90°)

p p (α2)

DMT GMT

h (90°)

90°

x≈

B

2

p (α1)

r 2l

V DMT

α1, α2 GMT

B x≈

r

DMT

r2 2l

H = 2r

Slika 4.6. Gore, lijevo: grafičko određivanje položaja BRIXOVE točke (ako se koljenasto vratilo nalazi u položaju α=90°, te se klip zadrži u svom položaju a klipnjača se otkvači od osnog koljena i pusti da padne na uzdužnu os cilindra, njena velika glava pasti će u BRIXovu točku B). Dolje, lijevo: uz matematički dokaz svojstava BRIXove točke. Desno: određivanje tlaka, u indikatorskom dijagramu, koji pripada zadanom kutu osnog koljena, pomoću BRIXove točke: vrh kuta pada u BRIXovu točku B (a ne u središte kružnice). 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


6 (2009-09-10)

DOKAZ. Na slici 4.6. je udaljenost OB = x jednaka udaljenosti klipa h od GMT kad je radilica zakrenuta za kut α = 90° . Prema izrazu (4.6) tada je: h (α = 90°) ≈ r ⋅ (1 − λ/2) , pa je udaljenost x BRIXove točke B od središta O: x = h (α = 90°) − r ≈ r ⋅

λ r2 = 2 2l

(4.10)

Za proizvoljan kut α put klipa h jednak je udaljenosti od GMT do projekcije D' točke D na uzdužnu os cilindra. Ona se pak može izračunati kao zbroj udaljenosti točaka GMT, O1' i O1' , D ' :

λ h = r ⋅ (1 − cos α) + x ⋅ sin 2 α = r ⋅ (1 − cos α) + r ⋅ sin 2 α . 2 Uvrštenjem izraza: sin 2 α =

1 − cos 2 α , dobiva se konačan izraz za put klipa, identičan ranijem 2

izrazu (4.6): λ ⎡ ⎤ h = r ⋅ ⎢1 − cos α + (1 − cos 2α )⎥ 4 ⎣ ⎦ 4.1.5.

Gibanje klipnjače

Kutna brzina njihanja klipnjače ωklipnj dobiva se deriviranjem jednakosti: l ⋅ sin β = r ⋅ sin a (vidi sliku 4.1.) po vremenu: r ⋅ sin a , l

r =λ l

β& ⋅ cos β = λ ⋅ α& ⋅ cos α ,

α& = ω

sin β =

ωklipnj

cos α cos α = β& = ω ⋅ λ ⋅ = ω⋅λ⋅ cos β 1 − λ 2 sin 2 α

(4.11)

Razvojem u red dobiva se izraz: 1 1 ⎛ ⎞ ωklipnj = β& = ω ⋅ λ ⋅ ⎜ C1 ⋅ cos α + C3 ⋅ cos 3α + C5 ⋅ cos 5α + ...⎟ 3 5 ⎝ ⎠ 3 8

(4.11a) 1 8

gdje je: ω - kutna brzina koljenastog vratila ; C1 ≈ 1 , C3 ≈ − λ 2 , C5 ≈ λ 4 , … Relativna kutna brzina ležaja klipnjače u odnosu na rukavac koljenastog jednaka je: ⎛ λ ⋅ cos α ⎞⎟ ωlež klipnj = ω + ωklipnj = ω ⎜1 + ⎟ ⎜ 1 − λ 2 sin 2 α ⎠ ⎝

(4.12)

Primjer: Motor s cilindrima smještenim u rasporedu V-45° ima glavnu klipnjaču s viličastom velikom glavom koja hvata rukavac koljenastog vratila. Druga, pomoćna klipnjača hvata u sredinu rašljaste glave glavne klipnjače, na vanjsku stranu ležaja glavne klipnjače koji je čvrsto stegnut u njenoj velikoj glavi. Zbog toga u ležaju pomoćne klipnjače nema rotacije, nego ona samo oscilira u odnosu na glavnu. Treba izračunati relativnu 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


7 (2009-09-10)

kutnu brzinu u ležaju pomoćne klipnjače. Duljina klipnjače je l = 540 mm, hod klipa H = 2r = 254 mm a brzina vrtnje n = 600 min-1. Uvođenjem omjera klipnjače λ = r/l u jednakost na slici 4.7., kutovi β1 i β2 mogu se izraziti u obliku: r sin β1, 2 = ⋅ sin α1, 2 = λ ⋅ sin α1, 2 . l

Kut među klipnjačama iznosi: γ = δ + β1 − β 2 = δ + arcsin(λ ⋅ sin α1 ) − arcsin(λ ⋅ sin α 2 ) . Kutna brzina u ležaju velike glave klipnjače 2 jednaka je relativnoj kutnoj brzini jedne klipnjače u donosu na drugu: ω1/2 = γ′ =

⎛ dγ dγ dα dγ λ ⋅ cos α1 λ ⋅ cos α 2 ⎜ − = ⋅ = ω⋅ = ω⋅⎜ 2 2 dt dα dt dα ⎜ 1 − λ sin α 1 − λ 2 sin 2 α 2 1 ⎝

⎞ ⎟ ⎟. ⎟ ⎠

δ = 45°

1

1

2

γ = δ + β 1 - β2

γ

2

l β1

α1

l

β2 α2 r

+ω r·sinα1 = l·sinβ 1

Slika 4.7. Shema klipnog mehanizma V-motora s glavnom i pomoćnom klipnjačom Kut α2 mjeri se od uzdužne osi drugoga cilindra, a jednak je: α 2 = α1 − δ . Ekstremi kuta γ između glavne i pomoćne klipnjače dobivaju se iz uvjeta γ′ = 0 , tj. kada kut zakreta koljenastog vratila poprima vrijednosti: α1 =

δ + n⋅π ; 2

n = 0, 1, 2, ... .

60

15

50

10

40

5 22.5°

30

0

202.5°

20

-5

10

-10

0

Kutna brzina jedne klipnjače u odnosu na drugu ω1/2, (rad/s)

Kut među klipnjačama γ, (°)

Za zadane podatke dobiveni su ovi rezultati: γ max = 54.55° , γ min = 35.45° , γ max − γ min = 19.09° . Dijagram kutne brzine u ležaju pomoćne klipnjače prikazan je na slici 4.8. Srednja brzina u ležaju jednaka je nuli (gibanje prestaje kod γ min i γ max ) a ekstremne vrijednosti kutne brzine su ± 10.68 rad/s i odgovaraju brzini vrtnje od ±101.9 min-1.

-15 0

90

180 270 Kut zakreta koljenastog vratila α1, (°)

360

Slika 4.8. Kutna brzina ω1/2 u ležaju pomoćne klipnjače kod n = 600 min-1. 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


8 (2009-09-10)

4.2. SILE U KLIPNOM MEHANIZMU, MOMENT I SNAGA MOTORA Sile u klipnom mehanizmu su sile izazvane pritiskom plinova na klip te sile inercije oscilirajućih i rotirajućih masa. Predznak:

Fpl +Fn

+Fn

-Fn

Fklpnj

-F mosc +F

l

*

Fn

+F

A

l* β +Fklpnj F

+F

Fn

Fpl

Ft mrot

-Mreakc

Ft α Fr O Fn

B +ω

Fin

r

+Mi

Ft F Fklpnj

Fklpnj

Ft

Slika 4.9. Sile u klipnom mehanizmu. U sredini: u osi rotacije O dodana je i oduzeta sila u klipnjači Fklpnj , ravnoteža sila time nije narušena. Tangencijalna sila Ft okreće koljenasto vratilo, a radijalna sila Fr opterećuje glavne ležajeve koljenastog vratila. Desno: zakretni moment Ft ⋅ r na koljenastom vratilu (dolje) i moment Fn ⋅ l * reakcije kućišta koji preuzimaju oslonci motora (gore).

Predznaci sila (slika 4.9.): pozitivan smjer sile na klip F podudara se sa smjerom djelovanja pritiska plinova u taktu ekspanzije; sve sile koje nastaju pod djelovanjem pozitivne sile F također su pozitivnoga predznaka. S gornje strane na klip djeluje tlak plinova u cilindru pcil (α ) , a s donje tlak pkuć u kućištu koljenastog vratila3. Oscilirajuća masa mosc sastoji se od mase klipa mk , klipnih prstenova mkp , osovinice mosov , osigurača osovinice mosig te dijela klipnjače koji se giba pravocrtno mklpnj,osc . Rotirajuća masa mrot sadrži masu letećeg rukavca mruk , masu ramena radilice mra te masu dijela klipnjače koji rotira mklpnj,rot . Iz slike 4.9. vidi se da je sila plinova Fpl uravnotežena unutar cilindra4. Neuravnotežena ostaje sila inercije Fin oscilirajućih masa i ona izaziva vibracije koje motor kao cjelina prenosi na oslonce5, odnosno na karoseriju vozila. 3

4

5

Tlak u kućištu koljenastog vratila se se također mijenja u ovisnosti o kutu zakreta koljenastog vratila α, ali to ovdje nije uzeto u obzir. Tlak plinova djeluje na sve strane jednako a reakcije koje pritom stvara na stijenkama cilindra uravnotežene su unutar kućišta motora; moment koji proizvodi sila plinova uravnotežen je otporima u motoru i vanjskim opterećenjem na koljenastom vratilu. Međutim nejednolikost sile plinova ima za posljedicu nejednolikost zakretnog momenta, a ona opet pojačava vibracije motora u osloncima i uzrokom je torzijskih vibracija i uslijed toga zamornih lomova koljenastog vratila.



9 (2009-09-10)

Sile u klipnom mehanizmu: a) Sile inercije oscilirajućih masa:

Fin ,1 = − mosc ⋅ a1 = −mosc ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ cos α

(4.13)

2. reda:

Fin ,2 = − mosc ⋅ a2 = − mosc ⋅ r ⋅ ω2 ⋅ λ ⋅ cos 2 α

(4.14)

1. + 2. reda:

Fin = Fin ,1 + Fin ,2

(4.15)

sila inercije 1. reda:

10,000 F in,1

Sila F , N

5,000

F in,1 + F in,2

α , °KV

-F

720

+F

0 0

F in,2 180

360

540

-5,000

-10,000 usis

kompresija

ekspanzija

ispuh

-15,000

Slika 4.10. Sile inercije oscilirajućih masa. Podaci: mosc = 0.738 kg, mklpnj,osc = 0.471 kg, l = 120 mm, H = 55.5 mm, n = 6000 min-1. pcil

b) Rezultirajuća sila na klip F sastoji se dakle od sile plinova Fpl i sile

pkuć

inercije oscilirajućih masa Fin : F = Fpl + Fin = [ pcil (α ) − pkuć ]⋅ A + Fin

(4.16)

gdje je A, m2 – površina poprečnog presjeka cilindra.

F

c) Sila na klipnjaču:

Fklpnj =

d) Normalna sila na bok cilindra:

Fn = Fklpnj ⋅ λ ⋅ sin α

3000

2000

Sila, N ISPUH

1000

0

-1000

0 KOMPRESIJA 10

(4.17)

1 − λ 2 ⋅ sin 2 α

(4.18) -2000

USIS

+Fn

-Fn

20 EKSPANZIJA Hod klipa, mm

30 40 50 60

Slika 4.11. Normalna sila na bok cilindra. Ottov motor, pi = 1.23 MPa, n = 6000 min-1. 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


10 (2009-09-10)

e) Tangencijalna sila ima pozitivan predznak ako potpomaže okretanje koljenastog vratila. Komponenta uslijed pritiska plinova iznosi:

⎛ ⎞ λ ⋅ cos α ⎟ Ft, pl = [ pcil (α ) − pkuć ] ⋅ A ⋅ sin α ⋅ ⎜1 + ⎜ 2 2 ⎟ 1 − λ ⋅ sin α ⎠ ⎝

(4.19)

… uslijed sila inercije oscilirajućih masa:

⎛ λ ⋅ cos α ⎞⎟ Ft,in = Fin ⋅ sin α ⋅ ⎜1 + ⎜ ⎟ 1 − λ 2 ⋅ sin 2 α ⎠ ⎝

(4.20)

… rezultirajuća: Ft = Ft,pl + Ft,in

(4.21)

Međutim, koljenasto se vratilo okreće samo uslijed onoga dijela tangencijalne sile koji potječe od pritiska plinova na klip. Ukupan rad dijela tangencijalne sile koji je posljedica sila inercije oscilirajućih masa, u jednom je periodu tangencijalne sile jednak nuli (ako se zanemari rad sila trenja). Period tangencijalne sile kod višecilindarskih motora jednak je međusobnom razmaku paljenja cilindara, koji se određuje prema izrazu (4.37). f) Radijalna sila ima pozitivan predznak kada djeluje od rukavca klipnjače prema osi rotacije koljenastog vratila. Komponenta uslijed pritiska plinova iznosi:

⎛ ⎞ λ ⋅ sin α ⎟ Fr, pl = [ pcil (α ) − pkuć ] ⋅ A ⋅ ⎜ cos α − ⎜ 2 2 ⎟ 1 − λ ⋅ sin α ⎠ ⎝

(4.22)

… uslijed sila inercije oscilirajućih masa:

⎛ ⎞ λ ⋅ sin α ⎟ Fr,in = Fin ⋅ ⎜ cos α − ⎜ 2 2 ⎟ 1 − λ ⋅ sin α ⎠ ⎝

(4.23)

… uslijed centrifugalne sile rotirajućeg dijela klipnjače: Fr, klpnj = −mklpnj, rot ⋅ r ⋅ ω2

(4.24)

… rezultirajuća: Fr = Fr, pl + Fr, in + Fr, klpnj

(4.25)

g) Indicirani moment motora:

M i = Ft ⋅ r

(4.26)

Period indiciranog momenta višecilindarskih motora identičan je periodu tangencijalne sile.



11 (2009-09-10)

40 000

F pl

Sila na klip Ottov motor, p i = 1,23 MPa, n = 6000/min D = 86 mm, H = 55.5 mm, l = 120 mm m osc = 738 g, m klpnj, rot = 471 g

30 000

20 000

F pl + F in

Sila F , N

10 000

0 0

180

360

540

F in

α , °KV

720

-10 000 usis

-20 000

kompresija

+F

ekspanzija

+F

+F +M

ω

+F +M

-M ω

ω

300

Indicirani moment

250

ispuh

-M ω

M max

200

Indicirani moment M i, Nm

150 100

M i, sr = 45 Nm

50 0 -50

0

180

360

540

α , °KV 720

-100 -150 -200 -250 motor: usporava

M min ubrzava

usporava

Slika 4.12. Sila na klip i indicirani moment jednocilindarskog četverotaktnog Ottovog motora: u 1. i 3. taktu (usis i ekspanzija) pozitivna tangencijalna sila proizvodi pozitivan moment, a u 2. i 4. taktu (kompresija i ispuh) negativan.

Promotri li se slika 4.12., vidi se da u taktu usisa pozitivna sila F daje pozitivni moment M, u taktu kompresije pozitivna sila F daje negativni moment M. Moment poprima vrijednosti nula onda kad je: 1. rezultirajuća sila na klip (Fpl + Fin) jednaka nuli i 2. u GMT i DMT, tj. kad je kut zakreta koljena radilice jednak 0, π, 2π, 3π, ... Tok grafova jako ovisi o brzini vrtnje motora. Kod brzohodnih (Ottovi motori) veći je utjecaj sila inercije Fin, a kod sporohodnih (Dieselovi) sila plinova Fpl, vidi i sliku 4.14. Izrazita neujednačenost zakretnog momenta dovodi u radu motora do torzijskih vibracija koljenastog vratila, pa je to jedan od glavnih kriterija za proračun koljenastog vratila. Neujednačenost krivulje momenta smanjuje se s povećanjem broja cilindara, slika 4.13. Kod motora s malim brojem cilindara vršne vrijednosti momenta višestruko premašuju srednju vrijednost koju kao podatak navodi proizvođač. To se iskazuje stupnjem neujednačenosti momenta k. U slučaju nepovoljnog opterećenja, npr. kad se vozilo, kome su pogonski kotači 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


12 (2009-09-10)

zaglavljeni između kamenja na terenu, izvlači snagom vlastitog motora, ove vršne vrijednosti momenta opterećuju cjelokupni lanac prijenosa snage od motora do kotača pa može doći do loma najslabijeg elementa. h) Indicirana snaga motora kod brzine vrtnje n (s −1 ) : Pi = M i ⋅ ω = M i ⋅ 2 π n

(4.27) 180°

180°

180°

Primjer: 4-cilindarski, 4-taktni, redni motor ima redoslijed paljenja 1 − 3 − 4 − 2 . Paljenje 2. cilindra zaostaje za 1. cilindrom za: 3 × 180° = 540° Tangencijalna sila drugog cilindra zaostajati će za silom prvoga cilindra za kašnjenje paljenja drugog cilindra u odnosu na prvi: Ft ,2 (α1 ) = Ft ,1 (α1 − 540°) . Isto pravilo važi i za ostale cilindre. Prema tome, ukupna tangencijalna sila svih četiriju cilindara biti će: Ft =

4

∑ Ft, j = Ft,1 + Ft,2 + Ft,3 + Ft ,4 = Ft,1 (α1 ) + Ft,1 (α1 − 540°) + Ft,1 (α1 − 180°) + Ft ,1 (α1 − 360°) j =1

Indicirani moment svih četiriju cilindara biti će: M i (α1 ) = Ft (α1 ) ⋅ r .

i) Oslonci motora moraju primiti moment reakcije kućišta motora Fn ⋅ l * ⋅ η m , koji je jednak efektivnom zakretnom momentu Ft ⋅ r ⋅ η m (vidi sliku 4.9.): M oslon = M e = Ft ⋅ r ⋅ η m = Fn ⋅ l * ⋅ η m

Na oslonce se također prenose i vibracije uslijed neuravnoteženih sila inercije oscilirajućih masa te uslijed neuravnoteženih centrifugalnih sila. j) Protuutezima na koljenastom vratilu mogu se uravnotežiti centrifugalne sile rotirajućih masa mrot i 50 % sila inercije 1. reda uslijed oscilirajućih masa mosc (vidi potpoglavlje: 4.4. Uravnotežavanje sila inercije).


4. Kinematika i sile u klipnom mehanizmu Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem 800

period = 360 °KV

M i (Nm)

400

(2009-09-10)

n, min-1:

1+2

600

13

1

6000

3000

1 cilindar:

k = 16.2

13.1

2 cilindra:

k = 13.1

6.5

91 Nm

200 0 -200

0

90

180

270

360

450

540

630

720

-400

2 cil.

-600

k=

1 200 1 000

M max − M min M

800 600

180 ° M i (Nm)

400 200

1

181 Nm

4 cilindra:

k = 10.1

2.2

0 -200

0

90

180

270

360

450

540

630

720

-400 -600

4 cil.

-800

Period ( 4T ) =

800

720 , °KV broj cilindara

600 400

M i (Nm)

120 °

1

272 Nm

200 0 -200

0

90

180

270

360

450

540

630

6 cilindara:

k = 2.9

1.6

8 cilindara:

k = 1.3

1.5

12 cilindara: k = 0.7

0.7

720

-400 6 cil.

-600 800 600

90 °

363 Nm

M i (Nm)

400 200

1

0 -200

0

90

180

270

360

450

540

-400

630

720

V - 8 cil.

-600 800

60 °

545 Nm

600

M i (Nm)

400 200

1

0 -200 -400 -600

0

90

180

270

360

450

540

630

720

α , °KV → V - 12 cil.

Slika 4.13. Utjecaj broja cilindara na krivulju zakretnog momenta motora. Indicirani moment četverotaktnog Ottovog motora s jednakim razmacima paljenja, s 2, 4, 6, 8 i 12 cilindara, srednjeg indiciranog tlaka pi = 1.23 MPa i brzine vrtnje n = 6000 min-1, indicirane snage 29 kW/cil., odnosno 49 kW/dm3. Kod manje brzine vrtnje (3000 min-1) sile inercije su manje, ne samo amplitude nego i vršne vrijednosti krivulje momenta su također manje, pa je i stupanj neujednačenosti momenta k manji (desni stupac). 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


14 (2009-09-10)

k=

1 500

M max − M min M

1 000

1 M i (Nm)

500

1000 min-1:

181 Nm

0 0

90

180

270

360

450

540

630

720

630

720

-500

k = 3.7

Rezultirajući moment sastoji se najvećim dijelom od momenta sile pritiska plinova na klip u taktu ekspanzije.

1000 min-1

-1 000 1 500

1 000

1

M i (Nm)

500

181 Nm

3000 min-1:

k = 2.2

6000 min-1:

k = 10.1

1,500

8000 min-1:

k = 20.0

1,000

Moment uslijed samih sila inercije (”inercija”) ima negativne amplitude čak veće nego rezultirajući moment Mi (”plinovi + inercija”). To znači da će kod 8000 min-1 klipni mehanizam biti nešto jače opterećen ako se motor vrti bez tereta. (Sila plinova u GMT-izgaranje djeluje suprotno sili inercije klipa tj. rasterećuje klipni mehanizam i smanjuje negativne amplitude indiciranog momenta Mi.)

0 0

90

180

270

360

450

540

-500 3000 min-1

-1 000 1 500

M i (Nm)

1 000 500

181 Nm

1

0 0

90

180

270

360

450

540

630

720

-500 6000 min-1

-1 000 2,500 2,000

M i (Nm)

500

181 Nm

1

0 -500

0

90

180

270

360

450

540

-1,000 -1,500

plinovi + inercija

-2,000 -2,500

α , °KV →

inercija

630

720

8000 min-1

Slika 4.14. Utjecaj brzine vrtnje na krivulju zakretnog momenta motora. Indicirani moment četverotaktnog četverocilindarskog rednog Ottovog motora. Srednji indicirani tlak pi = 1.23 MPa je isti kod svih brzina vrtnje n = 1000, 3000, 6000 i 8000 min-1. Kod male brzine vrtnje (1000 min-1) prevladavaju sile plinova, dok se kod srednje (3000 min-1) sile plinova i sile inercije se međusobno najviše poništavaju i motor se najmirnije vrti (k je najmanji). Kod velikih brzina vrtnje (8000 min-1) utjecaj sila plinova se gotovo posve izgubio te prevladavaju sile inercije (rastu s kvadratom brzine vrtnje).



15 (2009-09-10)

4.3. TANGENCIJALNI TLAK, SREDNJI MOMENT, SREDNJA TANGENCIJALNA SILA U analizi sila u klipnom mehanizmu često se umjesto sila primjenjuju zamišljeni tlakovi, koji se dobivaju kao kvocijenti sile i efektivne površine čela klipa. Tako se npr. tangencijalna sila Ft (α ) zamjenjuje tangencijalnim tlakom pt (α) , jednakim: p t (α ) =

Ft (α)

(4.28)

D2 ⋅ π 4

Na taj se način mogu međusobno uspoređivati dobiveni rezultati motora različitih veličina, što inače ne bi bilo moguće. Period tangencijalne sile (a time i zakretnog momenta) četverotaktnog motora sa z-cilindara iznosi 4π / z . Srednji indicirani zakretni moment tog motora jednak je: 4π z

M i,sred =

4π z

∫ M i (α) ⋅ dα ∫ Ft (α) ⋅ r ⋅ dα 0

4π z

=

0

4π z

= Ft,sred ⋅ r

(4.29)

Efektivni zakretni moment M e , što ga iskazuje proizvođač motora, jednak je upravo srednjoj vrijednosti indiciranog momenta kod promatrane brzine vrtnje n umanjenoj za mehaničke gubitke ( η m - mehanički stupanj korisnosti motora):

M e (n) = M i,sred (n) ⋅ ηm

(4.30)

Vršne vrijednosti zakretnog momenta motora mogu i višestruko premašiti ovu srednju vrijednost. Npr. kod 1-cilindarskog četverotaktnog motora na slici 4.13., kod 6000 min-1, amplituda zakretnog momenta je k / 2 = 8,1 puta veća od srednje vrijednosti. To u nepovoljnim pogonskim uvjetima uporabe vozila često dovodi do lomova elemenata prijenosnika snage. Srednja tangencijalna sila Ft,sr može se izračunati i iz indicirane snage Pi motora, odnosno

iz srednjeg indiciranog momenta M i,sr ( pi - srednji indicirani tlak; T = - broj taktova motora; z – broj cilindara): 2n 2n 2n D2 ⋅ π D2 ⋅ π = z⋅ ⋅ H ⋅ pi = z⋅ ⋅ 2 r ⋅ pi Pi = z ⋅ VH ⋅ pi T 4 T 4 T

(4.31)

Pi = M i,sr ⋅ ω = Ft,sr ⋅ r ⋅ 2 π n

(4.32)

Izjednačavanjem ovih dviju jednadžbi dobiva se srednja tangencijalna sila kod brzine vrtnje n: Ft,sr =

D2 z D2 ⋅ π 2 z ⋅ ⋅ pi ⋅ ⋅ pi = 2 T 4 πT

Srednji tangencijalni tlak pt,sr kod brzine vrtnje n jednak je:


(4.33)


pt,sr =

Ft,sr 2

D π 4

=

2z ⋅ pi πT

16 (2009-09-10)

(4.34)

2 π

Npr. za 4-taktni, 4-cilindarski motor srednji tangencijalni tlak iznosi: pt,sr = ⋅ pi . Uvrštenjem (4.33) u (4.29) dobiva se srednji indicirani zakretni moment 4-taktnog motora izražen pomoću srednjeg indiciranog tlaka: M i,sr (n) =

D2 ⋅ z ⋅ r ⋅ pi (n) 2T

(4.35)

4.4. URAVNOTEŽAVANJE SILA INERCIJE Sile u klipnom mehanizmu izazvane su pritiskom plinova na klip te tromošću, odnosno inercijom oscilirajućih i rotirajućih masa. Nejednolika sila plinova u cilindru ima za posljedicu nejednoliki moment motora. S povećanjem broja cilindara smanjuje se neujednačenost rezultirajućeg zakretnog momenta a također se postiže bolja međusobna uravnoteženost inercijskih sila oscilirajućih masa klipnoga mehanizma. Svojim djelovanjem sile plinova okreću motor ali zajedno s inercijskim silama opterećuju dijelove motora i stvaraju reakcije u osloncima tj. djeluju na podlogu.

Slika 4.15. Sile plinova i sile inercije u klipnom mehanizmu okreću koljenasto vratilo ali i opterećuju dijelove motora i stvaraju reakcije u njegovim osloncima.

Sile se ne mogu poništiti već se mogu samo uravnotežiti dodavanjem protusila i to: ● protuutezima na radilici: o centrifugalne sile o sile inercije 1. reda: (50%) ● parom osovina s utezima (svaka se vrti na svoju stranu 2 × brže od koljenastog vratila): o sile inercije 2. reda Uravnotežavanje sila inercije oscilirajućih masa. Ove sile, određene izrazima (4.13) do (4.15), djeluju na uzdužnoj osi cilindra, mijenjajući pritom smjer i veličinu (slika 4.10.). Analiza ovih sila je znatno jednostavnija ako se sila inercije svakog pojedinog reda prikaže pomoću dvaju vektora polovičnih amplituda, koji rotiraju u suprotnim smjerovima (slika 4.16.). Njihova vektorska suma u svakom je trenutku jednaka sili inercije promatranog reda.



-ω Fin, 1 / 2

(2009-09-10)

Fin, 1 (α)

+ω (-)

(-)

17

(+)

Fin, 1 / 2

Fin, 1 / 2 -ω

-α

+α

(+)

Fin, 1 / 2 +ω

Slika 4.16. Sila inercije i-toga reda prikazana pomoću dva rotirajuća vektora polovičnih amplituda: koljenasto se vratilo zakrene za kut α, a vektori svaki na svoju stranu za ± iα.

Da bi se analizirala međusobna uravnoteženost pojedinih cilindara motora dovoljno je promatrati sile inercije u nekom karakterističnom položaju koljenastog vratila, npr. kad je referentni 1. cilindar. u GMT. Tada zvijezda koljena ujedno prikazuje zvijezdu vektora sila inercije prvoga reda (slika 4.19.). U GMT i vektor sile inercije drugoga reda je okrenut prema GMT. U DMT je koljeno 2. cilindra udaljeno za 180° od GMT, pa su se polovični amplitudni vektori sile inercije 2. reda zaokrenuli za kut 2×180° = 360°, odnosno nalaze su u GMT.

Slika 4.17. Protuutegom na koljenastom vratilu može se uravnotežiti samo ona polovica sile inercije prvoga reda koja rotira na istu stranu kao i koljenasto vratilo.

Protutuezima na koljenastom vratilu može se uravnotežiti samo onaj vektor koji se okreće u istom smjeru (+ω) kao i koljenasto vratilo, tj. može se uravnotežiti samo 50% sile inercije prvoga reda. Za uravnotežavanje drugog vektora, u motor treba ugraditi osovinu s utezima koja se okreće jednako brzo kao i koljenasto vratilo ali u suprotnom smjeru (- ω). Ukoliko bi se na koljenasto vratilo stavili dovoljno veliki utezi da se uravnoteži cijela sila inercije prvoga reda, rezultirajuća bi sila u GMT i DMT bila jednaka nuli, ali bi zato kod α = 90°KV ostala neuravnotežena inercijska sila jednaka punom iznosu amplitude Fin,1, odnosno motor bi vibrirao poprečno tj. u ravnini okomitoj na uzdužnu os cilindra. (α = 0°)

(α = 45°)

ΣF = 0

Σ F = 2 ⋅ Fin,1 ←

(α = 90°)

Rezultirajuća sila (α = 90°)

Σ F = Fin,1 ←

Slika 4.18. Na koljenasto vratilo je ugrađen preveliki protuuteg čija je centrifugalna sila jednaka punom iznosu amplitude sile inercije 1. reda Fin,1. Time je pravac djelovanja rezultirajuće sila zakrenut za 90° u ravninu okomitu na uzdužnu os cilindra. 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


18 (2009-09-10)

Uravnotežavanjem motora inercijske sile ne nestaju, nego se samo poništava njihovo djelovanje prema van, tj. motor se u osloncima manje trese. Pri uobičajenom omjeru polumjera osnog koljena i duljine klipnjače λ = r / l = 1 / 3 iznosi: veličina sila inercije (%)

1. 100

2. 33

4. 1

6. reda 0.03

Kod rednih motora vrijedi pravilo: ako su koljena raspoređena simetrično duž koljenastog vratila, tada je motor uravnotežen u pogledu sila inercije 1. reda i njihovih momenata (oko težišta T smještenog u prvoj aproksimaciji u sredini koljenastog vratila). Ovaj je uvjet ispunjen npr. kod 4-taktnog, 4-cilindarskog rednog motora.

4.5. REDOSLIJED I RAZMACI PALJENJA Redoslijed paljenja je redoslijed po kome cilindri pale jedan za drugim. On je određen brojem taktova motora, brojem i rasporedom cilindara te rasporedom koljena koljenastog vratila ili radilice. Redoslijed paljenja rezultat je kompromisa između zahtjeva za jednakim razmacima paljenja radi jednoličnijeg toka rezultirajuće tangencijalne sile svih cilindara, zahtjeva za što boljim uravnoteženjem sila inercije i momenata sila inercije masa koje se gibaju pravocrtno uzimajući pritom u obzir i namjenu motora, zahtjeva za povoljnijim opterećenjem i jednostavnijom izradom radilice itd. U tu svrhu treba u većini slučajeva što jednoličnije porazmjestiti paljenje pojedinih cilindara duž osnovnog perioda od jednog radnog procesa. PRAVILA ZA REDNE MOTORE

1. Broj mogućih redoslijeda paljenja kod rednih 4-taktnih motora s 2-strukim zrakama u zvijezdi koljena i sa z koljena iznosi: 2

z −1 2

(4.36)

2. Kod 4-taktnih motora s parnim brojem koljena dobivaju se jednaki razmaci paljenja između pojedinih cilindara ako zvijezda koljena ima 2-struke zrake (vidi sliku 4.19.). 3. Redoslijed paljenja dobije se tako da zvijezda koljena ostane nepomična a os cilindra se zakrene suprotno od smjera vrtnje (ω). Obilazeći zvijezdu 2 puna okretaja (kod 2T-motora 1 okretaj) treba po jednom očitati svako koljeno. Redoslijed očitavanja predstavlja redoslijed paljenja pojedinih cilindara. 4. Razmak paljenja, kod motora s jednakim razmacima paljenja između pojedinih cilindara i sa z cilindara, iznosi: α rp = α rp =

4π → kod 4 - taktnih motora z

(4.37)

2π → kod 2 - taktnih motora z

Period tangencijalne sile, odnosno period momenta, je kod motora s jednakim razmacima paljenja jednak razmaku paljenja (vidi sliku 4.13.). Primjer: Treba odrediti redoslijede paljenja 4-taktnog, 4-cilindarskog, rednog motora (slika 4.19.) te analizirati njegovu uravnoteženost. 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


19 (2009-09-10)

Broj redoslijeda paljenja prema (4.36) iznosi 2. Promotri li se oblik koljenastog vratila na slici 4.19. vidi se da su razmaci paljenja između pojedinih cilindara jednaki te iznose 180°KV: 1

-

2

180°

1

-

3

180°

-

4

180°

180°

-

3

(I)

2

(II)

180°

4

180°

Većina motora izvedena je s ovim drugim redoslijedom. Kad je klip 1. cilindra u GMT, sve sile inercije drugoga reda su također okrenute prema GMT. Ovaj motor je potpuno uravnotežen u pogledu sila inercije 1. reda i njihovih momenata. Momenti sila inercije drugoga reda su također uravnoteženi, ali je amplituda rezultirajuće sila inercije drugoga reda jednaka četverostrukoj vrijednosti amplitude jednoga cilindra: Σ Rin,2 = 4 ⋅ Rin,2 = 4 ⋅ mosc ⋅ r ⋅ ω 2 ⋅ λ . Kako je kod automobilskih motora najmanji omjer klipnjače λ = 1 / 4 , proizlazi da će rezultirajuća amplituda biti: Σ Rin,2 = 4 ⋅ mosc ⋅ r ⋅ ω 2 ⋅ 1/ 4 = mosc ⋅ r ⋅ ω 2 , a to je upravo vrijednost amplitude sile inercije prvoga reda jednoga cilindra. Dakle, u 4-taktnom, 4cilindarskom rednom motoru neuravnotežene sile inercije drugoga reda imaju rezultantu po veličini jednaku sili inercije prvoga reda, jednoga cilindra. Frekvencija ove rezultante je dvaput veća od frekvencije motora. Za uravnotežavanje rezultirajuće sile inercije drugoga reda u motor treba ugraditi dvije osovine s utezima, koje rotiraju u suprotnim smjerovima dvaput brže od radilice. Jedna od njih uravnotežuje onu komponentu Fin,2 / 2 koja se vrti kutnom brzinom +2 ω , a druga onu koja ide s −2 ω .

Slika 4.19. Uravnoteženost 4-taktnog, 4-cilindarskog, rednog motora. Zadaća: Treba odrediti redoslijede paljenja te analizirati uravnoteženost sila inercije oscilirajućih masa ovih motora (slika 4.20.): 2-cilindarski redni s koljenima pod 360 i pod 180°KV ; 2-taktni, 4-cilindarski, redni. 4 3

2

1

2

1

2

1

Slika 4.20. Koljenasto vratilo rednih motora: 2-cilindarskih i 2-taktnog, 4-cilindarskog. 04_MSUI_Kinematika_dinamika_klipnog_mehanizma_3_za_predavanje.doc


20 (2009-09-10)

4.6. BROJ I RASPORED CILINDARA, SMJER VRTNJE BROJ I RASPORED CILINDARA (tablica 4.1.) Jednoklipni motori Radni prostor u kome se odvija proces omeđen je glavom cilindra, cilindrom i klipom. Redni motor (1) (njem. Reihenmotor) ima cilindre smještene u jednom redu. V-motor (2) ima cilindre smještene u dvije ravnine, međusobno pod kutem, u obliku slova V. Kod pravih V-motora (njem. echter V-Motor) klipnjače obih cilindara jednoga V-elementa hvataju isti leteći rukavac radilice, dok kod nepravih V-motora (njem. unechter V-Motor) svaka klipnjača ima svoj leteći rukavac. Zvjezdasti motor (3) (njem. Sternmotor) ima cilindre u jednoj ili u više ravnina, raspoređene u obliku zvijezde. Bokser motor (4) (njem. Boxermotor) ima cilindre jedan nasuprot drugome, smještene u istoj ravnini. Svaka klipnjača ima svoj leteći rukavac. Ako dvije klipnjače u jednom paru nasuprotnih cilindara hvataju na isti leteći rukavac, tada se radi o motoru V-180°. Višeklipni motori Radni prostor u kome se odvija proces omeđen je cilindrom i više klipova (većinom dva). U-motor (5) (njem. U-Motor, Doppelkolbenmotor) ima dva klipa koji se gibaju u istom smjeru. Protuklipni motor (6) (njem. Gegenkolbenmotor) ima dva klipa koji se u istom cilindru gibaju u suprotnim smjerovima. SMJER VRTNJE (DIN 73021)

Vrtnja udesno: u smjeru kazaljke sata, promatrač gleda motor u pravcu uzdužne osi radilice i to sa strane nasuprot onoj na kojoj se predaje snaga; (njem. Rechtslauf, engl. clockwise (cw)). Vrtnja ulijevo: u smjeru suprotnom od kazaljke sata, promatrač gleda motor u pravcu uzdužne osi radilice i to sa strane nasuprot onoj na kojoj se predaje snaga; (njem. Linkslauf, engl. counter clockwise (ccw)). SMJER BROJENJA CILINDARA automobilskih motora (DIN 73021) 6

Cilindri se označavaju brojevima 1, 2, 3, ... onako kako su po redu smješteni u zamišljenoj referentnoj ravnini koja se na početku brojenja nalazi u vodoravnom položaju te se zakreće oko uzdužne osi radilice u smjeru kazaljke sata. Kada se referentna ravnina pri zakretanju poklopi s ravninom jednog reda cilindara, izbroje se svi cilindri u toj ravnini te se tek potom referentna ravnina zakreće dalje u smjeru kazaljke sata, u potrazi za novim redom cilindara. Promatrač pritom gleda motor u pravcu uzdužne osi koljenastog vratila i to sa strane nasuprot onoj na kojoj se predaje snaga (tablica 4.2.). Ako se u referentnoj ravnini nađe više cilindara, onaj koji je najbliži promatraču dobiva početnu brojku 1, odnosno početnu brojku koja je na redu za promatranu ravninu cilindara.

6

Važi samo za motore motornih vozila. Kod motora za opću uporabu kao i za brodske motore normiran je obratni smjer gledanja (pogled na motor od strane predaje snage). Norme: ISO 1204 i 1205, DIN 6265.



21 (2009-09-10)

Tablica 4.1. Oblici klipnih motora s obzirom na broj i raspored cilindara 1

2

3

4

5

6

Tablica 4.2. Brojenje cilindara klipnih motora Broj cilindara

oblik motora predaja snage

4 5 6

1 1 1 1 1 1

3 2 5 4 6 4

4 4 3 2 2 7

2 5 6 6 5 3

4 6 8

1 1 1 1

3 2 6 8

2 5 3 3

4

1 4 3 2

8

predaja snage

predaja snage

Redoslijed paljenja (primjeri) ili

1 2 4 3

4 3 3 7 4 5 2 6

ili ili ili ili

1 1 1 1

4 6 4 3 5 4 7 2 8 6 4 5 2 7

ili ili

1 4 5 6 2 3 1 5 4 8 6 3 7 2

3 2 5 8 8

2 4 3 3

4 5 6 2

6 6 8 5

5 3 4 8

3 2 2 7 5 6 7 4

LITERATURA: [1.] Lang O. R.: Triebwerke schnellaufender Verbrennungsmotoren, Konstruktionsbücher 22. Springer-Verlag Berlin / Heidelberg / New York 1966. [2.] Maass, H., Klier, H.: Kräfte, Momente und deren Ausgleich in der Verbrennungskraftmaschine, Neue Folge Band 2, Springer-Verlag, Wien - New York 1981, ISBN 3-211-81677-1. [3.] Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 23. Aufl., Vieweg, 1999, ISBN 3-528-03876-4. [4.] Hütten H.: Schnelle Motoren seziert und frisiert. 6. Aufl., Verlag Richard Carl Schmiddt & Co. Braunschweig, 1977, ISBN 3-87708-060-10.


5. Procesi u motorima Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

V-1 (2009-11-20)

5. PROCESI U MOTORIMA Procesi u motorima mogu se promatrati se kao: ● idealni procesi: to su zamišljeni procesi koji se odvijaju u termodinamičkim zatvorenim sustavima tj. u sustavima kod kojih nema izmjene tvari između motora (sustava) i okoliša, te kao ● realni procesi: to su procesi koji u većoj ili manjoj mjeri nalikuju stvarnim procesima u motoru, kod kojih postoji izmjena radne tvari između motora i okoliša i kod kojih se motor promatra kao termodinamički otvoreni sustav.

5.1. IDEALNI PROCESI Idealni se proces odvija uz ove pretpostavke: ● radna tvar je idealni 2-atomni plin (κ = 1.4) ● tijekom ciklusa u cilindru radna tvar ne mijenja masu ni sastav ● izgaranje je potpuno, a sam proces izgaranja se zamjenjuje dovođenjem topline Q1 ● nema izmjene radne tvari - izmjena se zamjenjuje odvođenjem topline Q2 na kraju ekspanzije ● kompresija i ekspanzija su izentropske tj. bez izmjene topline s okolišem i povrative V V ● kompresijski omjer je isti kao i kod stvarnog motora: ε = max = 1 Vmin V2

U normama DIN se umjesto "idealnog procesa" koristi pojam "potpunog motora", kod kojeg se u obzir uzima faktor pretička zraka za izgaranje λ, stvarni sastav produkata izgaranja i njihova termodinamička svojstva. Proračuni su znatno kompliciraniji a teorijski zaključci se ne razlikuju od onih dobivenih jednostavnijim razmatranjima pokazanim u nastavku. Idealni procesi se upotrebljavaju kao referentni procesi stvarnih motora u pojednostavljenim razmatranjima radi njihovog međusobnog uspoređivanja i definiranja teorijskih granica u kojima se odvijaju. OTTOV proces: toplina se u proces dovodi kod konstantnog volumena. Termički stupanj djelovanja ηt jednak je omjeru odvedenog rada wt i dovedene topline q1 :

ηt =

[ wt q −q q = 1 2 =1− 2 =1− q1 q1 q1 [

] ]

cv 14 ⋅ cv 32 ⋅

⎛T ⎞ T1 ⋅ ⎜⎜ 4 − 1⎟⎟ (T4 − T1 ) ⎝ T1 ⎠ = 1 − T1 =1− T2 ⎛T ⎞ (T3 − T2 ) T2 ⋅ ⎜⎜ 3 − 1⎟⎟ ⎝ T2 ⎠

T4 −1 T1 ⋅ T3 −1 T2

(5.1)

Omjeri temperatura se mogu napisati u obliku: T2 ⎛ v1 ⎞ =⎜ ⎟ T1 ⎜⎝ v2 ⎟⎠

κ −1

T2 T3 = T1 T4

⇒

= ε κ −1 ,

a zbog: ε =

T4 T3 = T1 T2

⇒

v1 v4 = v2 v3

je također:

T3 = ε κ −1 , T4

pa važi:

T4 T −1 = 3 −1 T1 T2

Uvrštenjem se dobiva konačni izraz za termički stupanj djelovanja: ηt = 1 −

1 ε

κ −1

05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc

(5.2)


V-2 (2009-11-20)

v2 = v3 VK

VH

GMT

DMT

p3

3

T, K

p2

2 v1 = v 4

wt

4

p4 p1

1 q1

q2

s, J/(kg K)

Slika 5.1. OTTOv proces: toplina Q1 se dovodi kod v = konst. Iz procesa se odvodi toplina Q2 i tehnički rad Wt. Oznake: DMT, GMT – donja / gornja mrtva točka (krajnji položaji klipa), VH – radni volumen cilindra; VK – kompresijski volumen; κ = c p / cv ; ξ = p3 / p2 = omjer

povećanja tlaka kod izgaranja. Dijagram na lijevoj strani prikazuje apsolutne veličine (Q, V, W) i odnosi se na količinu radne tvari koja odgovora jednom radnom procesu. Dijagram na desnoj strani (q, v, w) odgovara 1 kilogramu radne tvari u cilindru. DIESELOV proces: toplina se u proces dovodi kod konstantnog tlaka.

p

Q1

T, K

(Pa)

v3 v2

p2=p3

ρ 3

2

3 p2 = p3

2

wt κ

Wt κ

δ

ε

p1 V2 GMT VK

VH

v1 = v4 4

p4 p1

4

Q2

1 V1=V4 DMT

V

1 q1

q2

s, J/(kg K)

(m3)

Slika 5.2. DIESELov proces: toplina Q1 se dovodi kod p = konst. Oznake: ρ = V3 / V2 = omjer povećanja volumena kod izgaranja; ϑ = V4 /V3 = ekspanzijski omjer (stupanj ekspanzije).

DIESELov proces ima dana samo povijesni značaj. Niti jedan DIESELov motor danas ne radi po ovom referentnom procesu. 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-3 (2009-11-20)

SABATHEov proces: toplina se u proces dovodi kod konstantnog volumena i kod konstantnog tlaka.

Q1”

p, Pa 3

Q1

’

ρ

T,

3’

K 3

ξ

’

Q1 = Q1 + Q1

2

κ

Wt

p2

v4 = v4

wt

4

4

VH

p4 p1

Q2

1

p3

3’

2

δ

ε VK

”

v3’

v2 = v3

1

q1” q 1’

V, m 3

V1

q2

s,

J/kg K

Slika 5.3. SABATHEov proces: toplina Q1 se dovodi kod v = konst. i kod p = konst. Termički stupanj djelovanja sva tri procesa može se izraziti jednim izrazom:

ηt =

Wt 1 = 1 − κ −1 ⋅ k Q1 ε

(5.3)

k O = 1 ................................................................. Otto

kD =

ρκ − 1 κ ⋅ (ρ − 1)

................................................... Diesel

ξ ⋅ ρκ − 1 kS = (ξ − 1) + κ ⋅ ξ ⋅ (ρ − 1)

Wt = Q1 − Q2 ,

Q1 = Q1′ + Q1″ ,

................................ Sabathe ε=

V1 , V2

ρS =

v3′ , v3

ρD =

v3 , v2

ξ=

p3 p2

Iz izraza (5.3) se vidi da ηt ovisi o kompresijskom omjeru ε : η t = f (ε ) Kod automobilskih motora kompresijski omjer iznosi: kod OTTOvih: kod DIESELovih (DI):

8 … 12 16 … 19

(kod motora s komorom: 21 … 23)

Osim o kompresijskom omjeru, termički stupanj djelovanja SABATHEovog procesa ovisi i o omjeru dovedenih toplina Q1’ i Q1”, a taj se omjer može posredno prikazati pomoću najvećeg tlaka p3. Rezultati su prikazani na slici 5.4. SABATHEov proces je referentni proces za sve DIESELove motore, dok se za OTTOve motore kao referenti proces primjenjuje OTTOv proces. S obzirom na to da posljednjih godina mnogi proizvođači intenzivno rade na razvoju motora koji usisavaju gorivu smjesu i u kojima ta se 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-4 (2009-11-20)

homogena smjesa pali uslijed povećanja temperature kod kompresije (tzv. HCCI-proces, engl. Homogeneous Charge Compression Ignition), razlike između Ottovih i DIESELovih motora postaju sve manje. Stoga se može očekivati da će SABATHEov proces postati referentnim procesom svih klipnih motora. Kako u idealnim procesima nema izmjene radne tvari, proizlazi da oni imaju isti ovdje prikazani oblik i za dvotaktne i za četverotaktne motore.

Slika 5.4. Termički stupanj korisnosti procesa u ovisnosti o kompresijskom omjeru. Oznake: kružić = rad automobilskog motora kod punog opterećenja; trokutić = smanjeno opterećenje. 0.8

2

0.6

ηt

0.02

κ = 1,3

0.5

ηt

κ = 1,4

2

0.7

10

0,6

1,5 λ =1

1,3

0.08

0.4

0,4

0,8

0.3

Diesel

0,2

0.2 Otto

0.1

Sabathe

0.0 0

5

10

Otto

15

TDI 20 Golf D 25

Kompresijski omjer ε

1

5

9

13

17

21

25

Kompresijski omjer ε

Slika 5.5. Lijevo: Termički stupanj korisnosti je veći ako je eksponent κ veći. Desno: S povećanjem faktora zraka, u radnoj tvari u cilindru raste udio dvoatomnih plinova pa raste eksponent κ a zbog toga i termički stupanj djelovanja1.

1

Kod dvoatomnih plinova je izentropski eksponent κ ≈ 1.4, dok je kod troatomnih κ ≈ 1.3. Dieselovi motori rade s viškom zraka: λ > 1; kod Ottovih motora je λ = 1 a kod punog opterećenja pada na 0.8 do 0.9.



V-5 (2009-11-20)

Usporedba idealnih procesa: Otto - Diesel - Sabathe Polazne pretpostavke za usporedbu: • za sve procese je početno stanje u točki 1 jednako • dovedena toplina Q1 je za sve cikluse jednaka: Q1 = konst. • kompresijski omjer ε je za sve cikluse jednak: ε = konst. p

v2

3O 3S

T

3'S 3D

2

Otto Sabathe 3S Diesel

Diesel Sabathe Otto

v'3

3O 3'

v3 p2

3D

2

v1 = v4

wt 4S

4O

4D p1

p4

1

4D 4S 4O

1

s

V

Slika 5.6. Usporedba procesa pod istim uvjetima (točka 1, ε, Q1): OTTO - DIESEL - SABATHE.

Jednadžbe stanja za točke 1 i 4 glase: slijedi:

p1V1 = RT1

i

p4V1 = RT4 ,

a kako je: V1 = V4 ,

p1 T1 = p4 T4 Iz toga se lako zaključuje da što je u točki 4 veći tlak p4, to je veća i temperatura T4. Iz (p, V)dijagrama je vidljivo da DIESELov ciklus ima najveću temperaturu u točki 4, tj. najveću temperaturu ispuha (točka 4 približno odgovara točki otvaranja ispušnog ventila). Zbog toga je njegova odvedena toplina Q2 najveća, što se zorno vidi u (T, s)-dijagramu. Drugim riječima, od ta tri ciklusa DIESELov "baca" najviše energije kroz ispuh. Promatranjem (T, s)-dijagrama, uz spomenutu pretpostavku da je dovedena toplina Q1 za sve cikluse jednaka, proizlazi: Q1,Otto = Q1,Diesel = Q1,Sabathe. Lako se uočava da se odvedena toplina Q2 razlikuje te da je: Q2,Otto < Q2,Sabathe < Q2,Diesel. Budući da je termički stupanj djelovanja određen kao: ηt =

Q1 − Q2 Q1

slijedi:

η t,Otto > η t,Sabthe > ηt, Diesel Iz ovog teorijskog razmatranja slijedi da je uz navedene pretpostavke idealni OTTOv ciklus najekonomičniji. U stvarnosti je DIESELov motor, za kojeg važi idealni SABATHEov ciklus, ekonomičniji od OTTOvog jer ima približno dvostruko veći kompresijski omjer ε, a i neke druge teorijske prednosti (manji rad izmjene radne tvari kod smanjenog opterećenja, gorivo veće gustoće). 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-6 (2009-11-20)

Ovom su usporedbom obuhvaćena jedina tri do sad pronađena tehnički izvodljiva procesa u motorima s unutarnjim izgaranjem: Ottov, Dieselov i Sabatheov. Rezultat pokazuje da najveći stupanj korisnog djelovanja od njih ima Ottov proces. Iz toga proizlazi važan zaključak, a taj je da Ottov proces predstavlja teorijske granice svakog drugog tehnički izvodljivog procesa u motorima s unutarnjim izgaranjem! Drugim riječima, svi ostali procesi, koji rade s istim kompresijskim omjerom ε, i između istog ogrjevnog i istog rashladnog spremnika, mogu u najboljem slučaju imati termički stupanj djelovanja ηt jednak Ottovom procesu a nikako veći. U te sve ostale procese ubrajaju se svi oni koji imaju već spomenuta četiri osnovna dijela: 1. usis radne tvari, 2. kompresiju, 3. izgaranje i ekspanziju te 4. ispuh. Točno je da u stvarnim motorima nema izentropske kompresije i ekspanzije, ali su zbog brzine odvijanja procesa odstupanja od uvjeta dq = 0 relativno mala. Međutim, do sada se nije uspjelo realizirati izotermičko izgaranje, pa bolji ali neizvodljiv Carnotov proces otpada kao takmac najboljem tehnički izvodljivom Ottovom procesu.

Utjecaj kompresijskog omjera i maksimalni tlak procesa

ε na snagu, temperaturu ispuha v* 2

3*

T

p*3

v2 p3

3 2* 2

v1

wt < w*t v1

p4 p*4

4

*

4

= v4

p1

1

2

ΔQ2 Q2

Q1

(višak Q2 kod nižeg ε)

> Q*2

a a

*

b b

3 2

3*

*

≡ Q*1

b

a

b*

s

Slika 5.7. Utjecaj kompresijskog omjera ε na pmax, temperaturu ispuha i snagu.

Polazne pretpostavke: ● Promatraju se dva Ottova procesa u (T, s)-dijagramu. ● Za oba procesa je početno stanje u točki 1 jednako. ● Dovedena toplina Q1 je za oba procesa jednaka: Q1 = Q*1. ● Jedan od procesa ima veći kompresijski omjer ε* (ε* > ε). Kako je ε∗ > ε, iz slike 5.7. slijedi: ● Tlak u točki 3∗ je viši nego u točki 3, iz čega se zaključuje da s porastom kompresijskog omjera raste i maksimalni tlak u procesu. ● Tlak i temperatura u točki 4∗ niži su nego u točki 4. Budući da taj dio ciklusa približno odgovara trenutku otvaranja ispušnog ventila kod realnog procesa, može se reći da je u slučaju većeg stupnja kompresije temperatura ispuha niža. ● Odvedena toplina Q2 je veća od topline Q*2 (Q2 > Q*2), pa je termički stupanj djelovanja veći kod većeg kompresijskog omjera: η*t > ηt. ● Veći termički stupanj djelovanja znači da je veći dio dovedene topline Q1 pretvoren u koristan rad Wt, pa je prema tome i snaga motora veća: P :: Wt . 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-7 (2009-11-20)

5.2. REALNI PROCESI U ČETVEROTAKTNOM MOTORU Tablica 5.1. Usporedba idealnog i realnog procesa Idealan proces

REALAN proces

Zajedničko: dovedena toplina Q1, kompresijski omjer ε, omjer klipnjače r/l proces = zatvoren tj. nema izmjene radne tvari nema razlike između četverotaktnog i dvotaktnog procesa izgaranje = potpuno

kompresija i ekspanzija = izentropske radna tvar = idealni 2-atomni plin (κ = 1.4) vrijeme nema utjecaja na proces

proces u cilindru je: Otto / Diesel / Sabathe

REZULTAT: dijagram idealnog procesa: Wt, ηt

proces = otvoren tj. tijekom svakog procesa: izmjena radne tvari s okolinom četverotaktni proces traje dvostruko dulje od dvotaktnog, indikatorski dijagrami im se razlikuju toplinski gubitci uslijed: ● nepotpunog izgaranja (čak i usprkos viška zraka, npr. kod DIESELovih motora) ● disocijacije2 ● hlađenja kod izgaranja intenzivna izmjena topline: radna tvar ↔ okolne stjenke radna tvar = stvarna (mijenja se tijekom procesa) vrijeme trajanja procesa značajno utječe na proces tako što utječe: ● na tok tlaka u cilindru (zaobljava vrh indikatorskog dijagrama), ● na izmjenu topline između radne tvari i okolnih stijenki (više vremena ⇒ veća izmjena), ● na punjenje cilindra itd. (utjecaj na oscilacije tlaka u usisnim i ispušnim cijevima) gubitci propuštanja zbog nesavršenog brtvljenja klipa duljina klipnjače utječe na položaj klipa u cilindru REZULTAT: dijagram stvarnog procesa – indikatorski dijagram: Wi, ηi

Na slici 5.8. prikazani su indikatorski dijagrami motora sa slobodnim usisom (atmosferski motori). Može se uočiti sljedeće: ● Indikatorski dijagram 4T-procesa ima dvije petlje, odnosno dva dijela: o radni, visokotlačni dio koji je desnokretan i o niskotlačni dio izmjene radne tvari koji je ljevokretan. ● U (p, V)-dijagramu se čini da ispuh i usis nalikuju na izobaru. Međutim, te krivulje nisu uobičajene termodinamičke promjene stanja u zatvorenom sustavu. One samo prikazuju tlak u cilindru za vrijeme izmjene radne tvari: u taktu ispuha klip istiskuje plinove iz cilindra a u taktu usisa ih uvlači u cilindar.

2

Disocijacija: Kod visokih temperatura i tlakova produkti nastali izgaranjem: CO2, H2O, O2, N2 ponovno se raspadaju na djelomično nestabilne međuprodukte: O, H, O2, OH, H2, N, N2, CO itd., a na to se troši toplina koja se uzima od samih produkata izgaranja.



V-8 (2009-11-20)

Rad visokotlačnog dijela procesa je pozitivan (W1) a rad niskotlačnog dijela, odnosno rad izmjene radne tvari (W2) je negativan. Rezultirajući ili indicirani rad procesa Wi jednak je zbroju ovih radova. Desno, na slici, se vidi da je rad realnog procesa Wi manji od rada idealnog procesa Wt. Ovo se smanjenje izražava stupnjem savršenstva ηs (5.15).

3

2

4 0

1

Slika 5.8. Lijevo: Dijagram tlaka u cilindru stvarnog motora tj. indikatorski dijagram. U stvarnom procesu se može utvrditi dovedena toplina Q1 koja se u proces dovodi između početka izgaranja (IP) i kraja (IZ). Međutim, odvedena toplina Q2 se ne smije poistovjetiti s toplinom ispušnih plinova, pa se simbolička strelica koja označava Q2 smije nacrtati samo u referentnom idealnom procesu (desno). U stvarnom procesu njoj nema mjesta. Desno: Rad realnog procesa Wi je manji od rada idealnog procesa Wt.

5.3. STUPANJ PUNJENJA Stupanj punjenja λpu (njem. Liefergrad λ1, engl. charging efficiency ηch) iskazuje napunjenost cilindra svježom radnom tvari, a jednak je omjeru mase svježe radne tvari koja ostane u cilindru (m) nakon zatvaranja usisnog ventila, i referentne mase (mref) tj. mase svježe radne tvari koja bi stala u radni volumen cilindra (VH) kod stanja okolne atmosfere (po, To):

λ pu =

m mref

(5.4)

Za poznato atmosfersko stanje, referentna masa (mref) radne tvari u volumenu (VH) može se izračunati iz plinske jednadžbe stanja (5.7). Za izračunavanje stupnja punjenja treba još odrediti brojnik gornjeg izraza. Masa (m) svježe radne tvari koja ostane u cilindru nakon završetka punjenja, može se izračunati iz izmjerene potrošnje po procesu, od koje treba odbiti količinu koja pobjegne u ispuh za vrijeme ispiranja cilindra3.

3

Za vrijeme prekrivanja ventila (istovremeno su otvoreni ispušni i usisni ventil) u okolini GMT, svježim se punjenjem vrši ispiranje cilindra od produkata izgaranja koji su u cilindru zaostali od prethodnoga procesa.



V-9 (2009-11-20)

Označimo s (γ) omjer produkata izgaranja tj. ispušnih plinova (misp) zaostalih u cilindru od prethodnog procesa i svježeg punjenja (m): misp γ= (5.5) m Pretpostavi li se da usis završava u DMT 4 , može se napisati plinska jednadžba stanja stvarnog sadržaja cilindra:

(

)

p1 ⋅ V1 = m + misp ⋅ Rsmj ⋅ T1

(5.6)

i plinska jednadžba stanja zamišljenog referentnog punjenja svježom radnom tvari u radnom volumenu cilindra: po ⋅VH = mref ⋅ R ⋅ To

(5.7)

gdje je plinska konstanta smjese svježe radne tvari i zaostalih ispušnih plinova jednaka (g i gisp su maseni udjeli svježe radne tvari i ispušnih plinova u njihovoj smjesi u cilindru; g = m /(m + misp ) = 1 /(1 + γ) , g isp = misp /(m + misp ) = γ /(1 + γ) ): Rsmj = g ⋅ R + gisp ⋅ Risp =

1 γ ⋅R+ ⋅ Risp . 1+ γ 1+ γ

Sada se iz (5.6) i (5.7) mogu izračunati mase: p ⋅V p ⋅V m = 1 1 − misp = 1 1 − γ ⋅ m Rsmj ⋅ T1 Rsmj ⋅ T1 mref =

po ⋅ VH R ⋅ To

→

m=

1 p ⋅V ⋅ 1 1 1 + γ Rsmj ⋅ T1

(5.8) (5.9)

uvede li se supstitucija: V1 = VH ⋅ ε /(ε - 1) , te se pretpostavi da je R ≈ Rsmj , dobiva se prema (5.4) stupanj punjenja motora5: λ pu ≈

4

1 ε To p1 ⋅ ⋅ ⋅ . 1 + γ ε − 1 po T1

(5.10)

Pritom mala količina svježega punjenja pobjegne u ispuh. Kod Dieselovog motora u ispuh bježi zrak (komprimirani, kod prednabijenih motora) a kod Ottovih motora to je goriva smjesa. (Bježanje svježeg punjenja iz cilindra je naročito intenzivno kod malih dvotaktnih Ottovih motora kod kojih se razvod radne tvari vrši klipom i kanalima u kućištu motora. Zbog smjese pobjegle u ispuh, ispušni plinovi ovih motora imaju karakterističan neugodan miris.) Mjerenje količine svježeg punjenja pobjeglog u ispuh je vrlo teško te se provodi samo u fazi razvoja motora. Činjenica je da se količina radne tvari (m + misp ) nalazi u cilindru tek u trenutku zatvaranja usisnog ventila (30 ... 60ºKV iza DMT). Međutim, to bi izazvalo silne komplikacije u proračunu a ne bi imalo utjecaja na konačne zaključke. Kako je u DMT usisni ventil relativno malo otvoren, protok u cilindar je mali, glavnina svježe tvari je već u cilindru i pogreška neće biti prevelika ako se pretpostavi da kompresija cjelokupne količine (m + misp ) započinje već u DMT.

5

Znak ≈ se pojavljuje u izrazu za λpu i zato što su, zbog već ranije spomenute pretpostavke da usis završava u DMT, izrazi (5.6) i (5.8) samo približno točni.



V-10 (2009-11-20)

PAZI:

λ, λpu, λ - (gotovo) isti simboli, ali BITNO različiti pojmovi:

λ = λizg =

λpu = λ=

Z = faktor preticka zraka Z0

m = stupanj punjenja (cilindra) mref

r = faktor klipnjace l

Slika 5.9. Prikaz definicije stupnja punjenja cilindra pod pretpostavkom da punjenje završava u DMT, tj. da točka UZ (usis zatvara) pada u točku 1. 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


λ pu ≈

1 ε To p1 ⋅ ⋅ ⋅ 1 + γ ε − 1 po T1

V-11 (2009-11-20)

⎛T ⎞ p ⇐ ⎜⎜ o ↑ pogrešno, 1 ↑ , ε ↓ pogrešno, γ ↓ ⎟⎟ T1 ⎝ po ⎠

λ pu ↑

Nedostatak ovog izraza je u tome što stupanj punjenja raste sa smanjenjem kompresijskog omjera (ε), s povećanjem okolne temperature (To) i sa smanjenjem okolnog tlaka (po), a to je pogrešno. Poteškoću predstavlja i određivanje udjela zaostalih ispušnih plinova (γ). Promatra li se međutim rad motora kod nepromijenjenog atmosferskog stanja i konstantnog kompresijskog omjera, proizlazi da će stupanj punjenja (λpu) biti veći ako je na kraju takta usisa tlak u cilindru (p1) viši a temperatura (T1) niža, te ako je količina ispušnih plinova u cilindru (γ) manja: ⎛ p ⎞ λ pu = f ⎜⎜ γ, 1 ⎟⎟ ⎝ T1 ⎠

Izraz (5.10) je poznat kao VANŠAIDTov izraz za stupanj punjenja. Prema njemu udio zaostalih ispušnih plinova u četverotaktnim Dieselovim motorima iznosi γ = 2 … 6 % a u dvotaktnim γ = 10 … 40 % (MIKULIČIĆ). Kod primjene EGR-a: do 60 %. VIBE je, polazeći od iste osnovne definicije (5.4), dobio drugačiji izraz6 bez udjela γ: λ pu =

⎡p To 1 ⎛ pisp p1 ⎞⎤ ⎟⎥ . ⋅⎢ 1 − ⋅⎜ − To + ΔT ⎣⎢ po ε − 1 ⎜⎝ po po ⎟⎠⎦⎥

λ pu ↑

⇐

(5.11)

⎛ p1 ⎞ ⎜⎜ ↑ , ε ↑ , ( pisp - p1 ) ↓ ⎟⎟ p ⎝ o ⎠

gdje je: pisp, Pa – tlak ispušnih plinova koji zaostanu u cilindru u kompresijskom volumenu VK; ΔT, K - povećanje temperature svježeg punjenja zagrijavanjem od vrućih stijenki usisnog kanala i cilindra.

6

VIBE se bavio analizom procesa izgaranja pa je u tu svrhu snimio velik broj indikatorskih dijagrama iz kojih je mogao očitati tlak pisp. VIBEov se izraz dobije iz VANŠAIDTovog (5.10) ako se temperatura T1 smjese svježeg punjenja i zaostalih ispušnih plinova u točki 1 (u DMT) izračuna iz jednakosti toplinske energije prije i poslije miješanja: , m c p (To + ΔT ) + misp c p, isp Tisp = (m + misp ) c p, smj T1 Naime, pretpostavi li se da je: c p ≈ c p, isp ≈ c p , smj te se uvede i udio zaostalih ispušnih plinova γ (5.5), dobiva se: T1 =

To + ΔT + γ Tisp 1+ γ

. Uvrsti li se ovaj izraz za T1 u izraz (5.10), stupanj punjenja poprima oblik:

To p ε λ pu ≈ 1 ⋅ ⋅ po To + Δ T + γ T1 ε − 1

.

Ako se uvrsti: VK / VH = 1 /(ε - 1) te ako se pretpostavi: R ≈ Risp , udio ispušnih plinova se može izraziti kao: γ=

misp m

=

misp λ pu mref

=

1

⋅

pisp ⋅ VK

λ pu Risp ⋅ Tisp

⋅

R ⋅ To 1 pisp To VK R 1 pisp To 1 = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ . po ⋅ VH λ pu po Tisp VH Risp λ pu po Tisp ε − 1

Uvrsti li se sada izraz za γ u izraz za λpu dobiva se: λ pu = uređivanja: λ pu =

To To + ΔT

⎡p 1 ⎛ pisp p1 ⎞⎤ ⎟⎥ . ⋅⎢ 1 − ⋅ ⎜⎜ − po ⎟⎠⎦⎥ ⎣⎢ po ε − 1 ⎝ po


pisp 1 ⎤ ⎡p To ε ⋅⎢ 1 ⋅ − ⋅ ⎥ i nakon To + ΔT ⎣ po ε − 1 po ε − 1 ⎦


V-12 (2009-11-20)

Podaci o snazi i potrošnji goriva daju se za standardizirano stanje okolne atmosfere, poznato pod nazivom standardna atmosfera, pa se to isto stanje koristi i pri proračunu stupnja punjenja. Različite norme (ISO, DIN, SAE, ECE, ...) propisuju različito stanje standardne atmosfere.

Primjer 1. Primjenom prednabijanja stupanj punjenja se povećava na dva načina: kompresor povećava tlak (p1) a ohlađivanjem u hladnjaku komprimiranog zraka smanjuje mu se temperatura (T1). Primjer 2. Poznato je da se za smanjenje štetne emisije NOx primjenjuje tzv. recirkulacija ispušnih

plinova tj. dio plinova iz ispušne cijevi ponovno se vraća u cilindar pomoću EGR-ventila7. Na taj se način u (5.10) povećava udio ispušnih plinova (γ) u ukupnom punjenju cilindra, a to smanjuje stupanj punjenja (λpu) svježim radnim medijem. Dio ispušnih plinova koji se EGR-ventilom ponovno uvode u cilindar iskazuje se u volumnim udjelima od ukupne količine: % EGR. Međutim u ovom slučaju je volumni udio (% EGR) po svom brojčanom iznosu jednak masenom udjelu (γ). Naime EGR-ventil u ispušnoj cijevi radi tako da skreće npr. 40% protočnoga volumena ispušnih plinova natrag u cilindar. U ovom slučaju to će ujedno biti i 40% protoka mase koja je netom izašla iz cilindra, jer su tlak i temperatura, a time i gustoća, konstantni u poprečnom presjeku gdje se oduzimaju ispušni plinovi. Kako se dva uzastopna ciklusa motora mogu smatrati ustaljenim stanjem (promjene režima rada su ipak prilično spore) to će dakle u novom procesu ukupna masa u cilindru biti ista kao i u prethodnom, ali će maseni omjer ispušnih plinova i svježeg radnog medija biti (40:60) jer je toliki dio vraćen natrag u cilindar.

Dakle, ovako definiran stupanj punjenja (λpu) točno pokazuje količinu svježeg punjenja u cilindru i kod recirkulacije ispušnih plinova8. Kod primjene prednabijanja je: λpu > 1 . Kod Ottovog se motora snaga regulira pritvaranjem i otvaranjem zaklopke u usisnoj cijevi, odnosno prigušivanjem usisa. To ima za posljedicu promjenu stupnja punjenja, pa je on kod potpuno pritvorene zaklopke najmanji, a kod sasvim otvorene je najveći. Kod Dieselovog motora snaga se regulira promjenom količine ubrizgavanoga goriva, a količina zraka po procesu ostaje pri promjeni opterećenja motora približno konstantna9. 5.3.1. Koje stanje okolne atmosfere treba uzeti kao referentno?

Prema osnovnoj definiciji (5.4) stupanj punjenja (λpu) jednak je: λ pu =

m = mref

masa svježe radne tvari u cilindru nakon završetka punjenja masa svježeg radne tvari koja bi stala u radni volumen cilindra VH kod stanja okolne atmosfere ( po , To )

Treba li referentnu masu mref u gornjem izrazu izračunati pomoću stanja okolne atmosfere ili pomoću stanja standardne atmosfere? 7 8

9

O recirkulaciji ispušnih plinova vidi u poglavlju: 13. Izgaranje u Dieselovu motoru. Treba napomenuti da je za proces u cilindru, a prema tome i za stupanj punjenja, posve nebitno na koji su način ispušni plinovi od prethodnog procesa (misp) došli u cilindar. Prigušivanje usisa zaklopkom u usisnoj cijevi kod Dieselovog motora s pneumatskim regulatorom je posve drugačijeg karaktera od prigušivanja kod Ottovog motora: pri Dieselovom motoru snaga se regulira pomoću faktora zraka λ. Prema tome, količina zraka u cilindru Dieselovog motora pri promjeni opterećenja, kod konstantne brzine vrtnje, se mijenja samo zbog promjene temperatura s opterećenjem (u stacionarnom stanju temperature su veće kod jače opterećenog motora). Kod automobilskih Dieselovih motora s četiri ventila po cilindru, posebnom se zaklopkom zatvara jedan usini kanal kod manjih opterećenja. Ni ovdje se ne radi o regulaciji snage nego o pojačanju vrtložnog strujanja u cilindru u svrhu boljeg miješanja goriva i zraka, a snaga se opet regulira promjenom količine ubrizgavanoga goriva tj. promjenom faktora zaraka λ.



V-13 (2009-11-20)

Računa li se sa stanjem okolne atmosfere, tada će avionski motor i na visini imati veliki stupanj punjenja iako će punjenje cilindra zbog razrijeđenog zraka biti slabo! Međutim, ako se računa sa stanjem standardne atmosfere, tada će stupanj punjenja obuhvaćati i promjene izazvane promjenama atmosferskoga stanja. Dakle, referentna masa mref u volumenu VH, u nazivniku izraza za stupanj punjenja, odnosi se na stanje standardne atmosfere: ⋅V p mref = stand H R ⋅ Tstand Ovako će stupanj punjenja obuhvaćati i utjecaj promjena atmosferskoga stanja i utjecaj prednabijanja na punjenje cilindra. U gornjem se izrazu plinska konstanta R odnosi na svježu radnu tvar. Međutim, radi jednostavnosti se i kod motora koji usisavaju gorivu smjesu može računati s plinskom konstantom za zrak. Pogreška koja zbog toga nastaje neće biti značajna. 5.3.2. Vrijednosti stupnja punjenja

Slika 5.10. Stupanj punjenja prvog Dieselovog motora tvornice Volkswagen, za automobil Golf iz 1977. godine. Motor je bio razvijen na osnovi Ottovog motora istog radnog volumena. Dva izrazita maksimuma na krivulji Dieselovog motora uzrokovana su rezonancijom u dugačkim ispušnim cijevima (pri nižoj brzini vrtnje) i u kratkim usisnim cijevima (pri višoj brzini vrtnje). (MTZ 6/1977)

Najveće vrijednosti stupnja punjenja iznose: ● kod nenabijenih četverotaktnih motora: λpu ≈ 0,8 ... 1,1

(kod motora s rezonantnim usisnim i ispušnim cijevima stupanj punjenja može dostići približno 1,1)

● kod malih dvotaktnih Ottovih motora s usisom u karter: λpu ≈ 0,5 ... 0,7(0,8) ● kod prednabijenih motora je uvijek λpu > 1 i približno se može izraziti10 omjerom tlaka iza kompresora (pkompr) i tlaka okolnog zraka (po): 10

Promotrimo u izrazu za λpu onaj dio koji se množi omjerom tlakova (p1/po). Ekstremne vrijednosti su: a) za suvremeni Ottov motor s prednabijanjem (ε ≈ 8, γ = 0) i hladnjakom zraka (na izlazu iz hladnjaka tz ≈ 80°C; zagrijavanje zraka od izlaza iz hladnjaka do cilindra Δtz ≈ 20°C): 1 ε To 1 8 273 + 25 ⋅ ⋅ ≈ ⋅ ⋅ = 0,91 1 + γ ε − 1 T1 1 + 0 8 − 1 273 + 80 + 20 b) za suvremeni kamionski Dieselov motor s prednabijanjem (ε ≈ 17, γ = 0) bez hladnjaka zraka (na izlazu iz



λ pu ≈ (0.8 ... 0.9) ⋅

pkompr po

V-14 (2009-11-20)

>1

(manje vrijednosti: za Dieselove motore bez hladnjaka prednabijenoga zraka, veće vrijednosti: za Ottove motore s hladnjakom zraka).

5.4. UKUPNA KORISNOST MOTORA 5.4.1. Razdioba energije u motoru

Termodinamički kružni procesi odvijaju se između ogrjevnog i rashladnog spremnika. Pritom se iz ogrjevnog spremnika u proces dovodi toplina Q1 a odvode se toplina Q2 i mehanički rad Wt jednak razlici ovih dviju toplina. Kao što je već rečeno, stupanj korisnog djelovanja ovakvog procesa naziva se termičkim stupnjem djelovanja ηt i jednak je omjeru odvedenog rada i dovedene topline: Wt . Q1

ηt =

(5.12)

U termodinamici motora ovakav se prikaz primjenjuje samo kod idealnih procesa koji su zatvoreni. Međutim, kod stvarnih, otvorenih procesa se postupa drugačije. Kao polazište se uzima zatvoreni kružni proces a kao krajnji cilj stvaran proces u cilindru motora predstavljen indikatorskim dijagramom. Rad stvarnog procesa jednak je rezultirajućoj površini indikatorskog dijagrama i naziva se indiciranim radom Wi. Stupanj korisnog djelovanja stvarnog procesa u cilindru je indicirani stupanj djelovanja ηi koji je jednak omjeru indiciranog rada i dovedene topline: ηi =

Wi . Q1

(5.13)

Razlike između stvarnog i idealnog procesa, odnosno između njihovih stupnjeva djelovanja, iskazuju se stupnjem savršenstva stvarnog procesa ηs na sljedeći način: ηi =

Wi Wt Wi = ⋅ = η t ⋅ ηs . Q1 Q1 Wt

(5.14)

Stupanj savršenstva jednak je dakle omjeru indiciranog rada Wi i rada idealnog procesa Wt. To znači da stupanj savršenstva pokazuje koliko je stvarni proces lošiji od idealnog u pogledu dobivanja rada: ηs =

Wi . Wt

(5.15)

Od indiciranog rada Wi proizvedenog u cilindru motora najprije se namiruje rad za pokrivanje mehaničkih gubitaka Wm koji uključuje trenje u motoru i rad za pogon pomoćnih uređaja

kompresora tz ≈ 120°C; zagrijavanje zraka od izlaza iz hladnjaka do cilindra Δtz ≈ 0°C): 1 ε To 1 17 273 + 25 ⋅ ⋅ ≈ ⋅ ⋅ = 0,81 . 1 + γ ε − 1 T1 1 + 0 17 − 1 273 + 120 Uzimajući u obzir i manji pad tlaka od izlaza iz kompresora (pkompr) do cilindra (p1), stupanj punjenja Dieselovih i Ottovih prednabijenih motora biti će približno jednak: pkompr p λ pu ≈ (0,81...0,91) ⋅ 1 ≈ (0,8...0,9 ) ⋅ . po po 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-15 (2009-11-20)

neophodnih za rad motora. Preostali rad odvodi se na koljenastom vratilu motora, preciznije na spojci, a naziva se efektivnim radom We. Q&1

100 % opterećenja

(gorivo + zrak)

Pe

Pi Pe Pm

Radni stroj

Pe = 0 ηm = 0 n

pomoćni uređaji

Toplinski gubitci

prazni hod

Slika 5.11. Lijevo: Indicirana, mehanička i efektivna snaga motora. Desno: Mehanički stupanj djelovanja u radnom području motora.

Dakle, pojam indicirani se odnosi na veličine vezane uz proces u cilindru motora. Pojam mehanički se odnosi na mehaničke gubitke u motoru a pojam efektivni na veličine vezane uz izlaz snage na spojci motora. Veličina mehaničkih gubitaka u motoru iskazuje se mehaničkim stupnjem djelovanja ηm, kao omjer efektivnog rada na spojci i indiciranog rada u cilindru, odnosno omjer odgovarajućih srednjih tlakova ili snaga: ηm =

We pe Pe = = . Wi pi Pi

(5.16)

U praznom hodu motor radi bez opterećenja, efektivna snaga Pe jednaka je nuli pa je i ηm = 0 (vidi slike 5.11. desno i 5.15. desno). Kod punog opterećenja mehanički stupanj djelovanja poprima najveće vrijednosti.

Ukupna se korisnost motora izražava na sukladan način efektivnim stupnjem djelovanja ηe koji se dobiva kao omjer odvedenog efektivnog rada We i gorivom dovedene topline Q1. Ovo također važi za odgovarajuću efektivnu snagu Pe na spojci motora i dovedeni toplinski tok Q&1 : ηe =

We Pe = . Q1 Q&1

(5.17)

Ukupan efektivni stupanj djelovanja se može prikazati kao umnožak parcijalnih stupnjeva djelovanja: ηe =

We W W W = t ⋅ i ⋅ e = η t ⋅ ηs ⋅ η m = ηi ⋅ η m Q1 Q1 Wt Wi

(5.18)

ηe =

Pe P P P = t ⋅ i ⋅ e = η t ⋅ ηs ⋅ η m = ηi ⋅ η m & Q1 Q&1 Pt Pi

(5.19)

Razdioba toplinske energije (slika 5.12.) dana je jednadžbom: Q1 = Qe + Qhl + Qisp + Qzr + Qm

(5.20)

gdje je: Q1 – toplina dovedena gorivom; Qe – toplina pretvorena u efektivni rad; Qhl – toplina odvedena hlađenjem motora; Qisp – toplina odvedena ispušnim plinovima; Qzr – toplina 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-16 (2009-11-20)

odvedena zračenjem vrućih dijelova motora i Qm – toplina utrošena na mehaničke gubitke u motoru.

Q1

(gorivo + zrak)

Q1 = Hd = 100%

Qzr + Qost

W e=Q1·η e spojka

Qisp = 29%

MOTOR

Qhl

Qzr = 2% Wi

tisp ≈ 600... 700o C 800... 900o C

Diesel

Qm = 7%

Otto

u cilindru We = Q1 ⋅ η e

Q isp

Qhl = 28%

43%

na spojci

Pe = Q&1 ⋅ ηe

We = Qe = ηe · Q1 = 36%

ηm = We Wi

= 84%

Toplinska bilanca nenabijenog Dieselovog motora kod punog opterećenja

Slika 5.12. Razdioba energije motora prikazana SANKEYevim dijagramom.

Iz dosadašnjih razmatranja proizlaze sljedeći ZAKLJUČCI: ● Odvedena toplina Q2. obuhvaća u klasičnom termodinamičkom smislu sve toplinske gubitke u motoru: toplinu odvedenu ispušnim plinovima, hlađenjem, uljem za podmazivanje i zračenjem. U stvarnom motoru ovi se gubitci mogu vrlo teško identificirati, još teže izračunati. Neki od njih, poput topline odvedene zračenjem, se ne mogu ni izmjeriti. Zbog toga, a i s obzirom na povijesni razvoj, uobičajeno je energetsku bilancu stvarnog motora prikazivati ne pomoću Q2, nego je raščlaniti i prikazati pomoću navedenih stupnjeva djelovanja, odnosno jednadžbom razdiobe toplinske energije i SANKEYevim dijagramom.11

11

Npr., čak i kad bismo prihvatili pogrešku da je toplina Q2 jednaka toplini odvedenoj ispušnim plinovima, ostale bi još uvijek neriješene dvojbe u njenoj definiciji: Q2 = m ⋅ cv ? ⋅ (T3 − T4 ? ) Koji specifični toplinski kapacitet uzeti, cv ili cp? U idealnom procesu toplina Q2 se računa pomoću cv, što u ovom slučaju ne bi odgovaralo stvarnosti. Međutim još je teže odgovoriti na pitanje što uzeti za donju temperaturu. Uzme li se za T3 temperatura plinova u cilindru u trenutku otvaranja ispušnog ventila, a za T4 temperatura plinova u ispušnoj cijevi iza ventila pri kraju takta ispuha, nećemo obuhvatiti svu toplinu koju iz motora sobom odnose ispušni plinovi. Uzme li se pak za T4 temperatura okoline na koju bi se ti plinovi ohladili, pogreška bi se smanjila ali bi točka 4 sada bila izvan cilindra.



V-17 (2009-11-20)

● To znači da u indikatorskom dijagramu možemo simbolički strelicom prikazati dovođenje topline Q1 ali ne smijemo ucrtati strelicu koja simbolizira toplinu Q2 jer ona nije samo energija sadržana u ispušnim plinovima (slika 5.8.).

● To također za sobom povlači zaključak da kada govorimo o termičkom stupnju djelovanja stvarnog motora, ustvari prelazimo na zamišljeni idealni proces koji služi kao referentni proces stvarnog motora i samo u tom zamišljenom, zatvorenom, povrativom, idealnom procesu postoji jasno definirana odvedena toplina Q2 i termički stupanj djelovanja ηt. ● S druge strane treba reći da temperatura T4 u krajnjoj točki ekspanzije idealnog procesa ipak dosta dobro oslikava temperaturu ispušnih plinova na izlazu iz stvarnog motora, iako se ona odnosi na zatvoreni kružni proces bez izmjene radne tvari. ● Također treba imati na umu da bi motor trošio gorivo čak i kada bi mu stupanj djelovanja bio 100 % (slika 5.13.). To bi naravno bilo nemoguće jer bi se tada rad kružnog procesa dobivao ohlađivanjem samo jednog toplinskog spremnika, što je u suprotnosti s drugim zakonom termodinamike – bio bi to perpetuum mobile druge vrste.

stupanj savršen.

Slika 5.13. Razdioba energije u motoru Porsche 924 TOP kod v = 90 km/h. (Otto, 4-cilindra, 2.0 dm3, ε = 12.5, TOP – Termodinamički OPtimiran). Stupanj savršenstva ovdje ne obuhvaća gubitak izmjene radne tvari u cilindru (vidi bilješku na početku poglavlja 7.1.). (GRUDEN) 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-18 (2009-11-20)

5.4.2. Potrošnja goriva i zraka Efektivni stupanj djelovanja pokazuje kvalitetu sveukupne pretvorbe energije u motoru a definiran je kao omjer rada odvedenog na spojci motora i dovedene topline:

ηe =

We Pe = Q1 Q&1

(5.21)

Odatle je efektivna snaga: Pe = Q&1 ⋅ ηe . S druge se strane dovedena toplina može izraziti pomoću sekundnog masenog protoka goriva: Q&1 = m& G, sek ⋅ H d . Uvrštenjem u prethodni izraz efektivna snaga postaje: Pe = m& G, sek ⋅ H d ⋅ ηe , pa se dobiva efektivni stupanj korisnosti:

ηe =

Pe

m& G, sek ⋅ H d

=

1 m& G, sek Pe

= ⋅ Hd

1 ge ⋅ H d

(5.22)

Ovdje je Pe efektivna snaga (W) motora na spojci određena mjerenjem na kočnici, slika 5.11. Omjer masene potrošnje goriva u sekundi i efektivne snage motora: g e = m& G, sek / Pe , (kg/J) je specifična efektivna potrošnja goriva. Međutim, ovakva koherentna jedinica SI-sustava je izrazito neprikladna za praktičnu uporabu. Zbog toga se u tehnici motora specifična efektivna potrošnja goriva računa kao omjer satne masene potrošnje goriva m& G, h i snage motora Pe : ge =

m& G, h Pe

,

kg kWh

ili

g kWh

(5.23)

Uvrštenjem u (5.22) dobiva se konačni izraz za efektivni stupanj korisnog djelovanja motora: ge Hd 3600 ηe = (5.24) MJ g ge ⋅ H d kWh kg Specifična efektivna potrošnja zraka je sukladno tome omjer satne potrošnje zraka m& Z, h i snage, pa uz stehiometrijsku količinu zraka za izgaranje Z0 iznosi:

ze =

Z& h m& G, h ⋅ λ ⋅ Z 0 g e ⋅ Pe ⋅ λ ⋅ Z 0 = = = ge ⋅ λ ⋅ Z0 , Pe Pe Pe

kg kWh

(5.25)

Potrošnja zraka kod dvotaktnih motora. Jedan dio usisanoga zraka pobjegne u ispuh za vrijeme ispiranja (istovremene otvorenosti usisnih i ispušnih otvora; vidi poglavlje: 8. Dvotaktni motori i izmjena radne tvari). Ukupan zrak potrošen po jednom procesu sastoji se od zraka za ispiranje koji pobjegne u ispuh, i od zraka za izgaranje koji ostaje u cilindru nakon zatvaranja razvodnih otvora na cilindru. Izražena po kilogramu goriva, ukupna utrošena količina zraka Z za izgaranje i ispiranje iznosi: Z = λ ispir ⋅ Z izg = λ ispir ⋅ λ izg ⋅ Z 0 , kg Z /kg G (5.26)

a samo za ispiranje: Z ispir = Z − Z izg = λ ispir − 1 ⋅ λ izg ⋅ Z 0 ,

(

)

kg Z /kg G

(5.27)

gdje je: λ ispir - faktor zraka za ispiranje; λ izg - faktor zraka za ispiranje. Odgovarajuće količine zraka po jednom procesu su (n , s-1 – brzina vrtnje koljenastog vratila) : 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-19 (2009-11-20)

m& Z, proc = m& Z, ispir + m& Z, izg = λ izg λ ispir Z 0 ⋅

g e Pe , 2n z⋅ ⋅ 3600 T

m& Z, ispir = m& Z, proc − m& Z, izg = (λ ispir − 1) λ izg Z 0 ⋅

kg proc

g e Pe , 2n z⋅ ⋅ 3600 T

(5.28)

kg proc

(5.29)

Ovo u principu važi i za 4T-motore, samo što je kod njih količina svježeg punjenja koja za vrijeme prekrivanja ventila pobjegne u ispuh zanemarivo mala, u usporedbi s 2T-motorima.

5.5. SREDNJI TLAK I RAD PROCESA Indicirani rad Wi i rad idealnog procesa Wt mogu se prikazati i u obliku pravokutnika čija je površina jednaka radu Wi, odnosno Wt, a osnovica je jednaka radnom volumenu cilindra VH. Visina pravokutnika naziva se srednjim indiciranim tlakom pi, odnosno srednjim tlakom idealnog procesa pt, slika 5.14. Na isti se način može prikazati i efektivni rad i srednji efektivni tlak pe, te rad mehaničkih gubitaka Wm i srednji tlak mehaničkih gubitaka pm, (slika 5.15.): W W W W pt = t , pi = i , pe = e , pm = m , (5.30) VH VH VH VH

idealni (Wt)

Wi=W1+W2

Wt

stvarni (Wi)

Wt

pt =

Wt VH

Wi

VH

pi =

Wi VH

VH

Slika 5.14. Srednji tlak pt idealnog procesa (u sredini) i srednji indicirani tlak pi (desno). p

Wi = We + Wm Wi (u cilindru) Wm (mehanički gubitci) We (na spojci) pm pi

pe VH

pi

U praznom hodu: Wi = Wm

pm

We = 0

V

Slika 5.15. Svaki od radova u motoru može se iskazati srednjim tlakom. U praznom hodu sav proizvedeni rad se troši na savladavanje mehaničkih gubitaka Wi = Wm pa je mehanički stupanj korisnosti jednak nuli: η m = 0 . 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc


V-20 (2009-11-20)

Kako je: snaga P = rad W × frekvencija procesa a također je: rad W = srednji tlak procesa × radni volumen VH, to omjeri koji važe za snage i za radove, važe i srednje tlakove procesa: p p ηs = i , ηm = e pt pi

(5.31)

100 % opterećenja Pe

Područje rada motora

Slika 5.16. U praznom hodu motor troši gorivo ali je korisna snaga Pe jednaka nuli, pa specifična efektivna potrošnja goriva ge poprima beskonačno velike vrijednosti.

We = 0 Pe = 0 ηe = 0 ge = ∞ n

prazni hod

5.5.1. Srednji efektivni tlak i jedinični rad motora

U literaturi se umjesto srednjeg efektivnog tlaka pe ponekad primjenjuje i jedinični efektivni rad we, definiran kao rad po jedinici radnog volumena: we =

We VH

W pe = e VH

Nm N ⎡ J ⎤ ⎫ ⎢ 3 = 3 = 2 = Pa ⎥ ⎪⎪ m m ⎣m ⎦ ⎬ ⇒ ⎪ [Pa ] ⎪⎭

we = pe , Pa = J/m3

(5.32)

Između te dvije veličine nema dakle nikakve razlike osim što je ovako definiran i označen jedinični rad upravo predodređen za generiranje pogrešaka u teorijskim razmatranjima. Naime, malim se slovima označavaju veličine koje se odnose na 1 kg radne tvari. Promatra li se proces u motoru koji se odvija upravo s 1 kg radne tvari u cilindru, tada je efektivni rad jednak: we = ηe ⋅ q1 , J/kg Dakle, pojavljuju se dvije različite veličine označene istom oznakom a mjerene različitim mjernim jedinicama: (J/m3) i (J/kg). Prema tome, nema nikakvog suvislog razloga za izbjegavanje tradicionalnog pojma srednjeg efektivnog tlaka.



V-21 (2009-11-20)

5.6. SREDNJI TLAK PROCESA I ENERGIJA DOVEDENA GORIVOM 5.6.1. Motor koji usisava zrak (A) Iz definicije indiciranog stupnja korisnosti ηi = Wi / Q1 dobiva se indicirani rad procesa Wi : Wi = ηi ⋅ Q1

(5.33)

Q1 = količina goriva po procesu × ogrjevna vrijednost = mG, proc ⋅ H d

(5.34)

U usisani zrak u cilindru12 mZ, izg (kgZ/proc) ubrizgava se masa goriva mG, proc (kgG/proc), pa je stvarna količina zraka Z (kgZ/ kgG) za izgaranje 1 kg goriva: mZ, izg mG, proc

= Z = λ ⋅ Z0

(5.35)

Uz poznati faktor zraka λ i stehiometrijsku količinu zraka Z0 odatle se može izračunati masa goriva po procesu: mG, proc =

mZ, izg

(5.36)

λ ⋅ Z0

Kod motora koji usisava zrak, stupanj punjenja λ pu je prema definiciji jednak kvocijentu mase zraka u cilindru nakon zatvaranja usisnog ventila mZ, izg i referentne mase mref zraka

koji bi stao u radni volumen VH kod stanja okolne atmosfere (po, To): λ pu = mZ, izg / mref . Prema tome važi: mZ, izg = λ pu ⋅ mref ,

kgZ proc

(5.37)

Uvrštenjem (5.37) u (5.36) dobiva se količina goriva po procesu: mG, proc = λ pu ⋅

mref kgG , λ Z 0 proc

(5.38)

a uvrštenjem (5.38) u (5.34) dovedena toplina po procesu: Q1 = λ pu ⋅

Hd J ⋅ mref , proc λ Z0

(5.39)

i uvrštenjem (5.39) u (5.33) indicirani rad procesa: Wi = ηi ⋅ λ pu ⋅

Hd J ⋅ mref , . proc λ Z0

(5.40)

B) S druge strane, iz indikatorskog dijagrama na slici 5.15. je: Wi = pi ⋅ VH .

12

(5.41)

Količina zraka koju motor troši po procesu je veća. Jednaka je zbroju količine zraka koji ostane u cilindru i sudjeluje u izgaranju mZ, izg , te zraka koji pri ispiranju cilindra pobjegne u ispuh mZ, ispir .



V-22 (2009-11-20)

(C) Iz (5.40) ≡ (5.41) dobiva se konačni izraz za srednji indicirani tlak motora koji usisava zrak: pi = ηi ⋅ λ pu ⋅

H H d mref ⋅ = ηi ⋅ λ pu ⋅ ρ Z, o ⋅ d , Pa λ Z0 λ Z 0 VH

(5.42)

gdje je: ρ Z, o = mref / VH gustoća zraka kod stanja okolne (standardne) atmosfere. Sličan izraz važi i za srednji efektivni tlak: pe = ηe ⋅ λ pu ⋅ ρ Z, o

Hd , Pa λ Z0

(5.43)

dok je srednji tlak mehaničkih gubitaka jednak njihovoj razlici: pm = pi − pe . Izrazi za (pe) i (pi) važe samo ako je: λ ≥ 1 a to je kod zagrijanog Dieselovog i kod zagrijanog GDI-motora uvijek ispunjeno. 5.6.2. Motor koji usisava gorivu smjesu Razlike u odnosu na motor koji usisava zrak su ove: (A) Ottov motor s rasplinjačem i s ubrizgavanjem goriva u usisnu cijev, usisava smjesu goriva mG i zraka mZ . Stupanj punjenja je definiran kao omjer mase gorive smjese koja je na raspolaganju za izgaranje u cilindru nakon zatvaranja usisnog ventila mS, izg = mG, izg + mZ, izg

i mase gorive smjese mS, ref = mG, ref + mZ, ref koja bi stala u radni volumen VH kod stanja okolne atmosfere (po, To): λ pu =

mS, izg mS, ref

=

mG, izg + mZ, izg

(5.44)

mG, ref + mZ, ref

Stoga će se i dovedena toplina izraziti pomoću gorive smjese: Q1 = količina smjese po procesu × ogrjevna vrijednost = = mG, izg + mZ, izg ⋅ H S = λ pu ⋅ mG, ref + mZ, ref ⋅ H S

(

)

(

)

(5.45)

Uvrštenjem Q1 (5.45) u izraz za Wi (5.33) dobiva se:

(

)

Wi = ηi ⋅ λ pu ⋅ mG, ref + mZ, ref ⋅ H S

(5.46)

(C) Izjednači li se ovaj izraz za Wi s onim dobivenim iz indikatorskog dijagrama: (5.46) ≡ (5.41) dobiva se izraz za srednji indicirani tlak Ottovog motora koji usisava smjesu:

pi = ηi ⋅ λ pu ⋅ gdje je:

mG, ref + mZ, ref

mG, ref + mZ, ref VH

VH

⋅ HS

(5.47)

= gustoća smjese kod ( po , To ) = ρS, ref pa je srednji indicirani tlak dalje

jednak: pi = ηi ⋅ λ pu ⋅ ρS, ref ⋅ H S , Pa


(5.48)


V-23 (2009-11-20)

Pri stvaranju gorive smjese miješa se 1 kg goriva s λ·Z0 kg zraka. Pretpostavi li se da u cilindru nema ispušnih plinova koji su zaostali od prethodnog procesa, tada će gustoća smjese ρS biti jednaka omjeru mase smjese mS i njezina volumena VS : m 1 + λ ⋅ Z0 ρS = S = . VS V (1 kg G ) + V (λ ⋅ Z 0 kg Z ) Ako je u cilindru sve gorivo ispareno, tada će gustoća smjese kod stanja okoline (po, To) biti: ρS, o = (ρS )(T

o , po )

=

1 + λ ⋅ Z0 ⎛ 22,4 22,4 ⎞ To p N ⎜⎜ ⎟⎟ ⋅ ⋅ + λ ⋅ Z0 ⋅ M M Z ⎠ TN po ⎝ G

(5.49)

gdje je: MG, MZ, kg/kmol – molna masa goriva i zraka; (pN, TN) = (0,1013 MPa, 273 K) – normalno termodinamičko stanje; (po, To) – stanje okolne atmosfere. Ogrjevna vrijednost gorive smjese jednaka je: HS =

Hd 1 + λ ⋅ Z0

(5.50)

Ako je: λ ≥ 1 izrazi za srednji indicirani tlak Ottovog motora koji usisava smjesu u konačnom obliku glase: za tekuće gorivo: pi = ηi ⋅ λ pu ⋅ ρS, o ⋅

Hd 1 + λ ⋅ Z0

(5.51)

za potpuno ispareno ili plinovito gorivo te ako u cilindru nema ispušnih plinova zaostalih od prethodnog procesa: pi = ηi ⋅ λ pu ⋅ ρS, o ⋅

Hd Hd = ηi ⋅ λ pu ⋅ 1 + λ ⋅ Z0 ⎛ 22,4 22,4 ⎞ To p N ⎜⎜ ⎟⋅ ⋅ + λ ⋅ Z0 ⋅ M Z ⎟⎠ TN po ⎝ MG

(5.52)

Izrazi za srednji efektivni tlak dobiju se ako se u (5.51) i (5.52) indicirani stupanj korisnosti ηi zamijeni efektivnim stupnjem korisnosti ηe. Ako je pak λ < 1 tj. ako motor radi s bogatom smjesom, tada u izrazima (5.51) i (5.52) u brojniku treba ogrjevnu vrijednost Hd zamijeniti produktom ogrjevnu Hd·λ pa se u tom slučaju dobiva: pi = ηi ⋅ λ pu ⋅ ρS, o ⋅ e

e

pi = ηi ⋅ λ pu ⋅ ρS, o ⋅ e

e

Hd ⋅ λ 1 + λ ⋅ Z0 Hd ⋅ λ Hd ⋅ λ = ηi ⋅ λ pu ⋅ 1 + λ ⋅ Z0 ⎛ 22,4 22,4 ⎞ To p N e ⎜⎜ ⎟⋅ ⋅ + λ ⋅ Z0 ⋅ M Z ⎟⎠ TN po ⎝ MG


(5.53) (5.54)


V-24 (2009-11-20)

Srednji efektivni tlak ne ovisi niti o radnom volumenu cilindra (prema tome ni o veličini motora) a niti o brzini vrtnje. On poprima slične vrijednosti kod motora različitih veličina i namjena, a predstavlja mjeru opterećenosti motora. Što je motor više opterećen, srednji efektivni tlak mu je veći. Njegove vrijednosti iznose:

Diesel TDI (1.9 dm3, 140 KS = 103 kW kod 4000 min-1) pe = 16,3 bar pe = 15 bar F-1 (3.0 dm3, 900 KS = 662 kW kod 18000 min-1) avionski Dieselov motor iz Drugog svjetskog rata pe = 33 bar

5.6.3. Utjecaj stanja okoline na srednji indicirani / efektivni tlak

Bez obzira na to koje se stanje okoline (trenutačno “o” ili standardno “stand”) uzme kao referentno stanje kod kojega se računa stupanj punjenja, srednji indicirani tlak izražen pomoću ogrjevne vrijednosti goriva (vidi potpoglavlje 5.6.) neće se mijenjati, jer se to isto stanje pojavljuje kao stanje okoline kod kojega se računa gustoća radne tvari ρ S, o kojom se puni cilindar. Npr. za motore koji usisavaju gorivu smjesu (indeks S) to je: pi = ηi ⋅ λ pu ⋅ ρS, o ⋅

Hd m mo Hd m Hd = ηi ⋅ ⋅ ⋅ = ηi ⋅ ⋅ 1 + λ ⋅ Z0 mo VH 1 + λ ⋅ Z 0 VH 1 + λ ⋅ Z 0

pi = ηi ⋅ λ pu ⋅ ρS, stand ⋅

Hd m m Hd m Hd = ηi ⋅ ⋅ stand ⋅ = ηi ⋅ ⋅ 1 + λ ⋅ Z0 mstand VH 1 + λ ⋅ Z 0 VH 1 + λ ⋅ Z 0

Dakle, u oba se slučaja dobiva isti rezultat! Na proturječi li ova tvrdnja općepoznatoj činjenici da zrakoplovni klipni motori bez prednabijanja imaju na velikoj visini znatno manju snagu, a time i srednji efektivni tlak, nego na morskoj razini? Ne! Na velikoj visini je masa svježeg punjenja u cilindru m mala pa je i srednji indicirani/efektivni tlak također malen.



V-25 (2009-11-20)

5.7. SNAGA MOTORA Snaga motora P jednaka je umnošku rada W jednoga procesa i frekvencije procesa z⋅2n/T: P =W ⋅z⋅

2n . T

(5.55)

Kako je rad W jednak umnošku zamišljenog srednjeg tlaka p procesa i radnog volumena VH (slika 5.15.), dobivaju se za indiciranu Pi, efektivnu Pe i snagu mehaničkih gubitaka Pm izrazi: Pi = z ⋅ VH ⋅ pi ⋅ e m

e m

2n , W T

(5.56)

Ove snage se određuju: Pe

→

mjerenjem na kočnici (norme: ISO, DIN, SAE, ECE, EEC, ...)

Pi

→

snimanjem indikatorskog dijagrama (Wi)

Pm = Pi − Pe

ili mjerenjem snage mehaničkih gubitaka Pm

Oznake: n, s -1 - brzina vrtnje koljenastog vratila motora; p, Pa, N/m2 - srednji tlak procesa (indicirani, efektivni, mehanički); T = 2 ili 4, - broj taktova; VH, m3 - radni volumen cilindra; W, J - rad procesa (indicirani, efektivni, mehanički); z - broj cilindara; 2n/T = broj procesa u 1 sekundi u 1 cilindru.

Snaga po jedinici radnog volumena: (njem. Hubraumleistung, Literleistung)

Pe kW kW , , z ⋅ VH l dm 3

→

mjera opterećenosti motora

(5.57)

Tablica 5.2. Snaga po jedinici radnog volumena motora raznih namjena

kW/dm3 1,5 ... 3 5 ... 8 10 ... 15 15 ... 20 25 ... 60 30 … 50 40 … 120 >200

Snaga po jedinici radnog volumena motora (2003.) sporohodni brodski Diesel (n ≈ 100 min-1) srednje brzohodni Diesel (n ≈ 500 min-1) brzohodni Diesel (n ≈ 1000 min-1) kamionski Diesel (n ≈ 1800 ... 3000 min-1) Diesel za putnički automobil (n ≈ 3000 ... 4000 min-1) Otto za putnički automobil (n ≈ 5500 ... 6500 min-1) Otto za motocikl (n ≈ 8000 ... 16000 min-1) F-1 (3 dm3, bez prednabijanja, 19000 min-1)

Masa po jedinici snage motora: (njem. Leistungsgewicht)

m kg , Pe kW

→


bitno kod trkaćih motora

(5.58)


V-26 (2009-11-20)

5.7.1. Proporcionalnost srednjeg tlaka i momenta

Snaga motora može se prema izrazu (5.56) i prema izrazu za snagu poznatom iz fizike izraziti u obliku: 2n ⎫ = C1 ⋅ pe Pe = z ⋅ VH ⋅ pe ⋅ π⋅T C2 ⎪ ⋅ Me ⋅ Me = C⋅ Me = (5.59) T ⎬ ⇒ pe = ⋅ z V C H 1 Pe = M e ⋅ ω = M e ⋅ 2π n = C2 ⋅ M e ⎪⎭ Ovdje je (ω) kutna brzina motora a (C1) i (C2) su konstante, pa proizlazi da je pri istoj brzini vrtnje srednji efektivni tlak (pe) proporcionalan efektivnom momentu (Me). To znači da krivulja srednjeg efektivnog tlaka predstavlja u nekom drugom mjerilu ujedno i krivulju efektivnog momenta motora. 5.7.2.

Veza stupnja punjenja i okretnog momenta motora

Okretni moment na koljenastom vratilu motora nastaje uslijed sile pritiska plinova na klip u taktu ekspanzije. Njegova je veličina izravno proporcionalna sili pritiska plinova, a ona je opet proporcionalna količini goriva koja izgara u svakom procesu. Kod suvremenih motora izgaranje je s gledišta razvijanja tlaka u cilindru praktički potpuno. Kako je i kod Ottovog i kod Dieselovog motora količina goriva koje može izgorjeti u cilindru ograničen količinom zraka koji se nalazi u cilindru, to je tlak za vrijeme ekspanzije (a time i moment na koljenastom vratilu) izravno proporcionalan stupnju punjenja cilindra. Kod Ottovih motora, koji rade sa strogo konstantnim omjerom goriva i zraka, a to su npr. automobilski motori s elektronički reguliranim ubrizgavanjem goriva, sila pritiska plinova na klip biti će izravno proporcionalna punjenju cilindra gorivom smjesom. Prema tome, krivulja maksimalnog okretnog momenta Ottovog motora izravno je proporcionalna krivulji stupnja punjenja. Automobilski Ottov motor u cijelom radnom području radi s istim omjerom goriva i zraka ( λ = 1 ), pa je tada je u svakoj radnoj točci okretni moment proporcionalan stupnju punjenja. Ako je za motor poznat topografski dijagram specifične efektivne potrošnje goriva, tada se u svakoj točci može izračunati potrošnja zraka i stupanj punjenja. Prema tome iz krivulje momenta motora pri maksimalnom opterećenju (100%) može se izračunati krivulja stupnja punjenja pri maksimalnom opterećenju. Kod Dieselovog motora nije moguće uspostaviti ovakvu izravnu vezu između okretnog momenta motora i stupnja punjenja jer se faktor pretička zraka λ mijenja u cijelom radnom području motora. Međutim s obzirom da promjene faktora pretička zraka duž krivulje momenta pri maksimalnom opterećenju motora i nisu tako velike, krivulja momenta vrlo dobro prati krivulju stupnja punjenja. Kod Dieselovih motora s prednabijanjem, krivulja momenta prati krivulju tlaka zraka na izlazu iz kompresora.

Proporcionalnost stupnja punjenja i momenta motora može se pokazati i analitički, na sljedeći način. Npr. kod Ottovog motora koji usisava gorivu smjesu i radi s pretičkom zraka λ ≥ 1, srednji efektivni tlak definiran je izrazom (5.51): pe = ηe ⋅ λ pu ⋅ ρS, o ⋅

Hd 1 + λ ⋅ Z0

Proporcionalnost efektivnog okretnog momenta i srednjeg efektivnog tlaka pokazana je izrazom (5.59):

pe =

z ⋅VH ⋅ Me π⋅T



V-27 (2009-11-20)

Izjednačavanjem ovih dvaju izraza dobiva se: ηe ⋅ λ pu ⋅ ρS, o ⋅ Uvrsti li se ηe =

Hd z ⋅ VH = ⋅ Me 1 + λ ⋅ Z0 π⋅T

3600 (5.24) dobiva se: ge ⋅ H d

Hd z ⋅VH 3600 ⋅ λ pu ⋅ ρS, o ⋅ = ⋅ Me 1 + λ ⋅ Z0 π⋅T ge ⋅ H d odakle slijedi:

Me =

π ⋅ T 3600 1 ⋅ ⋅ ρS, o ⋅ ⋅ λ pu . z ⋅ VH g e 1 + λ ⋅ Z0

Na desnoj strani ovog izraza su, za Ottov motor koji usisava gorivu smjesu i radi s faktorom pretička zraka λ = 1, sve vrijednosti konstantne osim specifične efektivne potrošnje goriva, pa je efektivni moment motora jednak:

M e = CO ⋅

λ pu

ge

,

(5.60)

gdje je konstanta CO jednaka: CO =

3600 ⋅ π ⋅ T 1 ⋅ ρS, o ⋅ , z ⋅ VH 1 + λ ⋅ Z0

(5.61)

Kod motora koji usisava zrak i radi s promjenljivim faktorom pretička zraka λ (Dieselov motor, Ottov motor s izravnim ubrizgavanjem benzina i sa siromašnom smjesom), efektivni moment motora jednak je:

M e = CD ⋅

λ pu λ ⋅ ge

,

(5.62)

gdje je konstanta CD jednaka: CD =

3600 ⋅ π ⋅ T 1 ⋅ ρ Z, o ⋅ . z ⋅ VH Z0

(5.63)

Oznake: ge = g/kWh, - specifična efektivna potrošnja goriva; T = 2 ili 4, - broj taktova; VH, m3 - radni volumen cilindra; z - broj cilindara; Z0, kg/kg – stehiometrijska količina zraka za izgaranje 1 kg goriva; λ - faktor pretička zraka za izgaranje; ρS, o , kg/m3 – gustoća gorive smjese kod stanja okoline; ρ Z, o , kg/m3 – gustoća zraka kod stanja okoline; kao stanje okoline uzima se stanje standardne atmosfere.



V-28 (2009-11-20)

Ukratko: Pokazatelji kvalitete pretvorbe energije u motoru su stupnjevi djelovanja: termički, savršenstva, mehanički i efektivni. (Umnožak termičkog stupnja djelovanja i stupnja savršenstva je indicirani stupanj djelovanja.)

Termički stupanj korisnosti odnosi se na zamišljeni idealni proces u kome nema izmjene radne tvari. Efektivni, indicirani i mehanički stupanj djelovanja odnose se na stvarni motor.

Nije moguć motor koji bi u mehanički rad pretvarao svu energiju dovedenu gorivom (perpetuum mobile druge vrste) jer bi bio u suprotnosti s drugim glavnim stavkom termodinamike ("toplina može prelaziti samo s tijela više temperature na tijelo niže temperature"; u ovom slučaju tijelo niže temperature ne bi postojalo). Međutim, čak i takav motor bi trošio gorivo, a njegova se specifična potrošnja može izračunati (slika 5.13.). Od svih svih poznatih, tehnički izvodljivih procesa, najveći termički stupanj djelovanja ima OTTOv proces. (CARNOTov proces je bolji, ali izotermičko izgaranje se do danas nije uspjelo ostvariti.) Stupanj punjenja jednak je omjeru mase svježe radne tvari u cilindru u trenutku zatvaranja usisnog ventila (kod dvotaktnog motora s kanalima: nakon zatvaranja svih kanala) i referentne mase svježe radne tvari (koja bi stala u radni volumen cilindra kod stanja standardne atmosfere). Srednji indicirani tlak je zamišljeni tlak u cilindru jednak visini pravokutnika čija je površina jednaka indiciranom radu, a osnovica radnom volumenu cilindra. Pokazatelji opterećenosti motora (neovisni o veličini i brzini vrtnje) su: srednji efektivni tlak, snaga po jedinici radnog volumena (kW/dm3), srednja brzina klipa, jedinična masa (kg/kW), snaga po jedinici površine čela klipa (kW/dm2). Pokazatelji potrošnje radnih tvari (neovisni o veličini motora i brzini vrtnje) su: specifična potrošnja goriva (g/kWh) i specifična potrošnja zraka (kg/kWh). Ekonomičnost motora različitih veličina i brzina vrtnje ocjenjuje se usporedbom njihovih specifičnih efektivnih potrošnja goriva ako motori troše gorivo iste ogrjevne vrijednosti, a usporedbom efektivnih stupnjeva djelovanja ako su ogrjevne vrijednosti različite. LITERATURA: [1.] Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 23. Aufl., Vieweg, 1999, ISBN 3-528-03876-4. [2.] MAN Redni motori D 02 - / D 08 -, Radionički priručnik A13, 3. izdanje, Tiskovina broj: 81.99598.43xx, MAN Nutzfahrzeuge Aktiengesellschaft, 1996. [3.] Shell Lexikon 80, ATZ – MTZ 6/2002, Vieweg-Verlag. [4.] GRUDEN, D.: Energiebilanz des Ottomotors – Absenkung mechanischer Verluste, JUMV, Opatija 1983. [5.] GRUDEN, D., KÜPER, P.-F., STRIEBICH, H.: Über die Energieausnutzung im Ottomotor, AutomobilIndustrie 1/1980, 67-74. [6.] HALASZ, B., GALOVIĆ, A.: Termodinamika, pogl. 9. u knjizi: Temelji inženjerskih znanja, Inženjerski priručnik 1, Školska knjiga Zagreb 1996., ISBN 953-0-31662-3, str. 723-868. [7.] MIKULIČIĆ, M.: Motori 1, Školska knjiga Zagreb, 1976. [8.] PISCHINGER, R., KRAßNIG, G., TAUČAR, G., SAMS, Th.: Thermodynamik der Verbrennungskraftmaschine, Neue Folge Band 5, Springer-Verlag, Wien - New York 1989, ISBN 3-211-82105-8. [9.] PISCHINGER, R., KLELL, M., SAMS, Th.: Thermodynamik der Verbrennungskraftmaschine, zweite Aufl., Springer, Wien - New York, 2002, ISBN 3-211-83679-9. [10.] RICARDO, H.-R.: Der schnellaufende Verbrennungsmotor. Springer-Verlag, Berlin / Göttingen / Heidelberg 1954. [11.] VIBE, I., I.: Brennverlauf und Kreisprozeß von Verbrennungsmotoren. VEB Verlag Technik, Berlin, 1970. 05_MSUI_Procesi_u_motorima_6c_za_predavanje.doc

6. Značajke motora Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

VI-1 (2006-11-18)

6. ZNAČAJKE MOTORA 6.1. ZNAČAJKE Značajkama motora ili vanjskim karakteristikama nazivaju se dijagrami efektivne snage, momenta i specifične potrošnje goriva kod punog opterećenja motora. Dobivaju se ispitivanjem na uređaju za mjerenje snage motora (kočnici za motore), kod Ottovog motora pri potpuno otvorenoj zaklopci, a kod Dieselovog pri najvećoj količini ubrizgavanog goriva po procesu. Kod automobila to odgovara do kraja pritisnutoj pedali gasa. Međutim, u stvarnosti motor vrlo rijetko radi pod punim opterećenjem, pa je npr. za analizu troškova goriva vozila nužan topografski dijagram specifične efektivne potrošnje goriva. Kad je riječ o motorima cestovnih vozila, on se nažalost od sredine devedesetih godina prošloga stoljeća teško može naći čak i u znanstvenim časopisima. Jedini koji se bez takvih podataka ne mogu prodati su teški, stabilni i brodski Dieselovi motori. Opterećenje: 100 %

Pe, max

Pe Me, max

Me pe

Pe

ge Me

Me(Pe, max)

pe

Pe (kW)

- efektivna snaga

M e (Nm)

- efektivni zakretni moment

g e (g/kWh, kg/kWh) - specifična efektivna potrošnja goriva

ge

n (min-1, s-1 )

α

- brzina vrtnje

n

0

n (Me, max)

n (Pe, max)

Slika 6.1. Značajke motora pod punim opterećenjem1, ili vanjske brzinske značajke motora. Krivulja momenta Me se približno podudara s krivuljom stupnja punjenja λpu. Srednje efektivni tlak pe je proporcionalan efektivnom momentu Me pa su njihove krivulje paralelne, kod prikladno odabranih mjerila na osima. Elastičnost motora E je definirana kao umnožak elastičnosti momenta EM i elastičnosti brzine vrtnje En: E = EM ⋅ En gdje je:

1

EM =

(6.1) M e, max M e ( Pe, max )

,

En =

n ( Pe, max ) n ( M e, max )

.

(6.2)

Najveći moment M e, max nalazi se kod brzine vrtnje u kojoj tangenta iz ishodišta dodiruje krivulju snage. DOKAZ: Snaga i moment su povezani izrazom: P = M ⋅ ω , gdje je kutna brzina: ω = 2 π ⋅ n , za: n (s-1). Sve točke krivulje snage su uređeni parovi točaka ( Pe , n). Nagib radivektora bilo koje točke na krivulji Pe jest:

Pe 2π ⋅ Pe P = = 2π ⋅ e = 2π ⋅ M e (A) n 2π ⋅ n ω Iz slike se vidi da najveći otklon od osi n ima upravo radivektor dirališta tangente iz ishodišta. Prema tome, u P diralištu je e = max pa će zbog (A) biti i M e = max . n tan α =

06_MSUI_Znacajke_motora_3.doc


VI-2 (2006-11-18)

Automobilski je motor to ugodniji za vožnju, odnosno zahtijeva to rjeđe prebacivanje stupnja prijenosa u mjenjaču, što mu je elastičnost E veća. Pe, max Pe Me pe ge

Pe

Pe Me pe ge

Pe

Me

Me pe

pe

ge

ge

n 0

n nmax

0

Slika 6.2. Značajke Ottovog motora (lijevo) i kamionskog Dieselovog motora (desno) kod punog opterećenja. Naglo smanjenje snage iznad n(Pe,max) je posljedica djelovanja regulatora koji štiti Dieselov motor od brzinskog preopterećenja. 160

100 % opterećenja

ge

140

100% opterećenja

120 250

Me, Nm

100

260

275 g/kWh

80

n

300

60

325 350

40 500 750

20 1000

0 500

∞ 1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

5500

Točke ne gornjoj krivulji skinute su s gornjeg ruba područja rada motora (lijevo). Dakle, dijagram koji se odnosi na 100% opterećenja daje vrlo površnu sliku o motoru.

-1

n, min

Slika 6.3. Uobičajeni topografski dijagram specifične efektivne potrošnje goriva prikazuje krivulje konstantne potrošnje ge (g/kWh), nacrtane ispod krivulje srednjeg efektivnog tlaka (rjeđe ispod krivulje momenta) kod punog opterećenja motora. Kod niskih opterećenja krivulje ge = konst. se naglo zgušnjavaju jer je na ordinati: ge = ∞.



VI-3 (2006-11-18)

Slika 6.4. Prostorni prikaz topografskog dijagrama specifične efektivne potrošnje goriva.

Slika 6.5. Krivulje konstantne snage ucrtane u topografski dijagram specifične efektivne potrošnje goriva i radna točka motora Po (100 kW, 1360 min-1).

6.2. PODRUČJE RADA MOTORA Područje rada motora ovisi o tome što je na motor priključeno. U svakoj radnoj točki uspostavlja se ravnoteža između snage koju motor daje i opterećenja. Ta ravnoteža može biti statička ako su otpori konstantni (brod, zrakoplov, rjeđe cestovno vozilo na autoputu), ili dinamička ako su otpori promjenjivi (vozilo u cestovnom saobraćaju, brod i zrakoplov kod ubrzavanja ili kočenja). Radna točka je određena brzinom vrtnje i snagom ili momentom motora. Pogon kotačima



VI-4 (2006-11-18)

Slika 6.6. Pogon kotačima. Motor može raditi u bilo kojoj točki ispod krivulje punog opterećenja (+), a motorom se može i kočiti (-). Snaga kočenja je već kod Dieselovih motora jer se kod njih pri kočenju motorom samo isključi dovod goriva a motor i dalje usisava punu količinu za i za njegovo komprimiranje (ε je visok) troši puno rada. Kod kamionskih motora najveće snage 400 do 500 kW, s posebnim ventilima za ispuštanje zraka u GMT u ispušnu cijev, snaga kočenja dostiže 250 kW. Pri kočenju Ottovim motorom zaklopka u usisnoj cijevi je zatvorena pa u cilindar ulazi minimalna količina zraka i kočenje motorom je znatno slabije. Me

Me

Nabijeni Diesel

nenabijeni Diesel

s = 10%

Me, max

s = 10%

s = 0%

2

s = 0%

Me, max

2

1

1 otpori vožnje

n2

n1

n

n2

n1

n

Slika 6.7. Prilagođavanje motora povećanju opterećenja kod pogona vozila. Kod nabijenog Dieselovog motora (lijevo) je krivulja momenta lijevo i desno od maksimuma strma pa se motor u slučaju povećanog otpora sam prilagođava opterećenju: novo ravnotežno stanje uspostavlja se u točki 2 a brzina vrtnje se smanji od n1 na n2. Kod nenabijenog motora (desno) je pad brzine vrtnje veći a i maksimum je neznatno izdignut pa postoji opasnost da i kod malo većeg povećanja opterećenja radna točka prijeđe ulijevo preko Me,max. Ukoliko se u mjenjaču ne uključi veći prijenosni omjer, motor će se pod teretom zaustaviti. 06_MSUI_Znacajke_motora_3.doc


VI-5 (2006-11-18)

Pogon propelerom smanjen otpor P2 Pe

P = f(n3)

ge, min ge = konst.

P1 povećan otpor

n1, max

n nmax Slika 6.8. Pogon propelerom. Radna točka motora leži samo na propelerskoj krivulji P = f(n3). Povećan otpor može biti npr. jedrilica koju zrakoplov vuče, vjetar u pramac broda ili drugačiji propeler. Propeleri s kontinuiranom promjenom koraka mogu se prilagoditi opterećenju motora tako da radna točka pada što bliže području minimalne specifične potrošnje goriva. 0

Pogon električnog generatora

Slika 6.9. Pogon električnog generatora Kod pogona električnog generatora traži se konstantna brzina vrtnje motora da bi frekvencija proizvedene električne struje bila konstantna. Zbog toga radna točka leži na pravcu n = konst. Kolebanja brzine vrtnje ± Δn ovise o kvaliteti regulatora. Najveća snaga motora je u slučaju pogona generatora smanjena u odnosu na najveću snagu za pogon automobila. Naime, generator pod punim opterećenjem može raditi i mjesecima, dok je vremenski udio najveće snage kod pogona vozila vrlo malen.

6.3. STANDARDNA ATMOSFERA I KOREKCIJA SNAGE Što je veća gustoća zraka, to je bolje punjenje cilindra i to je veća snaga motora. S povećanjem nadmorske visine opadaju tlak i temperatura i gustoća zraka, slika 6.10. Uslijed toga je i snaga manja za približno 1 % na svakih 100 m povećanja visine. Zbog toga su prije pojave mlaznih motora svi zrakoplovni klipni motori za let na većim visinama bili opskrbljeni 06_MSUI_Znacajke_motora_3.doc


VI-6 (2006-11-18)

prednabijanjem. Povećanjem vlage smanjuje se udio kisika u zraku, a uslijed povećanja temperature zrak se rasteže i smanjuje mu se gustoća. Pri zagrijanom vlažnom zraku u tropskim područjima snaga motora može biti osjetno manja. 12000 10000

Visina, m

12000

0.30

-56.5°C

10000

ρ/ρ(0m)

8000

8000

6000

6000

p /p (0m)

4000

t

4000

2000

2000

0 0.20

0.40

0.60

0.80

1.00

(Gustoća na visini) / (Gustoća na 0 m) (Tlak na visini) / (Tlak na 0 m)

0 -100

-50

0

15°C

Temperatura, °C

Slika 6.10. Stanje atmosfere po visini prema DIN 5440. Da bi se rezultati mjerenja dobiveni pri različitim uvjetima ispitivanja mogli međusobno uspoređivati, uvedeno je standardno atmosfersko stanje, odnosno standardna atmosfera. Nakon ispitivanja, izmjereni rezultati se preračunavaju prema izrazima u tablici 6.1. LITERATURA: [1.] Hütten H.: Schnelle Motoren seziert und frisiert. 6. Aufl., Verlag Richard Carl Schmiddt & Co. Braunschweig, 1977, ISBN 3-87708-060-10. [2.] Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 23. Aufl., Vieweg, 1999, ISBN 3-528-03876-4. [3.] Flössel W.: Ausnutzung und Belastung von Fahrzeugmotoren, ATZ 1957, Heft 4, 101-103.



VI-7 (2006-11-18)

Tablica 6.1. Norme za korekciju snage motora. Stanje atmosfere na ispitnom mjestu: ps (kPa) - tlak suhog zraka; p (kPa) – apsolutni tlak (tlak vlažnog zraka); T (K) - temperatura zraka Norma (datum objave)

EEC 80/1269 (4/81) ECE R 85

ISO 1585 (5/1982)

JIS D 1001 (10/1985)

SAE J 1349 (5/1985)

DIN 70020/6 (11/1976)

Stanje standardne atmosfere (pstand, Tstand): suhi zrak

pstand,s (kPa)

99

–

–

101.3

apsolutni tlak pstand (kPa) temperatura

298

Tstand (K)

293

(25°C)

(20°C)

Otttovi motori, bez i sa prednabijanjem:

faktor korekcije

αa

= A1.2 ⋅ B0.6 A = 99 / ps B = T / 298 αa

α a = A⋅ B 0.5 A = 101.3 / p B = T / Tstand

Korigirana efektivna snaga motora: Pstand = α a ⋅ P (P – snaga izmjerena na ispitnom mjestu) ECE R 85: da bi ispitivanje bilo valjano mora biti:

0.93 ≤ α a ≤ 1.07

Dieselovi motori, bez i sa prednabijanjem: atmosferski faktor

A = 99 / ps

fa fa = A ⋅ B

0.7

B = T / 298

za nenabijene motore i motore s mehaničkim pogonom kompresora

kao α a kod Ottovih motora

f a = A 0.7 ⋅ B1.5 za turbonabijene motore sa i bez hladnjaka prednabijenog zraka motorski faktor

fm

40 ≤ q / r ≤ 65 q / r < 40 q / r > 65

→ → →

fm = 1

f m = 0.036 ⋅ (q / r ) − 1.14 f m = 0.3 f m = 1.2

q (mg/(proces × dm3) – protok goriva u miligramima po radnom procesu i litri radnog volumena; r = (tlak na izlazu iz kompresora) / (tlak na ulazu u kompresor); r = 1 za nenabijene motore; q = 10 6 ⋅ m& G, h ⋅ T / (120 ⋅ n ⋅ VH ) ; m& G, h (kg/h) – satna potrošnja goriva motora; n (min-1) – brzina vrtnje; T – broj taktova (2 ili 4); VH (dm3) – radni volumen cijelog motora faktor korekcije

αd = f a ⋅ f m

αd

Korigirana efektivna snaga motora: Pstand = α d ⋅ P (P – snaga izmjerena na ispitnom mjestu) ECE R 85: da bi ispitivanje bilo valjano mora biti:

0.9 ≤ α d ≤ 1.1

Uključeni pomoćni uređaji:

ventilator pročišć. isp. plinova električni generator servopumpe klimauređaj


DA, električni i visko ventilator rade s maksim. proklizavanjem DA DA, opterećen strujom potrebnom za rad motora NE NE

⎫ ⎬ ⎭

nije definirano DA NE NE

7. Izmjena radne tvari kod 4T-motora Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

VII-1 (2009-09-14)

7. IZMJENA RADNE TVARI KOD 4T-MOTORA 1 radni ciklus = 4 takta = 720° KV = 2 okretaja KV Takt = jedno kretanje klipa: GMT → DMT ili DMT → GMT = 180° KV U motoru: usis i ispuh traju dulje od 180°KV, vidi sliku 7.2., desno.

Slika 7.1. Četiri takta u cilindru klipnog motora: usis, kompresija, ekspanzija i ispuh. 4 takta u motoru: 1. usis (0 → 1) 2. kompresija (1 → 2) 3. ekspanzija (3 → 4) 4. ispuh (4 → 1 → 0)

⇒ izmjena radne tvari → proizvodnja rada → proizvodnja rada ⇒ izmjena radne tvari

Na kraju svakog radnog procesa vrši se izmjena radne tvari u motoru: produkti izgaranja izlaze iz cilindra a ulazi svježi zrak ili smjesa zraka i goriva.

Slika 7.2. Lijevo: 4 takta u idealiziranom četverotaktnom procesu. Desno: odgovarajući indikatorski dijagram. Oznake: UO, UZ – usisni ventil otvara, usisni ventil zatvara; IO, IZ – ispušni ventil otvara, ispušni ventil zatvara; IP, IK – početak izgaranja, kraj izgaranja. Izmjena radne tvari u (p,V)-dijagramu predstavlja lijevokretni kružni proces za čije se obavljanje troši rad Wizmj, slika 7.4. Ova se izmjena vrši pomoću razvodnog mehanizma koji obuhvaća ventile i elemente koji ih pokreću. Tijekom jednog radnog procesa u četverotaktnom motoru koljenasto se vratilo okrene dvaput a bregasto vratilo u razvodnom mehanizmu treba otvoriti i zatvoriti ventile samo jedanput. Zbog toga je brzina vrtnje bregastog vratila nBV upola manja od brzine vrtnje koljenastog vratila n: 1 radni proces = 2 okr. KV 07_MSUI_Razvod_4T_5_za_predavanje.doc

⇒ n


= 1 okr. BV

VII-2 (2009-09-14)

⇒ nBV = n/2

Bregasto vratilo dobiva pogon od koljenastog vratila (slika 7.3.), posredstvom zupčanika, lančanog prijenosa ili zupčastog remena.

Slika 7.3. Razvodni mehanizam četverotaktnog V6-motora. Koljenasto vratilo tjera bregasta vratila pomoću zglobnih lanaca. Oznake: 1 – bregasto vratilo, 2 – klackalica, 3 – osovina klackalice, 4 – ventil, 5 – vodilica ventila, 6 – ventilska opruga, 7 - prsten sjedišta ventila u cilindarskoj glavi.

7.1. RAD IZMJENE RADNE TVARI Ukupni gubitci u motoru obuhvaćeni su efektivnim stupnjem korisnosti ηe koji je definiran kao omjer efektivnog rada We na spojci motora i topline Q1 dovedene u proces1:

ηe =

We = η t ⋅ ηs ⋅ η m Q1

(7.1)

Efektivni rad određen je uobičajenom definicijom: We = Wi + Wm .

(7.2)

Rad izmjene radne tvari Wizmj obuhvaćen je stupnjem savršenstva ηs, kao što to pokazuju definicija indiciranog rada i razdioba topline dovedene gorivom na slici 7.4.

1

Odgovorimo na pitanje: kojim je stupnjem korisnog djelovanja obuhvaćen rad izmjene radne tvari? (A) Termički stupanj korisnosti ηt jednak je omjeru rada Wt idealnog kružnog procesa i dovedene topline Q1: W Q − Q2 1 ≈ 1− . ηt = t = 1 Q1 Q1 ε κ −1 Termički stupanj korisnosti odnosi se na idealni proces u kome nema izmjene radne tvari pa se njime ne može ni obuhvatiti rad izmjene Wizmj. (B) Stupanj savršenstva ηs predstavlja omjer indiciranog rada Wi i rada idealnog procesa Wt. U indiciranom radu Wi već je sadržan i rad izmjene radne tvari Wizmj: Wradno + Wizmj W ηs = i = . Wt Wt Dakle, rad izmjene radne tvari obuhvaćen je stupnjem savršenstva. To znači da indicirani rad predstavlja čisti rad dobiven u cilindru nakon što je prije toga od dovedene topline oduzet rad izmjene radne tvari. To uostalom pokazuje i razdioba energije na slici 7.4.

07_MSUI_Razvod_4T_5_za_predavanje.doc


VII-3 (2009-09-14)

Slika 7.4. Lijevo: Indicirani rad Wi jednak je zbroju rada radnog (visokotlačnog) dijela procesa i rada izmjene radne tvari (rada niskotlačnog dijela procesa). Desno: Rad izmjene radne tvari Wizmj u ukupnoj razdiobi energije Q1 dovedene gorivom.

7.2. INDIKATORSKI DIJAGRAM KOD RAZNIH OPTEREĆENJA Promjena snage motora pri konstantnoj brzini vrtnje vrši se: • Diesel: → promjenom količine ubrizgavanoga goriva (količina zraka se ne mijenja, osim donekle uslijed promjene temperature motora) • Otto: → prigušivanjem usisa (pomoću zaklopca u usisnoj cijevi, slika 7.6.).

Slika 7.5. Dieselov motor: papučica snage spojena je na pumpu za ubrizgavanje goriva. Kod promjene snage mijenja se samo količina goriva a količina zraka ostaje nepromijenjena.

Drugim riječima, Dieselov motor usisava uvijek istu količinu zraka bez obzira na opterećenje2, a zbog promjene količine ubrizgavanoga goriva mijenja se omjer goriva i zraka, odnosno mijenja se stvarna količina zraka Z za izgaranje 1 kg goriva, odnosno mijenja se faktor zraka λ.

2

Kod najnovijih automobilskih Dieselovih motora sa 4 ventila po cilindru kod smanjenog se opterećenja zatvara jedan usisni kanal i dodatno se prigušuje usis ali zbog smanjenja štetne emisije, što u ovom kontekstu nije relevantno (vidi poglavlje: Dieselovi motori).



VII-4 (2009-09-14)

Kod Ottovog motora s povećanjem prigušivanja usisa smanjuje se količina svježeg punjenja koje ulazi u cilindar. Zbog toga pada tlak u usisnoj cijevi iza zaklopke i u cilindru. Promjene tlaka u ispušnoj cijevi uslijed prigušivanja usisa su nešto manje izražene jer je taj tlak u većoj mjeri određen protutlakom okolnog zraka na izlaznom otvoru ispušne cijevi. Izraženo stupnjem punjenja λpu i faktorom zraka za izgaranje λ, promjena snage (opterećenja) motora pri konstantnoj brzini vrtnje ima ove značajke: •

Diesel:

→ λ pu = konst. ,

Pe = f (λ ) :

λ ↓ ⇒ Pe ↑

•

Otto3:

→ λ = konst. ,

Pe = f (λ pu ) :

λ pu ↑ ⇒ Pe ↑

Posljedice ovih različitih načina promjene snage Ottovog i Dieselovog motora su vidljive i na indikatorskim dijagramima prikazanim na slici 7.7. Kod Ottovog motora zbog prigušivanja usisa raste negativni rad izmjene radne tvari4, na slici prikazan osjenčanom plohom. To znači da će kod rada bez opterećenja Ottovom motoru trebati više goriva nego Dieselovom, odnosno trebati će mu veći pozitivan rad visokotlačnog dijela procesa da bi njime nadoknadio veći negativan rad izmjene radne tvari. Ove razlike naročito dolaze do izražaja kod rada motora pri smanjenom opterećenju, npr. kod vožnje automobilom u uvjetima gradskog prometa. Povećanje rada izmjene radne tvari kod smanjenjog opterećenja, i zbog toga veća potrošnja goriva, jedan je od glavnih nedostataka Ottovog motora u usporedbi s Dieselovim.

Slika 7.6. Ottov motor: tok tlaka u usisnoj cijevi, cilindru i ispušnoj cijevi.

3

4

Ottov motor s izravnim ubrizgavanjem benzina Mitsubishi GDI radi pri smanjenom opterećenju s jako siromašnom smjesom te faktor zraka za izgaranje λ dostiže gotovo vrijednost 3. Međutim, ova promjena λ je u funkciji smanjenja specifične potrošnje goriva a ne promjene snage motora. Indikatorski dijagram četverotaktnog motora se može termodinamički promatrati kao dva odvojena procesa: visokotlačni, desnokretni radni proces s pozitivnim radom i niskotlačni, lijevokretni radni proces s negativnim radom.



VII-5 (2009-09-14)

Slika 7.7. Indikatorski dijagram Ottovog i Dieselovog motora kod punog opterećenja (100 %) i u praznom hodu (0 %).

Ako i Dieselov i Ottov motor rade pod punim opterećenjem, njihovi su indikatorski dijagrami jako slični a razlikuju se samo po vršnim tlakovima. Kod serijskih automobilskih Dieselovih motora najveći tlak u cilindru danas (2003.) dostiže 15 MPa a kod Ottovih 6 MPa. Međutim, kod trkaćih Ottovih motora on prelazi 8 MPa, što je više nego kod Dieselovih motora krajem 1970-ih godina. Dakle, samo na temelju indikatorskog dijagrama s najvećim tlakom od 8 do 10 MPa, a pogotovo ako nema mjerila na skali tlaka, ne može se zaključiti radi li se o Dieselovom ili Ottovom motoru. OTTO pe Me

DIESEL

opterecenje = pe , M e = 100 %

Me


λ izg = min

λ pu , mproc = 100 % λizg = 1 osim kod GDI-motora

s heterogenom smjesom

λ pu = min. opterecenje = pe , M e = 0 %

pe

λ pu = max ≈ konst.

λ izg = max

n


n

Slika 7.8. Stupanj punjenja cilindra u radnom području motora. Crvenija boja znači više goriva u smjesi (kod Dieselovog motora ujedno i više čađe u ispuhu), a zelenija više zraka.

Pri konstantnoj brzini vrtnje stupanj punjenja Ottovog motora je najmanji kod rada motora bez opterećenja (Me = 0), a najveći je kod najvećeg opterećenja (Me = 100 %). Kod Dieselovog motora se stupanj punjenja praktički ne mijenja ako se mijenja opterećenja kod konstantne brzine vrtnje (ne važi za Dieselove motore s izravnim ubrizgavanjem kod kojih se prigušuje usis radi povećanja vrtloženja u cilindru ili radi većeg povrata ispušnih plinova (EGR) s ciljem smanjivanja sirove emisije NOx). 07_MSUI_Razvod_4T_5_za_predavanje.doc


VII-6 (2009-09-14)

7.3. RAZVODNI DIJAGRAM ČETVEROTAKTNOG MOTORA Usisni ventil treba za vrijeme usisa propustiti što veću količinu svježe radne tvari u cilindar, dok ispušni ventil treba tijekom ispuha omogućiti što potpunije istjecanje ispušnih plinova iz cilindra. Kako se kod nijedne konstrukcijske izvedbe ventili ne otvaraju naglo nego postupno, točke otvaranja i zatvaranja ventila treba postaviti ispred, odnosno iza gornje i donje mrtve točke, tako da kutevi otvorenosti ventila budu veći od 180ºKV (vidi razvodni dijagram na slici 7.9.). Istovremena otvorenost ispušnog i usisnog ventila u području GMT naziva se prekrivanjem ventila. Za vrijeme prekrivanja vrši se ispiranje cilindra od ispušnih plinova zaostalih od prethodnog procesa, svježim punjenjem (slika 7.10.). Što su krivulje podizaja ventila strmije, to je bolje punjenje cilindra. S druge strane, položenije krivulje doprinose tišem radu ventila. Da li će motor biti elastičan i pogodan za ugodnu vožnju s rijetkim prebacivanjem ručice mjenjača iz brzine u brzinu, ili će pak biti dobar za najveću moguću snagu ali samo u relativno uskom području pri visokim brzinama vrtnje, to će u najvećoj mjeri ovisiti upravo o razvodnom dijagramu. Međutim, za ovakvo prosuđivanje karaktera motora nisu mjerodavni razvodni kutevi (kutevi otvaranja i zatvaranja ventila), nego površine u razvodnom dijagramu.

Slika 7.9. Razvodni dijagram 4T-motora. Utjecaj razvodnog dijagrama na rad motora:

1. Površina A u razvodnom dijagramu (slika 7.9.) može biti relativno velika, međutim kod toga raste toplinsko opterećenje ispušnog ventila. U pravilu se točka IO (ispuh otvara) odabire tako da gubitak rada u indikatorskom dijagramu bude što manji (površine F i G na slici 7.12.). 2. Površina C mora biti mala: 1. za nisku sirovu štetnu emisiju u ispuhu (za vrijeme prekrivanja ventila vrši se ispiranje cilindra (slika 7.10.) pa kod Ottovog motora u ispuh bježi svježa smjesa te raste udio CH) i 2. mora biti mala za ravnomjeran i stabilan rad motora kod niskih brzina vrtnje a naročito u praznom hodu. 3. Najvažnija točka u razvodnom dijagramu je usis zatvara (UZ). Velika površina E (slika 7.12.) donosi snagu kod visokih brzina vrtnje na račun gubitka momenta kod nižih brzina. 4. Razvodne površine B i D između mrtvih točaka trebaju biti što je moguće veće. Usisna površina D je uvijek veća od ispušne površine B jer je znatno teže potlakom uvući svježu radnu tvar u cilindar nego li je klipom izgurati van. Veća usisna površina se u pravilu



VII-7 (2009-09-14)

postiže većim promjerom usisnoga ventila (slika 7.11.), kod približno jednakih visina usisnog i ispušnog brijega.

Slika 7.10. U GMT, za vrijeme prekrivanja ventila vrši se ispiranje cilindra od zaostalih ispušnih plinova, svježim punjenjem. Što je prekrivanje veće, ispiranje je bolje, ali je i veća količina svježeg punjenja koja pobjegne u ispuh. Slika 7.11. Jedna od cilindarskih glava četverotaktnog motora prikazanog na slici 7.3. (pogled odozdo). Usisni ventili su znatno većeg promjera.

Slika 7.12. Lijevo: Indikatorski dijagram 4T-motora. Točku IO treba odabrati tako da gubitak rada (površine F i G) bude što manji. Desno: Najveći utjecaj na krivulju snage i momenta motora ima točka usis zatvara (UZ na slici 7.9.).



VII-8 (2009-09-14)

Slika 7.13. Utjecaj faznog pomaka usisnog bregastog vratila na stupanj punjenja motora. Povećanje snage motora. Efektivna snaga motora Pe (odnosno rad We) definirana je pomoću srednjeg efektivnog tlaka pe (Pa) izrazima:

Pe = z ⋅VH ⋅ pe ⋅

2n T

(7.3)

pe = ηe ⋅ λ pu ⋅

Hd , 1 + λ ⋅ Z0

(Otto, λ ≥ 1 )

(7.4)

gdje je: Hd (J/kg) – donja ogrjevna vrijednost goriva, n (s -1) – brzina vrtnje koljenastog vratila, T – broj taktova (2 ili 4), VH (m3) – radni volumen cilindra, z – broj cilindara, Z (kgZ/kgG) – stvarna količina zraka za izgaranje 1 kg goriva, Z0 (kgZ/kgG) – stehiometrijska količina zraka za izgaranje 1 kg goriva, ηe – efektivni stupanj korisnosti motora, λ = Z/Z0 – faktor zraka za izgaranje, λpu – stupanj punjenja cilindra. Uvrsti li se izraz za srednji efektivni tlak u izraz za snagu, dobiva se: Pe = z ⋅VH ⋅ ηe ⋅ λ pu ⋅

Hd 2n ⋅ 1 + λ ⋅ Z0 T

(7.5)

Konstante u ovom izrazu su: radni volumen motora (z·VH), broj taktova (T), ogrjevna vrijednost (Hd) i faktor zraka (λ). Efektivni stupanj korisnosti (ηe) pri najvećoj snazi motora je također konstantna veličina koja ovisi o stupnju tehničkoga razvoja. Sve ove konstantne veličine mogu se izraziti zajedničkom konstantom C. Dakle, snaga motora ovisi samo o stupnju punjenja cilindra (λpu) i o brzini vrtnje (n): Pe = C ⋅ λ pu ⋅ n

(7.6)

Povećanje punjenja cilindra postiže se primjenom nabijanja. Međutim, kod trkaćih Ottovih motora se i povećanje najveće brzine vrtnje koristi kao sredstvo povećanja snage. Pritom odlučujuću ulogu igra razvodni mehanizam, jer upravo on predstavlja usko grlo. Naime, pri kritičnim brzinama vrtnje počinje odvajanje ventila od brijega, pa se punjenje cilindra pogoršava i snaga motora opada. Za visoke brzine vrtnje treba masa ventila biti što manja. To dovodi do povećanja broja ventila po cilindru što nadalje povećava razvodni presjek, a time se opet omogućava veće punjenje cilindra.

7.4. RAZVODNI PRESJEK Presjek strujanja kroz ventil određen je najmanjom površinom plašta krnjeg stošca razapetog između sjedišta na ventilu i sjedišta u glavi cilindra (slika 7.14.). Računanje ovako definiranoga presjeka je vrlo komplicirano pa je uveden pojam razvodnoga presjeka ventila



VII-9 (2009-09-14)

AV koji se računa prema uobičajenom jednostavnom izrazu5 koji zapravo ne prikazuje stvarni presjek strujanja kroz ventil:

AV = DV ⋅ π ⋅ hV ⋅ sin

α 2

(7.7)

Ovo je površina plašta valjka promjera DV, čija je visina jednaka projekciji hV·sin(α/2) visine hV podizaja ventila, na okomicu sjedišta ventila.

Slika 7.14. Lijevo: presjek strujanja kroz ventil. Desno: razvodni presjek ventila prema izrazu (7.7). Pogrešan trokut na desnoj slici: kut treba biti α/2 (a ne α).

7.5. TEMPERATURA I TLAK U CILINDRU Temperatura na kraju usisa ovisi: • o opterećenju: → utjecaj opterećenja je najveći: opterećenje ↑ ⇒ T1 ↑ • • •

o atmosferskim uvjetima: → ljeti su temperature veće o intenzitetu hlađenja motora o konstrukciji: → zrakom hlađeni motori su topliji

•

o udjelu zaostalih ispušnih plinova u cilindru: → zisp ↑ ⇒ T1 ↑; zaostalih ispušnih plinova od prethodnog procesa će biti manje: • ako je stupanj kompresije visok (tada je štetni prostor V2 manji) • ako je ispiranje cilindra bolje • kod nabijenih motora nema zaostalih ispušnih plinova jer se cilindar potpuno ispere nabijenim zrakom.

Temperatura i tlak smjese svježeg punjenja i zaostalih ispušnih plinova kod nazivne snage, u cilindru nenabijenih motora koji nemaju rezonantne usisne cijevi na kraju usisa (po – tlak okolnog zraka):

Tus = 320 ÷ 400 K 310 ÷ 350 K

pus = (0.8 ÷ 0.9) ⋅ po

(0.85 ÷ 0.95) ⋅ po

Otto Diesel

Temperatura i tlak plinova u cilindru nenabijenih motora za vrijeme ispuha, kod nazivne snage: 5

Postoji nekoliko najčešće korištenih formula za računanje razvodnoga presjeka, od kojih nijedna nije točna, uključujući i ovu BUSSIENovu (7.7). Primjerice, kod ventila promjera DV = 30 mm i kuta α = 90°, pogreške tih formula iznose od +5% (kod podizaja od 2 mm) do -25% (kod 10 mm). Točno računanje je vrlo komplicirano (vidi: Hardenberg, MTZ 2/1969, str. 59 – 63).



Tisp = 700 ÷ 1000K

VII-10 (2009-09-14)

pisp = (1.05 ÷ 1.1) ⋅ po

Temperature ispuha su najniže kod najvećih brodskih 2T-Dieselovih nabijenih motora pri radu s najvišim stupnjem korisnosti ( ηe, max ≤ 53 % ).

Slika 7.15. Temperatura i tlak pri izmjeni radne tvari u cilindru motora.

7.6. KONSTRUKCIJE RAZVODNOG MEHANIZMA Zahtjevi na razvodni mehanizam su veći kod Ottovih motora, jer oni postižu znatno veće brzine vrtnje nego Dieselovi motori. Osim toga, kod Ottovih je motora konstrukcija razvodnog mehanizma usko povezana i s oblikom prostora izgaranja, o kojem pak ovise najmanji potreban oktanski broj goriva i emisija štetnih tvari u ispušnim plinovima. Kao razvodni elementi danas se primjenjuju isključivo (gljivasti) ventili, iako je u prošlosti bilo i drugačijih konstrukcija. Ovi se ventili jednostavno izrađuju tokarenjem a na sjedištu u glavi pouzdano brtve. Pokretanje ventila vrši brijeg bregastoga vratila, pomoću elemenata za prijenos pomaka (podizači, klackalice). Ventilska cilindrična zavojna opruga (pneumatska kod Formule 1) pritišče ventil na brijeg (da se za vrijeme gibanja od njega ne odvoji) i drži ga na sjedištu dok miruje. Pogon bregastoga vratila dolazi od koljenastoga vratila, putem zupčanika, zglobnog lanca ili zupčastog remena.

z1 : z2 = 1 : 2 z2

z1 Slika 7.16. Stojeći ventili (lijevo) i viseći ventili (desno).

Glavne konstrukcijske prepoznatljivosti razvodnog mehanizma su smještaj ventila i njihov broj po cilindru, te smještaj bregastoga vratila. Svi automobilski motori imaju viseće 07_MSUI_Razvod_4T_5_za_predavanje.doc


VII-11 (2009-09-14)

ventile, odnosno ventile smještene u glavi. Stojeći ventili, odnosno ventili smješteni u bloku motora, danas se mogu sresti jedino kod malih motora za pogon poljoprivrednih strojeva, iako se i kod njih prelazi na viseće ventile. Bregasto vratilo je danas kod motora putničkih automobila i motocikala u glavi, a kod Dieselovih motora za pogon teretnih vozila i onih većih je u bloku, blizu koljenastog vratila od kojega dobiva pogon putem zupčanika. Za visoke brzine vrtnje mora biti: što manja oscilirajuća masa (zato: više manjih ventila), što veća krutost razvodnog mehanizma te tzv. bezudarni profil brijega. Najveće brzine strujanja kroz ventil iznose 80 ... 100 (110) m/s, a najveće temperature dosežu kod ispušnih ventila oko 800°C.

Slika 7.17. Viseći ventili: a) bregasto vratilo u bloku; b), c) i d) bregasto vratilo u glavi.

Slika 7.18. Konstrukcije s bregastim vratilom u glavi. Desno je tzv. desmodromički razvod kod kojega jedan brijeg otvara ventil a drugi ga zatvara (nema opruge). KOLIKO VENTILA PO CILINDRU?

Broj ventila iznosi 2, 3, 4 ili 5. Kod suvremenih motora optimalni broj ventila po cilindru izgleda da je ipak 4 a ne 5. Naime, iako se kod 5 ventila po cilindru postiže veći razvodni presjek (slika 7.19.), u najzahtjevnijoj kategoriji trkaćih motora, u Formuli 1, vladaju i dalje 4-ventilski motori. Kod Ottovog motora smještaj i broj ventila izravno utječu na oblik prostora izgaranja. 4 ili 5 ventila donosi važnu prednost da svjećica može biti u optimalnom položaju u sredini cilindra, slika 7.21. Time se postižu jednako dugački putovi izgaranja od izvora zapaljenja na svjećici do rubnih područja uz stijenku cilindra, što smanjuje opasnost od detonantnog izgaranja i time omogućuje primjenu termodinamički povoljnih visokih kompresijskih omjera.



VII-12 (2009-09-14)

Slika 7.19. Ukupni razvodni presjek (Integral) kod motora s 2, 4 i 5 ventila po cilindru.

Kod Dieselovih motora je situacija donekle drugačija. Razmještaj ventila nema utjecaja na oblik prostora izgaranja6. Punjenje cilindra se vrši pomoću kompresora pa 4 ventila po cilindru i nisu nužna. To potvrđuje izvanredno uspješan 2-ventilski Volkswagenov TDI motor od 1.9 dm3 radnog volumena. Međutim, 4 ventila donose mogućnost zatvaranja jednog usisnog kanala u cilju smanjivanja sadržaja NOx u ispušnim plinovima. Kad 2005. g. stupi na snagu stupanj dopuštene štetne emisije Euro 4, to će biti ne baš zanemariva prednost. S druge strane, uska brizgaljka danas najobećavajućeg sustava za ubrizgavanje goriva Common Rail, pristaje upravo kao naručena u sredinu cilindra, u uski prostor između 4 ventila. Tu nikako ne bi mogla stati zdepasta pumpabrizgaljka. Uzme li se sve ovo u obzir, čini se da novi 4ventilski Dieselovi motori sa sigurnošću naznačuju budući put. Kod motora teretnih vozila 4 ventila su također postala standardom već i prije uvođenja normi Euro 3 koje su počele važiti 2000. g. Međutim za razliku od motora osobnih automobila čiji motori imaju bregasto vratilo u glavi, kod kamionskih se motora ono nalazi u bloku, a 2 ventila se pokreću pomoću jedne klackalice i mostića koji se oslanja na oba ventila (slika 7.25.). Neki motori imaju i dodatni dekompresijski ventil čija je zadaća ispuštanje zraka iz cilindra7 u ispušnu cijev za vrijeme kočenja motorom, radi povećanja snage kočenja.

Slika 7.20. Utjecaj razmještaja ventila na oblik prostora izgaranja Ottovog motora. Desno: BMW-ov motor iz 1994. godine: jedno bregasto vratilo (1), ventili u V-rasporedu (3), klackalice s kotačićem (2) i hidrauličkim uređajem za poništavanje zračnosti (4) ugrađenim u nepomični oslonac klackalice. Uređaj za poništavanje zračnosti dobiva ulje iz posebnog kanala (5) sustava za podmazivanje. (MTZ 9/1994.)

6

7

Oblik prostora izgaranja je kod Dieselovog motora određen postupkom izgaranja u cilindru. Kod izravnog ubrizgavanja prostor izgaranja se nalazi u udubljenju u čelu klipa te je određen oblikom tog udubljenja, a kod podijeljenog prostora izgaranja je određen oblikom komore. Vidi poglavlje: Dieselovi motori. Za vrijeme kočenja motorom isključen je dovod goriva pa u cilindar ulazi i iz njega izlazi samo zrak.



VII-13 (2009-09-14)

Slika 7.21. Razvodni mehanizam 4-ventilskog motora s poluklackalicama s kotačićem. (Renault Clio)

MTZ 1997

Slika 7.22. Kod Dieselovog motora se prostor izgaranja nalazi u klipu ili u komori pa smještaj ventila ne utječe na njegov oblik. Lijevo: motor s izravnim ubrizgavanjem (Mercedes OM 668, 1,7 dm3, motor za A-klasu). Desno: motor s vrtložnom komorom (VW Golf 1/2/3, 1.6 dm3; 1 – brizgaljka, 4 –vrtložna komora, 3 – električna žarnica za hladni start).

Slika 7.23. Razvodni mehanizam Dieselovog motora tvornice Opel, za putnički automobil. Četiri ventila se pokreću pomoću samo jednog bregastog vratila: jedan brijeg pritišće mostić koji se oslanja na dva usisna, odnosno dva ispušna ventila. Brizgaljka za ubrizgavanje goriva smještena je optimalno u uzdužnu os cilindra, međutim vrlo nepristupačno: točno ispod bregastog vratila. MTZ 9/1997



VII-14 (2009-09-14)

Slika 7.24. Pogon bregastog vratila zglobnim lancem (lijevo) i zupčastim remenom (desno): 1 – lančanik bregastog vratila, 3 – lančanik koljenastog vratila, 2 – lanac, 4 – natezač, 5 – klizne vodilice.

Slika 7.25. Ventilski mehanizam kamionskih Dieselovih motora tvornice Daimler-Benz. Lijevo: OM 904 LA: 4 ventila po cilindru (2 usisna, 1 ispušni, 1 dekompresijski). Dva usisna pokreće jedna klackalica, pomoću mostića kojega vode zatici. Mali ventil straga, prikazan svjetlije, je dekompresijski ventil motorne kočnice. Desno: OM 501 LA / 502 LA: 5 ventila po cilindru (2 usisna, 2 ispušni, 1 dekompresijski koji se na slici ne vidi). MTZ 2/1996, 9/1996.

Konstrukcije razvodnih mehanizama današnjih automobilskih motora su dostigle visoku pouzdanost, a izvode se tako da zadovoljavaju nekoliko glavnih zahtjeva: ● niska štetna emisija ispuha i što bolja ekonomičnost (zahvati na motoru: kraći kutevi otvorenosti ventila, malo prekrivanje; fazno pomicanje bregastih vratila u odnosu na koljenasto; varijabilni ventilski razvod – npr. BMW Valvetronic) ● što manji gubitci trenja (klackalica i poluklackalica s kotačićem koji se kotrlja po brijegu, slika 7.20. desno i slika 7.21.; za pogon bregastog vratila: jednostruki lanac umjesto dvostrukog ili zupčastog) 07_MSUI_Razvod_4T_5_za_predavanje.doc


VII-15 (2009-09-14)

● što manja buka kao dio općeg trenda povećanja udobnosti vožnje (tiši zupčasti remen ili jednostruki zglobni lanac za pogon bregastog vratila, umjesto trajnih ali bučnih zupčanika ili trajnog zupčastog lanca koji pak troši više snage) ● što manji zahtjevi održavanja tijekom cijelog životnog vijeka automobila (hidraulički uređaji za poništavanje zračnosti ventila; zupčasti remen za pogon bregastog vratila dostigao je toliku trajnost da pojedini proizvođači više uopće ne predviđaju njegovu zamjenu).

7.7. KINEMATIKA GIBANJA VENTILA Brijeg koji pokreće ventila sastoji se od temeljne kružnice K i konture A (slika 7.26.). Polumjer je na temeljnoj kružnici K konstantan. Dio brijega koji izviruje iznad temeljne kružnice pripada konturi A. Kod istoga brijega, podizaj h(α) ovisi o obliku protuplohe na koju brijeg djeluje. Prema obliku boka, brijeg može biti: s izbočenim (konveksnim) bokom, s udubljenim (konkavnim) i s ravnim (tangencijalnim) bokom (slika 7.27.). Međutim, svaki se brijeg ne može spariti s bilo kojim oblikom protuplohe. Brijeg s izbočenim bokom može biti sparen s ravnom protuplohom (ravni podizač) ili sa zaobljenom (kotačić, klackalica ili poluklackalica). Brijeg s ravnim bokom ne smije raditi s ravnom protuplohom, jer bi u radu nastupili jaki udarci. I on i brijeg s udubljenim bokom mogu se sparivati samo sa zaobljenom protuplohom. V

A

h (α )

B1

K

3

2

4

B2 5

P1

P2 1

6

Slika 7.26. Osnovni dijelovi brijega bregastoga vratila i podizaj.

Slika 7.27. Osnovni oblici bregova sparenih s odgovarajućom protuplohom. Brijeg se sastoji od uzlaznog i silaznog predbrijega (P1, P2) (slika 7.26.), od uzlaznog i silaznog boka (B1, B2) i vrha (V). Granice pojedinih dijelova brijega najbolje se vide na dijagramu ubrzanja h'' (slika 7.29. i 7.30.)8. Uzlazni predbrijeg P1 započinje u točki 1, na temeljnoj kružnici K. Uzlazni bok B2 započinje u točki 2 u kojoj ubrzanje h'' počinje naglo rasti, a završava u točki 3 gdje ubrzanje prelazi u negativno područje. Vrh V je dio između bokova.9 Ukupna visina brijega (H0+H) sastoji se od visine predbrijega H0 i visine glavnoga brijega H (slika 7.30.). Visina predbrijega H0 je tek malo veća od najveće zračnosti (kod hladnog motora), brzina podizaja na kraju predbrijega je mala a ubrzanje je jednako nuli 8

Dijagram razvodnoga presjeka (slika 7.9.) i dijagram podizaja ventila (slika 7.30., gore) su po obliku vrlo slični ali prikazuju različite veličine. Za prosudbu izmjene radne tvari u motoru mjerodavan je razvodni presjek. Međutim, za kinematičku analizu brijega bregastoga vratila, polazna osnova je podizaj brijega.

9

Kut α u promatranoj točki brijega nije kut radivektora te točke, nego je onaj kut zakreta za koji diralište pada u tu točku. Koordinatni sustav se obično postavlja tako da se najviši podizaj postavi na 180°BV.



VII-16 (2009-09-14)

(točke 2 i 5), da bi dodir brijega i ventila bio što mekši. Ako bi se zračnost ventila prekomjerno povećala, dodir bi se dogodio na boku brijega gdje su velika ubrzanja i bio bi popraćen jakim udarcima. Brijeg s uzlaznim i silaznim predbrijegom naziva se bezudarnim brijegom.

Slika 7.28. Utjecaj predbrijega na brzinu podizanja brijega u trenutku dodira s ventilom.

h'' h'

Podizaj h , brzina h' , ubrzanje h''

100%

h

P1, P2 - predbregovi B1, B2 - bokovi V - vrh

50%

V B1

3

4

B2

2

5

1

6

P1

0%

1

-50%

P1

4

3

2

B1

6

5

B2

V

P2

P2

-100% 60

80

100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

300

Kut zakreta brijega α , °BV

Slika 7.29. Podizaj, brzina i ubrzanje bezudarnog brijega10 sparenog s ravnim podizačem. Brzina h' je prva, a ubrzanje h'' druga derivacija podizaja h. Izražavanje brzine i ubrzanja:

•

apsolutno:

v (m/s),

•

relativno:

h’ (m/rad) =

a (m/s2)

v , ω

h’’ (m/rad2) =

a ω2

,

gdje je: ω = 2 πn, n (s-1) – brzina vrtnje BV. Prednost relativne brzine i relativnog ubrzanja je neovisnost o brzini vrtnje. To omogućuje međusobnu usporedbu profila bregova motora koji se jako razlikuju po brzini vrtnje.

10

Dijagrami prikazuju KURZov brijeg, čiji opis je objavljen 1954. g. u časopisu ATZ, br. 11, str. 293-299. Brijeg se dugo godina koristio u njemačkoj automobilskoj industriji. 1959. g. DERNDINGER ga je primijenio u svojoj disertaciji, da bi analitički riješio diferencijalnu jednadžbu gibanja ventila, što je još više povećalo značaj ovoga brijega.


Podizaj h , mm

7. Izmjena radne tvari kod 4T-motora Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 0 -1

Brzina h' , mm/rad

15

VII-17 (2009-09-14)

Fiat 128 A H0+H = 9.25 mm

2

1

60

80

5 H 0 = 0.60 mm

116°

80°

100

120

140

160

180

244°

200

220

240

260

6 284°

280

300

v = h' · ω , (mm/s)

10 5

2

0

5

-5 -10 -15

100

60

80

100

120

140

160

180

2

220

240

260

280

V

300 B1

a = h'' · ω , (mm/s ) 2

Ubrzanje h'' , mm/rad

200

80

2

60

3

4

B2

2

5

1

6

P1

40

2

3

4

5

116°

131 °

229 °

244 °

20 0

P2

-20 -40 60

80

100

120

140 160 180 200 220 Kut zakreta brijega α , °BV

240

260

280

300

Slika 7.30. Podizaj, relativna brzina i relativno ubrzanje brijega. Prva i druga derivacija (h' i h'') su izračunate numeričkim deriviranjem krivulje podizaja h (zbog numeričkih netočnosti krivulja ubrzanja h'' titra a granične točke bokova ne leže na apscisi kao što bi trebalo). Gibanje ventila. Dodir brijega i ventila uspostavlja se pri kraju uzlaznog predbrijega P1. Na uzlaznom boku B1 brijeg ubrzava ventil, na kraju uzlaznog boka (u 3) brzina h' dostiže maksimum. Prelaskom na vrh V bok brzina h' počinje opadati pa je ubrzanje h'' negativno. Na vrhu, ventilska opruga treba zadržavati ventil da ne odleti u cilindar. Za ispravan rad ventilskoga mehanizma, opruga treba spriječiti odvajanje ventila od brijega duž cijeloga vrha V. Međutim, bilo bi pogrešno tražiti rješenje problema samo u tvrđim oprugama. Povećanje sile u opruzi može vrlo ograničeno smiriti ventil, uz opasnost prekomjernoga porasta površinskoga pritiska na vrhu brijega pri visokoj brzini vrtnje. Slika 7.31. pokazuje da na bokovima brijega sila inercije pritišće ventil na brijeg, a na vrhu ga nastoji odvojiti od brijega. Budući da ovisi o brzini vrtnje Fin = f (n2), sila inercije je najmanja kod n = min. Suma pozitivnih i negativnih površina ispod krivulje ubrzanja h'' (između točaka VO i VZ) mora biti jednaka nuli jer na ventil nakon spuštanja na sjedište ne djeluje više nikakva sila inercije. Kako u negativnom području ubrzanje mora proizvesti opruga koja je ograničenih dimenzija (na glavi nema mjesta za velike opruge) i zbog toga proizvodi ograničenu silu, to vrh brijega (V) mora biti širok. Nasuprot tome, bokovi (B1 i B2) moraju biti uski, da bi pozitivne i negativne površine ispod krivulje ubrzanja bile jednake. Promotri li se međutim brijeg, vidi se da se mali kut boka B1 i B2 (slika 7.29.) proteže preko dugačkoga 07_MSUI_Razvod_4T_5_za_predavanje.doc


VII-18 (2009-09-14)

luka na brijegu dok veliki kut vrha (V) čini samo mali dio luka na brijegu. Zbog toga se na vrhu brijega diralište sporo pomiče. Na vrhu je i polumjer konture najmanji pa je površinski pritisak najveći, i to upravo kod najmanje moguće brzine vrtnje jer tada nema sile inercije da smanji pritisak opruge. Dakle, mali vrh brijega najdulje je izložen najvećim površinskim pritiscima (koji izazivaju pitting). Zato je i bregasto vratilo najviše izloženo trošenju kod motora koji pretežno rade u praznom hodu. (Npr. kod automobila koji na aerodromskoj pisti vode avione motor radi bez prekida po cijeli dan, često preko 90% vremena u praznom hodu).

Slika 7.31. Sila inercije oscilirajućih masa propisana geometrijskim svojstvima (h, h', h'') brijega, prikazana za nazivnu brzinu vrtnje motora. Isti tok ima i krivulja ubrzanja.

Promotri razlike!

Ovaj dijagram ovisi o brzini vrtnje, a oni na slikama 7.29. i 7.30. ne!

Slika 7.32. Ubrzanje a ventila određeno geometrijom brijega. Usporenje koje može proizvesti ventilska opruga ovisi o sili u opruzi i oscilirajućoj masi reduciranoj na os ventila. U stvarnosti krivulja ubrzanja ventila ne može pasti ispod krivulje usporenja opruge kao što je ovdje nacrtano, nego se samo može s njim izjednačiti, vidi sliku 7.34. 07_MSUI_Razvod_4T_5_za_predavanje.doc


VII-19 (2009-09-14)

Slika 7.33. Odstupanje stvarnog podizaja ventila od idealnog. Na slici se vidi kako je ventil malo odskočio nakon spuštanja na sjedište (ispušni malo više).

Sile inercije opterećuju i deformiraju elastične elemente razvodnog mehanizma. Zbog toga se stvarni put ventila razlikuje od idealnoga, definiranog geometrijom brijega (slika 7.33.), te pri velikim brzinama vrtnje dolazi do odvajanja ventila od brijega.

'' Slika 7.34. Stvarno ubrzanje ventila h'' kod prevelike brzine vrtnje i ubrzanje brijega hBV .

Na slici 7.34. prikazano je stvarno ubrzanje ventila h'' i ubrzanje h''BV određeno geometrijskim oblikom brijega, kod prevelike brzine vrtnje bregastoga vratila od 4000 min-1. Iako na (neprikazanoj) krivulji podizaja h nije bilo nikakvih vidljivih odstupanja, u dijagramu ubrzanja na području vrha (130 … 230°BV) jasno se vidi gdje prestaje dodir ventila i brijega. Krivulja ubrzanja ventila h'' se prekida na krivulji ubrzanja opruge ventila h''OPR, jer se tu ventil taman odvojio od brijega i visi na opruzi. Sila inercije ventila je u ravnoteži sa silom u opruzi, pa je onda i ubrzanje ventila jednako usporenju kojega može proizvesti opruga.11

11

Pokazani su rezultati dobiveni simulacijom na dinamičkom modelu s jednom masom, što dobro odgovara razvodnom mehanizmu OHC s izravnim pogonom ventila pomoću ravno vođenog čašastog podizača, prikazanom na slici 7.17. (d).



VII-20 (2009-09-14)

Velika ubrzanja proizvode i velike dinamičke sile koje jako opterećuju elemente mehanizma. Odvajanje počinje najprije na početku uzlaznoga dijela vrha (točka 3 na slikama 7.29. i 7.30. u kojoj ubrzanje mijenja predznak), te se s povećanjem brzine vrtnje širi i prelazi na silaznu stranu brijega. U ekstremnim slučajevima ventil slobodno leti preko cijelog vrha (ponekad i preko silaznoga boka) te udara o brijeg odnosno o sjedište ventila. Gibanje ventila tada više ne ovisi o obliku brijega i postaje nekontrolirano. Zbog toga je brzina vrtnje 4T-motora ograničena upravo ventilskim mehanizmom. Za dinamičku analizu razvodni se mehanizam promatra kao vibracijski model, a najbolji kriterij za ocjenu pouzdanosti dodira ventila i brijega je tzv. kontaktna sila između brijega i protuplohe (ili sila u šipki podizača). Dokle god je između točaka VO (ventil otvara) i VZ (ventil zatvara) ta sila veća od nule osiguran je dodir brijega i ventila, gibanje ventila je pod kontrolom brijega. Za povećanje najveće brzine vrtnje motora, kod koje još nema odvajanja ventila od brijega, trebaju biti zadovoljena ova tri ravnopravna uvjeta: 1. oscilirajuće mase razvodnog mehanizma moraju biti što manje 2. krutost razvodnog mehanizma mora biti što veća 3. brijeg mora imati odgovarajući bezudarni profil (tj. mora imati uzlazni i silazni predbrijeg a krivulja ubrzanja ne smije imati skokovite promjene u području omeđenom točkama 2 i 5, odnosno od početka uzlaznog do kraja silaznog boka).

Slika 7.35. Nesimetričan razvodni dijagram znači gubitak razvodnoga presjeka kod istoga kuta otvorenosti ventila (razmak između točaka VO i VZ), uz visoke vrijednosti ubrzanja na strmijoj strani.

h

gubitak razvodnoga presjeka

VO 60

80

100

120

140

160

180

200

VZ 220

240

260

280

300

h'

V 60

80

100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

300

B1

3

4

B2

h'' 2

5

1

6

P1

P2

α , °BV

60

80

100

120

140

160

180

200


220

240

260

280

300

Slika 7.36. Simetričan brijeg i poluklackalica sa simetričnim podizajem (gore) i s nesimetričnim (dolje).


VII-21 (2009-09-14)

Na slici 7.36. označena su središta ishodišta polumjera zaobljenja r dodirne plohe klackalice pri najvećem podizaju i pri zatvorenom ventilu. Ako pravac položen tim točkama siječe os rotacije bregastog vratila (gornja slika) dijagram podizaja je simetričan, a ako ne (donja slika) dijagram je nesimetričan. Nesimetričan brijeg. Kod nesimetričnog dijagrama podizaja (slika 7.35.) razvodni presjek je na silaznoj “strmijoj” strani veći nego na uzlaznoj, a i ubrzanja su veća. Za odvajanje ventila od brijega mjerodavna su upravo ubrzanja. Na “blažoj” uzlaznoj strani brijega ubrzanja su doduše niža i to na njoj smanjuje opasnost od odvajanja ventila. Međutim, odvajanje će ionako nastupiti na “strmijoj” silaznoj strani, samo što će biti popraćeno manjkom razvodnoga presjeka. Ako pravac položen kroz središte kružne dodirne plohe polu/klackalice u krajnjim položajima (ventil na sjedištu / ventil maksimalno otvoren) ne prolazi kroz središte temeljne kružnice brijega (slika 7.36.), dijagram podizaja je nesimetričan. U tom slučaju brijeg mora biti nesimetričan da bi dijagram podizaja bio simetričan.

Slika 7.37. Nesimetričan brijeg u glavi automobilskog motora.

PODACI O IZVEDENIM AUTOMOBILSKIM MOTORIMA

Brzina na kraju predbrijega: do 1,5 mm/rad za tihi rad ventila. Ubrzanja na boku: do 90mm/rad2 (8000 m/s2). Kod trkaćih motora i do dvostruko više. Ubrzanja na vrhu: do 20 mm/rad2 (2500 m/s2). Kod trkaćih motora i do dvostruko više. Oscilirajuća masa reducirana na ventil (OHC): od 180 do 220 g. Fiat 128 A: radijus temeljne kružnice: R0 = 14 mm visina predbrijega i glavnoga brijega: H0 + H = 0,60 + 8,65 = 9,25 mm radijus vrha brijega: ρmin = 3,50 mm kutevi odsječaka brijega: uzlazni/silazni12 predbrijeg: P1/P2 = 36°BV/40°BV uzlazni bok: B1 = 15°BV polovica vrha: (1/2)V = 49°BV kut brijega: (P1 + B1 + V + B2 + P2) = 204°BV kut brijega bez predbregova: (B1 + V + B2) = 128°BV oscilirajuća masa ventila13: mV = 198 g (ispuh) / 207 g (usis) sila obadvije opruge kod najvećeg podizaja / kod ventila na sjedištu: 830 N / 525 N. Najveća brzina vrtnje koljenastog vratila kod koje razvodni mehanizam još dobro radi: oko 8000 min-1.

12 13

Silazni predbrijeg je često malo dulji od uzlaznog, zbog mirnijeg spuštanja ventila na sjedište. Ukupna oscilirajuća masa reducirana na os ventila: masa ventila, klinova, tanjurića opruge, polovice opruge, čašice podizača i pločice debljine 3,50 mm za podešavanje zračnosti.



VII-22 (2009-09-14)

LITERATURA: [1.] Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 23. Aufl., Vieweg, 1999, ISBN 3-528-03876-4. [2.] Shell Lexikon 71, 72, 73. ATZ – MTZ 9, 10, 11/2001 [3.] Bauer, R., Fischer, A., Hofmann, R., Städter, J.: BMW V12-Motor – Innovationen für Umwelt, Verbrauch und Komfort, MTZ 9/1994, 476-487. [4.] Bensinger W.-D.: Die Steuerung des Gaswechsels in schnellaufenden Verbrennungsmotoren, Konstruktion und Berechnung der Steuerelemente. 2. Aufl., Konstruktionsbücher, Springer-Verlag, Berlin – Heidelberg – New York 1968 [5.] Bergmann, H., Eberhard, Mack, E.: Die Konstruktionsmerkmale des neuen Nutzfahrzeug-Dieselmotors OM 904 LA von Mercedes-Benz. MTZ 2/1996. [6.] Brüggemann, H., Wamser, M.: Die neuen Dieselmotoren OM 668 mit Common-Rail-Direkteinspitzung für die Mercedes-Benz-A-Klasse. ATZ-MTZ 1997, Sonderheft: Die neue A-Klasse von Daimler-Benz. [7.] Hütten H.: Schnelle Motoren seziert und frisiert. 6. Aufl., Verlag Richard Carl Schmiddt & Co. Braunschweig, 1977, ISBN 3-87708-060-10. [8.] Kurz, D.: Entwurf und Berechnung ruckfreier Nocken. ATZ 1954, 11, 293 – 299. [9.] Schittler, M., Heinrich, R., Hase, F., W.: Leistungsmerkmale der neuen Nutzfahrzeugmotoren OM 501 LA und OM 502 LA von Mercedes-Benz. MTZ 11/1996. [10.] Schittler, M., Heinrich, R., Kerschbaum, W.: Mercedes-Benz Baureihe 500 - eine neue VMotorengeneration für schwere Nutzfahrzeuge. MTZ 9/1996.

Rječnik pojmova: hrvatski bregasto vratilo bregasto vratilo u glavi motora dva bregasta vratila u glavi motora (usisno i ispušno) podizaj ventila razvodni kut razvodni presjek, površina stojeći ventili viseći ventili ventil dekompresijski (motorne kočnice) ventil, ispušni ventil, usisni


njemački Nockenwelle, die obenliegende Nockenwelle Doppelnockenwellenmotor, der

engleski camshaft OHC – over head camshaft DOHC – double overhead camshaft

Ventilhub, der Steuerwinkel, der Steuerquerschnittsfläche, die stehende Ventile hängende Ventile Konstantdrossel, die Auslassventil, das Einlassventil, das

valve lift valve timing

OHV – over head valve decompression valve brake exhaust valve inlet valve

8. Dvotaktni motori i izmjena radne tvari Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

VIII-1 (2009-10-26)

8. DVOTAKTNI MOTORI I IZMJENA RADNE TVARI Dvotaktni motor se bitno razlikuje od četverotaktnog po izmjeni radne tvari u cilindru. Kod četverotaktnog motora jedan radni proces traje 4 takta (kompresija + ekspanzija + ispuh + usis) odnosna 2 okretaja radilice. Od ta 4 takta, dva (ispuh + usis) su beskorisna za proizvodnju rada, odnosno jedan okretaj radilice je u tom smislu beskoristan. za punjenje cilindra i proizvodnju rada →

λpu ,

pi, pe

za odvijanje procesa ↓

p

εstv ↓

idealni proces

2T-motor

ηt

→

za svaki okretaj 1 radni proces! (2 × više nego 4T)

hisp IO

stvarni proces

oblik ovisi o veličini, o opterećenju i o brzohodnosti motora

hus IO

pi

UO

Wi po

IZ

UZ V

V 'H VK

UO, UZ – usis otvara / zatvara

VH IO

Kružni razvodni dijagram 2T-motora:

IO, IZ – ispuh otvara / zatvara

GMT

samo ispuh UO

B

usis i ispiranje cilindra

DMT

B – Brixova točka

simetričan IZ

UZ

ØD

bježanje radne tvari iz cilindra (i ispiranje cilindra)

GMT

H

hisp

DMT

Mali 2T-motor: • nema razvodnog mehanizma • razvod vrši klip i kanali u kućištu motora • konstrukcija motora je vrlo jednostavna.

Slika 8.1. Indikatorski dijagram, kružni razvodni dijagram i shema dvotaktnog motora. Zbog simetričnosti razvodnog dijagrama, od UZ do IZ otvoren je samo ispušni kanal, pa za to vrijeme jedan dio svježe radne tvari pobjegne iz cilindra u ispuh. 08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


VIII-2 (2009-10-26)

8.1. KOMPRESIJSKI OMJER I TERMIČKI STUPANJ DJELOVANJA Geometrijski kompresijski omjer:

ε=

Vmax VK + VH = . Vmin VK

(8.1)

Stvarni kompresijski omjer (iznad zatvorenih kanala):

ε stv = σisp =

VK + VH' VK hisp H

,

=

VK +

σ us =

D2 π H − hisp V 4 = 1 + H 1 − σisp , VK VK

(

)

(

)

(8.2)

hus . H

Termički stupanj djelovanja:

ηt = 1 −

1 κ −1 ε stv

⋅k ,

(8.3)

k → kOtto , kDiesel , kSabathe (vidi poglavlje 5.).

8.2. POSEBNOSTI DVOTAKTNIH MOTORA Kod dvotaktnog se motora tijekom svakog okretaja radilice izvrši po jedan radni proces. Prema tome, pri istoj brzini vrtnje dvotaktni motor ima dvaput više procesa od četverotaktnog. Kod 4T-motora: frekvencija procesa u cilindru = 1/2 frekvencije radilice motora. Zato 4T-motor treba imati poseban razvodni mehanizam koji radi s 1/2 frekvencije radilice. Kod 2T-motora: frekvencija procesa u cilindru = frekvenciji radilice motora, pa klip može poslužiti kao razvodni mehanizam. Zbog dvaput veće frekvencije procesa u cilindru, snaga dvotaktnog motora je veća od četverotaktnog (ali ne dvostruko nego približno do 60%), krivulja momenta mu je jednoličnija, za istu snagu on je manji i laganiji (ako nema ventile), međutim toplinsko opterećenje mu je veće. Konstrukcija dvotaktnog motora je drugačija: dvotaktni motor mora za punjenje cilindra imati kompresor jer je tlak u cilindru tijekom cijelog ulaska radne tvari veći od tlaka okoline po (vidi sliku 8.1., gore). Ako se razvod vrši samo s pomoću klipa i kanala u cilindru tada konstrukcija može biti vrlo jednostavna jer ne treba nikakvog posebnog razvodnog mehanizma. Međutim, ispiranje cilindra od zaostalih ispušnih plinova od prethodnog procesa je dobro samo kod izvedbe s uzdužnim (istosmjernim) ispiranjem (usisni kanali + ispušni ventil/ventili).

A) S obzirom na vrstu procesa u cilindru i na oblik razvodnog dijagrama, odnosno konstrukciju uređaja za razvod radne tvari, dvotaktni motori mogu biti: • Ottovi, i to: • sa simetričnim razvodnim dijagramom: − razvod kanalima u cilindru • s nesimetričnim razvodnim dijagramom: − razvod kanalima i rotirajućim diskom 08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


VIII-3 (2009-10-26)

− razvod kanalima i lisnatim (membranskim) ventilima u usisnom kanalu te pokretnim zasunom u ispušnom kanalu • Dieselovi, koji opet s obzirom na razvod radne tvari mogu biti: • sa simetričnim razvodnim dijagramom: − razvod kanalima (ovo se danas više ne primjenjuje) • s nesimetričnim razvodnim dijagramom: − razvod kanalima i jednosmjernim usisnim ventilima − razvod kanalima1 (kod protuklipnih) − razvod usisnim kanalima i ispušnim ventilom (danas uobičajena konstrukcija za velike sporohodne brodske motore). Najveći efektivni stupanj korisnosti dvotaktnih motora kod punog opterećenja iznosi:

ηe, max ≈ 25 % - kod malih 2T-Otto motora (mopedi, radni strojevi) ηe, max ≈ 53 % - kod najvećih brodskih 2T-Diesel motora

(n ≈ 70 min-1, promjer cilindra do 700 mm, hod klipa do 3800 mm)

Visine razvodnih kanala (u % od hoda klipa) u cilindru 2T-motora: Diesel, veliki

Otto, trkaći

Usisni kanal, % (H)

15 ÷ 20

do 40

Ipušni kanal, % (H)

15 ÷ 20

i preko 50

Bježanje svježe radne tvari u ispuh

Kod simetričnog razvodnog dijagrama se pri gibanju klipa od DMT prema GMT najprije zatvara niži usisni kanal (UZ) a tek potom viši ispušni kanal (IZ), dakle točka IZ je iza UZ. Zbog toga između ovih točaka svježa radna tvar bježi iz cilindra u ispuh. Kod dvotaktnog Dieselovog motora se cilindar ispire stlačenim svježim zrakom. Zbog toga treba količinu zraka potrebnu za izgaranje uvećati za gubitak ispiranja (o tome vidi u poglavlju: 5. Procesi u motorima ). Kod Ottovog motora u ispuh bježi svježa goriva smjesa, što povećava potrošnju goriva i štetnu emisiju ispuha. Taj se gubitak može smanjiti primjenom uređaja za ubrizgavanje goriva umjesto rasplinjača, kao i posebnom konstrukcijom prestrujnih kanala. U tom slučaju i kod Ottovih motora u ispuh bježi samo svježi zrak. Nasuprot tome, pri nesimetričnom razvodnom dijagramu ispušni se ventil zatvara (IZ) prije negoli klip zatvori usisni kanal (UZ), dakle točka IZ je ispred UZ. Nakon zatvaranja ispušnog ventila (IZ) cilindar se još puni svježom radnom tvari koji pod povećanim tlakom ulazi iz usisnog kanala sve do njegova zatvaranja (UZ), tj. vrši se nabijanje cilindra.

B) Prema načinu ispiranja cilindra dvotaktni motori mogu biti (slika 8.2.): • • • 1

s uzdužnim ili istosmjernim ispiranjem s poprečnim ispiranjem s obrnutim ispiranjem.

Nesimetričan razvod pomoću kanala na cilindru primjenjivao se i kod Puchovog 2T-Ottovog motora, vidi sliku 8.4.

08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


uzdužno ili istosmjerno ispiranje

VIII-4 (2009-10-26)

obrnuto ispiranje

poprečno

Slika 8.2. Načini ispiranja dvotaktnih Dieselovih motora.

8.3. UZDUŽNO ISPIRANJE Uzdužno ispiranje uobičajene konstrukcije izvedeno je pomoću tangencijalno prema gore usmjerenih usisnih kanala i najmanje jednog ispušnog ventila, kao što je prikazano na slici 8.3. Ovaj način ispiranja se primjenjuje kod velikih brodskih sporohodnih Dieselovih motora s križnom glavom (slika 8.17.) ali se primjenjivao i kod motora za pogon vozila (slika 8.5.).

B

Slika 8.3. Uzdužno ispiranje:

izvedba: usisni kanali + ispušni ventil(i) razvodni dijagram: nesimetričan ⇒ nabijanje cilindra

Slika 8.4. Dvotaktni Ottov motor s istosmjernim ispiranjem pomoću udvojenih klipova i spojnog kanala u glavi (Puch, Austrija, krajem 1950-ih godina; 250 cm3; za pogon motocikla). Jedna od malih glava viličaste klipnjače ima dugoljastu rupu za osovinicu klipa (dolje).



VIII-5 (2009-10-26)

Slika 8.5. Dvotaktni nabijeni Dieselov motor tvornice Krupp: uzdužno ispiranje vrši se pomoću usisnih kanala (13) i ispušnoga ventila (11). Klip od SL se s donje strane hladi uljem koje prska iz kanala u maloj glavi klipnjače.

8.4. POPREČNO ISPIRANJE Poprečno ispiranje se primjenjivalo na početku razvoja dvotaktnih Ottovih i Dieselovih motora. Zbog veće visine ispušnih kanala i simetričnog razvodnog dijagrama ispuh ostaje još neko vrijeme otvorena (do IZ) nakon što se zatvori usisni kanal (UZ) pa svježe punjenje bježi iz cilindra u ispuh. To povećava potrošnju goriva i štetnu emisiju ispušnih plinova. Prepoznatljivost: usisni i ispušni kanali su na suprotnim stranama cilindra.

B

Slika 8.6. Poprečno ispiranje: usisni kanali + ispušni kanali



VIII-6 (2009-10-26)

8.5. OBRNUTO ISPIRANJE Prepoznatljivost: usisni i ispušni kanali su na istoj strani cilindra, struja usisavane radne tvari usmjerena je prema dijelu cilindra nasuprot ispušnim kanalima, koso gore prema glavi cilindra gdje joj se smjer okreće za 180° opet prema klipu, odnosno ispušnim kanalima.

B

Slika 8.7. Obrnuto ispiranje:

izvedba: usisni kanali + ispušni kanali (izvedba Schnürle) razvodni dijagram: simetričan ⇒ bježanje radne tvari iz cilindra ispiranje cilindra bolje nego kod poprečnog ispiranja, zastarjelo!

B

(UO geometrijski) UO

Slika 8.8. Obrnuto ispiranje s nesimetričnim razvodnim dijagramom. Usisni kanali su viši od ispušnih. To je omogućeno ugradnjom jednosmjernih ventila u usisne kanale, koji pri kraju ekspanzije sprečavaju izlaz plinova pod visokim tlakom iz cilindra u usisni kanal a dopuštaju ulaz nabijenog (komprimiranog) zraka u cilindar, kad u njemu tlak opadne ispod tlaka tog zraka. Ta se konstrukcija nekad primjenjivala kod brodskih Dieselovih motora.

8.6. DVOTAKTNI OTTOVI MOTORI Svi dvotaktni Ottovi motori grade se isključivo kao mali motori. Primjenjuju se za pogon motocikla a u godinama poslije Drugog svjetskog rata u Europi su služili i za pogon osobnih automobila. Zbog male težine, jednostavnosti i jeftinije izrade oni se koriste i za pogon čamaca, saonica za snijeg i malih radnih strojeva kao što su motorne pile, pumpe i slično. Svi mali dvotaktni Ottovi motori imaju obrnuto ispiranje cilindra, a konstruirani su tako da nemaju posebnog razvodnog mehanizma već razvod radne tvari vrši klip pomoću kanala u kućištu motora. Kao kompresor služi donja strana klipa i kućište radilice. To omogućuju jeftinu konstrukciju pa se i priprema gorive smjese većinom vrši pomoću jeftinog rasplinjača a vrlo rijetko znatno skupljim uređajem za ubrizgavanje goriva. Zbog simetričnog razvodnog 08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


VIII-7 (2009-10-26)

dijagrama nakon zatvaranja prestrujnog kanala ispušni ostaje još neko vrijeme otvoren (od UZ do IZ na slici 8.1., odnosno od PZ do IZ na slici 8.9.) pa za to vrijeme jedan dio gorive smjese pobjegne u ispuh. To povećava potrošnju goriva a neizgorjeli ugljikovodici iz goriva zagađuju okolni zrak i prilično neugodno smrde. Proizvodnja dvotaktnih Ottovih motora posljednjih je godina znatno smanjena, zbog sve strožih propisa o dopuštenoj štetnoj emisiji ispušnih plinova. Kod većih i znatno skupljih izvanbrodskih motora za pogon čamaca ti su problemi riješeni izravnim ubrizgavanjem goriva u cilindar za vrijeme kompresije nakon zatvaranja ispušnih kanala, ili u prestrujni kanal. Na taj način u ispuh bježi samo svježi zraka a ne gorivo.

B

Slika 8.9. Shema malog 2T-Ottovog motora s kompresijom u kućištu radilice (obrnuto ispiranje: izvedba Schnürle). Oznake kanala: 1 - usisni kanal (usis gorive smjese u kućište), 2 - prestrujni ili preljevni kanal (za prestrujavanje smjese iz prostora ispod klipa u prostor iznad klipa) i 3 - ispušni kanal, K – kompresija, E – ekspanzija, UO, UZ – usis otvara / zatvara. Klip malog 2T-Ottovog motora prepoznaje se po zatiku koji sprečava okretanje karike u utoru u klipu (slika 8.9.). To je potrebno zbog velike širine kanala (vidi sliku 8.10.). Ako bi krajevi karike izvirili u kanal, zapeli bi o gornji ili donji brid kanala pa bi karika pukla.



VIII-8 (2009-10-26)

Slika 8.10. Stvarni raspored kanala na cilindru 2taktnog Ottovog motora. Gornji brid usisnog kanala 1 je usmjeren prema radilici. Radi smirivanja strujanja, široki prestrujni kanal je pregradom podijeljen na dva dijela 2a i 2b. Stražnji dio 2b je radi boljeg ispiranja usmjeren prema izvodnici cilindra koja je nasuprot ispušnog kanala 3 (vidi i ucrtane strujnice u tlocrtu).

Iako su klipne karike osigurane zatikom protiv okretanja u utoru klipa, da krajevima ne bi zapele o rub kanala i pukle, širina kanala ne smije prelaziti 60% promjera cilindra, jer bi inače karika poput opruge previše izvirila u kanal i pukla. 50 2-taktni Otto

Tlak u cilindru, bar

40 30

20

10

0 0

180

360

540

Slika 8.11. Dijagram tlaka u cilindru i u kućištu radilice kod 2-taktnog Ottovog motora s razvodom pomoću kanala, kao na slici 8.10. Oznake: UO, UZ – usisni kanal otvara/zatvara, PO, PZ – prestrujni kanal otvara/zatvara. Na donjoj slici je na ordinati predtlak, pa abscisa predstavlja liniju atmosferskog tlaka. Kod više brzine vrtnje struja zraka se toliko zaleti u kućište radilice da tlak u kućištu raste cijelo vrijeme od UO do UZ, iako se klip poslije GMT kreće prema dolje. 08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


VIII-9 (2009-10-26)

Rezonancija u ispuhu i usisu je od presudnog značaja za punjenje cilindra kod dvotaktnog Ottovog motora. Zbog toga se usisni i ispušni sustav dimenzioniraju za odgovarajuću brzinu vrtnje. Kao što je prikazano na slici 8.12. stupac zraka u usisnoj cijevi titra pa val tlaka putuje brzinom zvuka od ulaza u usisnu cijev do dna kućišta radilice i obrnuto. Ako usis završi u trenutku kad se zrak nabije u kućište radilice (srednja slika), punjenje će biti najbolje. U prikazanom slučaju usis traje predugo (motor se vrti presporo) pa rezonancija pogoršava punjenje (zadnja slika). Točnija krivulja tlaka prikazana je na slici 8.11.

najveći pretlak pretlak tlak okoline podtlak

tlak u kućišta koljenastog vratila

Slika 8.12. Rezonancija u usisu malog 2T-Ottovog motora s usisom u kućište radilice.

Ispušna cijev mora biti oblikovana tako da omogući dobro pražnjenje cilindra ali i da spriječi prekomjerno bježanje svježeg punjenja u ispuh, slika 8.13. Podtlak pri kraju ispiranja (točka PZ na slici 8.11.) proizvodi se ekspanzijom ispušnih plinova u konusnom dijelu (difuzoru) ispušnog lonca. Val tlaka (obojen crno) putuje brzinom zvuka prema kraju difuzora pa iza njega ostaje podtlak (točkasto). Na taj se način ispušnim sustavom potpomaže uvlačenje gorive smjese iz kućišta radilice u cilindar. Dobro punjenje cilindra se na ovaj način postiže samo u relativno uskom području rezonantne brzine vrtnje motora. Na strmom konusu na kraju ispušnog lonca tlačni se val odbija te se vraća da bi pravovremenim dolaskom do ispušnog kanala na cilindru poput čepa spriječio bježanje svježeg punjenja u ispuh.

Slika 8.13. Ekspanzija plinova u ispušnoj cijevi.

Ove oscilacije tlaka stupca plina u usisnim i ispušnim cijevima potpomažu punjenje cilindra samo u uskom području rezonantne brzine vrtnje a u izvan njega djeluju tako da smanjuju punjenje. Da bi se proširilo područje brzine vrtnje s dobrim punjenjem cilindra, u usisnu cijev 08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


VIII-10 (2009-10-26)

se ugrađuju jednosmjerni membranski ventili (slika 8.14.) ili rotirajući zasun (slika 8.16.). U ispušni kanal se na samom cilindru ugrađuje zasun pomoću kojega se mijenja visina ispušnoga kanala u ovisnosti o brzini vrtnje, u svrhu poboljšanja punjenja.

Slika 8.14. Usis lisnatim (membranskim) jednosmjernim ventilima (Yamaha). Umetak (1; prikazan je i gore desno) s jednosmjernim lisnatim ventilima (2) koji se mogu otvoriti najviše do graničnika (3) ugrađen j u usisnu cijev. Dok za vrijeme usisa klip ide prema gore (lijevo), struja koja usisnom cijevi dolazi iz rasplinjača lako odmakne listiće i ulazi u kućište koljenastog vratila. Kada se klip počne gibati prema dolje, u kućištu poraste tlak i struja gorive smjese krene opet prema usisnoj cijevi te pritisne elastične listiće i zatvori izlaz. Time je u srednjem području brzine vrtnje (u kojem još nema rezonantnog natpunjenja) spriječen povrat usisane smjese u usisnu cijev. Strmi kosi kanal prema cilindru omogućuje dodatno natpunjenje (desno). Ovakve lisnate ventile je po prvi puta primijenila njemačka tvornica MZ na svojim motorima za brzinske utrke svjetskog prvenstva (Grand Prix) sredinom 20. stoljeća. Razvodni dijagram ispod klipa je nesimetričan.

8.7. PODMAZIVANJE LEŽAJA OSOVINICE KLIPA Podmazivanje ležajeva radilice i klipnjače kod malih Ottovih motora vrši se posebnim uljem za dvotaktne motore koje se dodaje benzinu u omjeru od 1 do 5%. To ulje mora pri izgaranju stvarati što manje pepela a u prostoru ispod klipa treba u vrlo nepovoljnim uvjetima podmazivati ležaj osovinice klipa u klipnjači te leteći i glavne ležajeve. Naročito je nepovoljan pritisak klipa na osovinicu: pod opterećenjem sile plinova u cilindru i sile inercije stalno pritišću klip u istom smjeru od male glave prema velikoj. Zbog toga se osovinica u ležaju ne giba gore-dolje (kao kod 4-taktnog motora) i ne pumpa ulje u ležaj te se u njemu ne može stvoriti mazivi film. Zato je kod dvotaktnih Ottovih motora ležaj osovinice u klipnjači iglasti, leteći ležaj je također iglasti ili kod starijih konstrukcija valjni, dok su glavni ležajevi jednoredni kuglični (vidi sliku 8.16.). Ti ležajevi dobro rade i s malom količinom ulja ali dovode do neugodnih vibracija, za razliku od kliznih ležajeva koji prigušuju vibracije. Za dobro punjenje cilindra i laki start motora važno je da radijalni brtveni prstenovi na radilici dobro brtve (B na slici 8.16.). Ako propuštaju, goriva smjesa tu izlazi van, umjesto da kroz preljevni kanal struji u cilindar. Međutim, kod dvotaktnih Dieselovih motora tlakovi u cilindru su znatno veći pa iglasti ležaj ne bi izdržao ta opterećenja niti bi imao potrebnu trajnost. Zbog toga se kod Dieselovih motora primjenjuju isključivo klizni ležajevi koji moraju biti posebne konstrukcije, poput onoga na slici 8.15. Ulje pod tlakom dovodi se u ležaj provrtom kroz tijelo klipnjače, iz letećeg ležaja. Kutni razmak između kosih uzdužnih kanala manji je od kuta osciliranja klipnjače tako da ulje sa sigurnošću dostaje do susjednog kanala. Za rad ležaja potrebno je neprekidno i pouzdano podmazivanje. 08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


VIII-11 (2009-10-26)

Slika 8.15. Ležaj osovinice klipa kod 2T motora: iglasti kod Ottovih motora i poseban klizni s kosim aksijalnim utorima za ulje kod Dieselovih motora.

8.8. PRIMJERI DVOTAKTNIH MOTORA

Slika 8.16. Usis pomoću rotirajućeg zasuna (Z) pričvršćenog na koljenasto vratilo (Maico 250, Njemačka, u 1960-tim godinama). Otvor na zasunu, kroz kojega prolazi usisavana smjesa, je takvog oblika da zatvori usisni kanal kada se klip počne gibati prema DMT (gore, desno) te spriječi povrat usisane smjese u usisnu cijev. Razvodni dijagram ispod klipa je nesimetričan. Ramena radilice imaju oblik kružnih ploča, a razmak od kućišta radilice je minimalan, da bi stupanj kompresije kućišta bio što veći, jer je tada i punjenje cilindra bolje. 08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


VIII-12 (2009-10-26)

2-taktni sporohodni brodski Dieselov motor s križnom glavom

Oznake: 1 – turbopunjač 2 – usisni kanal 3 – brizgaljka za gorivo 4 – ispušni kanal

5 – klip (stap) 6 – stapajica 7 – križna glava 8 – klipnjača (ojnica) 9 – koljenasto vratilo

1976. Sulzer 8 RND 90 M Tip motora: 2T-Diesel s križnom glavom Ispiranje Usis / ispuh Promjer cilindra ∅D × hod klipa H (mm) Radni volumen cilindra VH, cil (dm3/cil.) Broj cilindara (svi motori su redni) Moment / pri brzini vrtnje (kNm / min-1) Snaga / pri brzini vrtnje (MW / min-1) i pri srednjem efektivnom tlaku pe (bar) Snaga po cilindru (kW / cilindar) Specifična snaga (kW/dm3) Snaga po jedinici površine čela klipa (kW/cm2) Srednja brzina klipa (m/s) ge (kod najveće snage) (g/kWh) D×Š×V (m) Masa (t)

2008. Wartsila-Sulzer RTA 96 C 8 RND 90 M obrnuto kanali / kanali 900 × 1550 986 8 19,7 / 122 12,3 2460 2,5 0,39 6.3 205

RTA96C uzdužno kanali / ventil 965 × 2490 1821 6 ... 14 7604 / 102 81 / 102 18,5 5720 3,1 0,78 8.3 164 27,1×4,5×13,5 2300

Slika 8.17. Napredak kod velikih sporohodnih, brodskih, 2-tatknih Dieselovih motora s križnom glavom tijekom 32 godine: Sulzer 8 RND 90 M iz 1976. (lijevo) i Wartsila-Sulzer RTA 96 C iz 2008. godine (desno).

Dok su se još krajem 1970-tih godina gradili dvotaktni motori s obrnutim ispiranjem cilindra (slika 8.17.), motori današnje konstrukcije imaju isključivo uzdužno ispiranje pomoću usisnih 08_MSUI_DvotaktniMotori_3c_za_predavanje.doc


VIII-13 (2009-10-26)

kanala i ispušnih ventila. Nedostatak obrnutog ispiranja je simetričan razvodni dijagram, odnosno bježanje radne tvari iz cilindra u ispuh (između točaka UZ i IZ), što ima za posljedicu gubitak energije utrošene za nabijanje pobjegloga zraka, a to opet dovodi do nešto povećane potrošnje goriva. Napredak današnjih motora najbolje se vidi po specifičnoj efektivnoj potrošnji goriva. Ona je kod velikog brodskog motora 1976. iznosila 205 g/kWh. U najboljoj radnoj točki tu vrijednost već preko deset godina nadmašuju najbolji četverotaktni Dieselovi motori u osobnim automobilima, što je tada bilo nezamislivo. (Kod najveće snage potrošnja im je još uvijek veća i iznosi oko 235 g/kWh). 2-taktni protuklipni Junkersov Dieselmotor Jumo razvijen je u Njemačkoj tijekom 1920-ih godina. Jumo je bio prvi Dieselov motor primijenjen za pogon aviona i ujedno najuspješniji Dieselov motor za tu namjenu. Dva klipa, svaki vezan svojom klipnjačom na svoju radilicu, kreću se jednoj cilindarskoj košuljici u međusobno suprotnim smjerovima. Tako se u unutarnjoj mrtvoj točki dobiva prostor u obliku plitkog valjka u koji se ubrizgava gorivo istovremeno iz dvije brizgaljke. U vanjskoj mrtvoj točki vrši se izmjena radne tvari uzdužnim ispiranjem cilindra (vidi sliku 8.21.). Gornja i donja radilica su međusobno povezane zupčanicima (vidi sliku 8.19.). Kod ovakve konstrukcije ne postoji poklopac cilindra, odnosno glava. Postojale su i drugačije izvedbe ovih motora, samo sa donjom radilicom. Kao i ovdje, donji su klipovi bili spojeni na radilicu preko uobičajene klipnjače, dok su gornji nosili na sebi jaram, odnosno poprečni svornjak, na koji je sa svake strane pored cilindra hvatala po jedna dugačka klipnjača, s donje strane vezana na radilicu. Koljena ovih vanjskih dugačkih klipnjača i koljeno donje kratke srednje klipnjače, bila su međusobno zakrenuta za 180º.

Slika 8.18. Junkersov protuklipni Dieselov motor Jumo (pogled od strane propelera) sa 6 dvostrukih cilindara (u svakom cilindru se kreću po dva klipa, u međusobno suprotnim smjerovima). Lijevo: Junkers W41 u koji je 1929. godine po prvi puta ugrađen Dieselov pogonski motor. Podaci: promjer cilindra 105 mm, hod klipa 2×160 mm, radni volumen jednoga cilindra 2,77 dm3, radni volumen motora 16,62 dm3, snaga 441 kW (600 KS) kod 2200 min –1 te kod srednje brzine klipa od 11,7 m/s i kod srednjeg efektivnog tlaka od 7,34 bar, masa 520 kg.



VIII-14 (2009-10-26)

Slika 8.19. Junkersov protuklipni Dieselov motor Jumo 52. Gornja i donja radilica povezane su zupčanicima s prednje strane motora (na lijevoj strani uzdužnoga presjeka).

B

Slika 8.20. Lijevo: Junkersov protuklipni Dieselov motor Jumo 52. Desno: Izvedba sa zaokrenutom gornjom radilicom, da bi se dobio nesimetričan razvodni dijagram (ispuh zatvara (IZ) ranije od usisa (UZ) pa se od IZ do UZ cilindar nabija komprimiranim zrakom; kod simetričnog razvodnog dijagrama je točka IZ iza (iznad) UZ pa u području UZ-IZ radni svježa radna tvar bježi iz cilindra).



VIII-15 (2009-10-26)

Slika 8.21. Proces u 2-taktnom protuklipnom Dieselovom motoru. Strujanje kroz cilindar je istosmjerno, što omogućava dobro ispiranje produkata izgaranja svježim komprimiranim zrakom. Gornji klip vrši razvod ispušnih plinova a donji razvodi svježi zrak. Tangencijalni usisni kanali, usmjereni prema gore, u cilindru stvaraju vrtlog svježega zraka. Pri kompresiji taj se vrtlog ubrzava, te savija i razbija mlazeve ubrizgavanoga goriva. Na taj se način postiže dobro miješanje, što je preduvjet dobroga izgaranja. LITERATURA [1.] Shell Lexikon 44, ATZ – MTZ 3/1999 [2.] Judge A. W.: Aircraft Engines, Chapman & Hall LTD, London, 1942 [3.] Ricardo H. R.: Der schnellalufende Verbrennungsmotor, Dritte Aufl. Springer-Verlag Berlin / Göttingen / Heidelberg 1954 [4.] Bönsch, H., W.: Einführung in die Motorradtechnik, 2. Aufl., Motorbuch Verlag Stuttgart, 1980, ISBN 3-87943-571-5. [5.] Hütten H.: Schnelle Motoren seziert und frisiert, 6. Aufl., Verlag Richard Carl Schmiddt & Co. Braunschweig, 1977, ISBN 3-87708-060-10. [6.] http://en.wikipedia.org/wiki/W%C3%A4rtsil%C3%A4-Sulzer_RTA96-C . Wärtsilä-Sulzer RTA96-C [7.] http://people.bath.ac.uk/ccsshb/12cyl/ - The Most Powerful Diesel Engine in the World!


9. Kompresija Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

IX-1 (2010-02-17)

9. KOMPRESIJA Tlak i temperatura na kraju kompresije, ako u cilindru izostane izgaranje, jednaki su: p2 = p1 ⋅ ε n k

(9.1)

T2 = T1 ⋅ ε n k −1

(9.2)

gdje je: p1, T1– tlak i temperatura u cilindru u DMT na početku kompresije; nk – srednji eksponent politropske kompresije u cilindru. Kad motor radi pod nazivnim opterećenjem u ustaljenom stanju, zagrijan na radnu temperaturu, srednja temperatura stijenke cilindra iznosi barem 150°C, temperatura čela klipa oko 250°C a temperatura poklopca cilindra (glave) preko 150°C. Ako u cilindru nije bilo ispušnih plinova zaostalih od prethodnog procesa, na početku kompresije stijenke koje omeđuju volumen cilindra su toplije od usisanog svježeg punjenja, toplina prelazi sa stijenki na plin u cilindru pa je: nk > κ . S kretanjem klipa prema GMT raste tlak ali i temperatura plinova u cilindru pa se njihova temperatura i temperatura stijenke izjednače te je: nk = κ (ovo se ne događa u cijelom cilindru odjednom nego lokalno, u pojedinim točkama). U preostalom dijelu kompresije stijenka hladi plin te je: nk < κ . Nakon početka izgaranja (na slici: točka IP), započinje nagli porast tlaka u cilindru. (Početak izgaranja je točka u kojoj počinje zamjetan porast tlaka u odnosu na kompresiju bez upaljivanja gorive smjese.) p 2ad 2 nk > κ

IP

+q

-q

nk < κ

κ

1

V2

T T2

2ad

T2,ad

V

V1 v2

p2,ad p2

2

rezultirajuća toplina odvedena kod kompresije

nk = κ

-q

v1

1

p1

+q

+

=

s

Slika 9.1. Kompresija radne tvari u cilindru motora (uz pretpostavku da je izostalo paljenje): 1→2ad = izentropska kompresija (dq = 0, nk = κ); 1→2 = stvarna kompresija u cilindru toplog motora; +q = dovedena toplina; - q = odvedena toplina. 09_MSUI_Kompresija_4a_za_predavanje.doc


IX-2 (2010-02-17)

Eksponent politropske kompresije poprima sljedeće srednje vrijednosti: nk ≈ 1.3 ... 1.37 kod motora koji usisavaju gorivu smjesu

(9.3)

nk ≈ 1.35 ... 1.39 kod motora koji usisavaju zrak ↑ ↑ mali veliki cilindar

(9.4)

nk < 1.33 za λ < 1 ⎫ ⎪ nk ≈ 1.33 za λ = 1 ⎬ kod benzinskih motora koji usisavaju smjesu. nk > 1.33 za λ > 1 ⎪⎭

(9.5)

Vrijednosti eksponenta politropske kompresije su veće ako je hlađenje cilindra za vrijeme kompresije slabije. To je ispunjeno kod velikih cilindara (oplošje prostora cilindra je relativno veće u odnosu na volumen), kod velikih brzina vrtnje (vrijeme koje stoji na raspolaganju za hlađenje sadržaja cilindra je kraće), kod motora koji usisavaju zrak (benzin za vrijeme kompresije isparava i na to troši toplinu te tako ohlađuje punjenje cilindra).

Kompresijski omjer. Kompresijski omjer jednak je omjeru najvećeg i najmanjeg volumena cilindra: ε=

Vmax V1 VH + VK = = Vmin V2 VK .

Najmanji se volumen VK naziva kompresijskim volumenom i jednak je volumenu koji se nalazi između čela klipa u GMT i poklopca cilindra, odnosno glave motora. Porast kompresijskog omjera je kod Ottovih motora ograničen pojavom detonacije i samozapaljenja. U usporedbi s motorima s ubrizgavanjem goriva u usisnu cijev, kod Ottovih motora s izravnim ubrizgavanjem benzina u cilindar (GDI – engl. Gasoline Direct Injection; FSI – engl. Fuel Spray Injection) kompresijski omjer može biti veći, jer je zbog unutarnje pripreme smjese jače unutarnje hlađenje do kojeg dolazi uslijed isparavanja benzina u samom cilindru, za što se troši toplina usisanoga zraka. Dijagram na slici 5.5. lijevo pokazuje da povećanje kompresijskog omjera ε za isti broj jedinica, radi povećanja termičkog stupnja djelovanja ηt, ima veći utjecaj kod niskih kompresijskih omjera. Npr. s porastom ε = 4 → 6 , koji se kod Ottovih motora dogodio između dva svjetska rata, ηt je povećan za 0.08. Međutim, s povećanjem ε = 10 → 12 u posljednjoj je dekadi dvadesetoga stoljeća ηt povećan za samo 0.02, ili četiri puta manje. Kod Dieselovih motora kompresijski je omjer najveći kod najmanjih motora, onih za osobna vozila. Njihov kompresijski omjer mora biti dovoljno visok da osigura dovoljno pouzdan hladni start kod niskih temperatura zimi. U načelu, termički stupanj djelovanja raste s porastom kompresijskog omjera. Međutim, previsok kompresijski omjer ima za posljedicu visoke tlakove u cilindru za vrijeme kompresije, uslijed čega naglo rastu gubitci izazvani trenjem u motoru. Pritom se mehanički stupanj djelovanja brže smanjuje nego što se termički stupanj djelovanja povećava pa ukupan, efektivni stupanj djelovanja motora opada1. S druge strane najveći kompresijski omjer koji se može u motorima može ostvariti, ovisi o najvećem tlaku izgaranja u cilindru, koji je pak ograničen čvrstoćom dijelova motora.

1

O stupnjevima djelovanja vidi: 5.5.2. Bilanca energije.

09_MSUI_Kompresija_4a_za_predavanje.doc


IX-3 (2010-02-17)

S povećanjem kompresijskog omjera povećava se štetna emisija dušikovih oksida NOx i ugljikovodika CH u ispuhu. Povećanjem kompresijskog omjera poboljšava se rad motora sa siromašnom smjesom a upaljivanje goriva može biti kasnije zbog bržeg izgaranja. To opet smanjuje emisiju CH i NOx.

Tablica 9.1. Kompresijski omjer ε Ottovih i Dieselovih motora cestovnih vozila. ε

Vrsta motora

Ograničenje ε uslijed

Otto 2T ( ε stv iznad ispušnih kanala)

7 – 10

samozapaljenja

Otto 4T, 2 ventila po cilindru

8 – 10

detonacije, samozapaljenja

Otto 4T, 4 ventila po cilindru

9 – 11


Otto 4T, s izravnim ubrizgavanjem

11 – 13


Diesel 4T, s komorom

18 – 23

smanjenja stupnja korisnog djelovanja kod punog opterećenja, opterećenja dijelova motora

Diesel 4T, s izravnim ubrizgavanjem (DI)

17 – 20

smanjenja stupnja korisnog djelovanja kod punog opterećenja, opterećenja dijelova motora

Kod dvotaktnih motora s razvodnim kanalima na cilindru postoje dva kompresijska omjera: ukupni i onaj iznad visine kanala (vidi poglavlje: 8. Dvotaktni motori).

Slika 9.2. Efektivni kompresijski omjer u radnom području Ottovog motora. (Shell Lexikon 80) Efektivni ili stvarni kompresijski omjer. Kod Ottovog se motora snaga regulira prigušivanjem usisa pomoću zaklopke u usisnom kanalu (na nju je spojena pedala gasa). S porastom prigušivanja, kod nepromijenjenog geometrijskog kompresijskog omjera opada tzv. efektivni kompresijski omjer2 (slika 9.2.), a uslijed toga opada i termički stupanj djelovanja (slika 5.4.). To je naročito izraženo kod prednabijenih motora pri radu sa smanjenim opterećenjem, kod kojih je geometrijski kompresijski omjer općenito niži zbog opasnosti od pojave detonacije pri punom opterećenju. 2

Efektivni kompresijski omjer εef dobiva se na temelju stvarnog punjenja cilindra odnosno stvarnog tlaka p2 u GMT u slučaju kad u cilindru izostane paljenje, i tlaka p1, neprig koji bi nastao u cilindru u DMT na kraju sisa ⎫ pri punom opterećenju motora tj. pri neprigušenom usisu: 1

⎛ p ⎞ k 2 ⎟ ε ef = ⎜ ⎜ p1, neprig ⎟ ⎝ ⎠ gdje je: nk – srednji eksponent politroske kompresije u cilidru. p2 = p1, neprig ⋅ ε ef n k


n

⇒

⎬ ⎭


IX-4 (2010-02-17)

Varijabilni stupanj kompresije stoga predstavlja vrlo djelotvoran put za povećanje stupnja djelovanja Ottovog motora kod smanjenog opterećenja. Jedno takvo zanimljivo tehničko rješenje predstavlja motor tvornice SAAB, slike 9.3. i 9.4. Posebnim ekscentarskim vratilom pomiče se unutarnji cilindarski blok na kojeg je pričvršćena glava motora te se mijenja kompresijski volumen. Geometrijski kompresijski omjer kod smanjenog opterećenja dostiže 14. Kod punog opterećenja kompresijski omjer zbog primjene prednabijanja pada na vrijednost 8. Time je omogućena velika snaga i dobra iskoristivost i kod punog i kod malog opterećenja3. Naime, kod malog opterećenja je količina ispušnih plinova mala pa je mala i snaga turbine na ispušne plinove koja tjera kompresor, kompresor se slabo vrti i daje zanemarivo povećanje tlaka usisa. Zbog toga kompresijski omjer može iznositi visokih 14:1 bez opasnosti od detonacije ili samozapaljenja. Kod punog opterećenja je količina ispušnih plinova velika i oni predaju turbini puno snage, kompresor jako komprimira zrak, ukupan kompresijski omjer u kompresoru i motoru je visok i stupanj djelovanja motora je također visok. U usporedbi s jednako snažnim 3-litarskim motorom sa slobodnim usisom, ovaj motor troši 30 % manje goriva.

Slika 9.3. Motor tvornice SAAB s varijabilnim geometrijskim stupnjem kompresije: kod malog opterećenja je ε = 14, a kod punog opterećenja se smanjuje na ε = 8 (vidi promjenu crvenog kompresijskog volumena iznad klipa). (MTZ 6/2001)

Slika 9.4. Mehanizam za pomicanje unutarnjeg cilindarskog bloka na koji je pričvršćena glava motora SAAB. Crvenom su bojom označeni pomaci bloka i pomoćnih “klipnjača”. (MTZ 6/2001)

3

Zahvaljujući tome, 5-cilindarski, prednabijeni motor (najveći tlak prednabijanja 2.8 bar) radnog volumena 1.6 dm3 postiže najveću snagu od 165 kW i moment od 305 Nm. To približno odgovara 3-litarskom motoru sa slobodnim usisom.



IX-5 (2010-02-17)

Tlak kompresije kao pokazatelj istrošenosti cilindarskoga sklopa. Tlak kompresije se primjenjuje kao pokazatelj za procjenu stupnja istrošenosti cilindarskog sklopa (cilindar + klip + prsteni). Ovim se načinom mogu otkriti samo gruba oštećenja i neispravnosti cilindarskog sklopa, ventila i brtve cilindarske glave. Tlak kompresije se mjeri posebnim manometrom koji se priključuje na otvor svjećice kod Ottovog motora, odnosno na otvor brizgaljke za gorivo kod Dieselovog motora. Mjerenje se vrši na potpuno ohlađenom motoru koji je prije toga mirovao barem 4 do 5 sati, kako bi se ulje ocijedilo s klipnih prstena (ulje poboljšava brtvljenje i kvari rezultate mjerenja). Sa svih cilindara treba skinuti svjećice, odnosno brizgaljke (elektropokretač će lakše vrtjeti motor). Akumulator mora biti ispravan i napunjen, ili ga tijekom mjerenja treba priključiti na jaki radionički punjač (koji kod ispitivanja motora osobnih automobila može kratkotrajno dati struju od 150 A ili više), kako bi brzina vrtnje motora pri mjerenju na svim cilindrima bila podjednaka. Jedna osoba mora držati manometar pritisnut na otvor za svjećicu ili brizgaljku u glavi motora, a druga mora sjediti na vozačkom mjestu i vrtjeti motor elektropokretačem, a kod Ottovog motora treba do kraja pritisnuti i papučicu snage da bi se otvorila zaklopka u usisnoj cijevi i zrak mogao ulaziti u cilindre. Ukoliko rezultati mjerenja pokazuju da je tlak kompresije prenizak, ili da je u pojedinim cilindrima niži nego u ostalima, to ne mora odmah značiti da je motor neispravan. Prenizak tlak u svim cilindrima posljedica je povećanih otpora u usisnoj cijevi, npr. uslijed zatvorene zaklopke u usisnoj cijevi Ottovog motora (zbog nedovoljno pritisnute papučice snage za vrijeme mjerenja). Neujednačen tlak može biti i posljedica neujednačene zračnosti ventila, lošeg brtvljenja ventila i neujednačene brzine vrtnje motora za vrijeme mjerenja, zbog slabog akumulatora. Nizak tlak kompresije, kao posljedica neispravnosti ili istrošenosti elemenata klipnoga sklopa, posljedica je propuštanja cilindra koje u pravilu ima jedan od sljedeća tri uzroka: propuštanje prstena klipa, propuštanje ventila ili propuštanje brtve glave cilindra. U slučaju izmjerenog niskog tlaka na jednom cilindru, loše se brtvljenje neispravnih klipnih prstena može utvrditi tako da se u sumnjivi cilindar ulije malo motornog ulja (4…5 cm3), elektropokretačem se provrti motor i ponovno izmjeri tlak. Ako je rezultat bolji, neispravni su klipni prsteni; ako je i dalje loš, propuštaju ventili (ili brtva glave).

Slika 9.5. Mjerenje tlaka kompresije manometrom priključenim na cilindar. Mnogo pouzdaniji i profinjeniji način je puštanje zraka pod tlakom u cilindre te promatranje brzine njegova opadanja. Time se mogu otkriti i vrlo mala propuštanja prostora cilindra koja 09_MSUI_Kompresija_4a_za_predavanje.doc


IX-6 (2010-02-17)

mogu biti kobna po rad motora, a ovisno o tome kuda odlazi propušteni zrak može se utvrditi gdje leži neispravnost.

Tablica 9.2. Tlak kompresije (bar) hladnog automobilskog motora. ε<9

ε > 10

(~ do 1990. g.)

(~ od 1991. g.)

novi

> 12

> 14

još dobar

> 11

> 12

potreban popravak

≤9

≤ 10

Dieselovi motori osobnih automobila

s komorom

s izravnim ubrizgav.

novi

35 … 37

~ 32

Ottovi motori

još dobar potreban popravak (hladan dobro starta samo ljeti) Dieselovi motori teretnih automobila (ε = 16.5 – 18)

> 30 22 s izravnim ubrizgav.

dobar (ovisno o kompresijskom omjeru)

26 … 30

još dopušteno

24 … 26

potreban popravak

ispod 23

dopuštene razlike između pojedinih cilindara:

do 4

LITERATURA: [1.] [2.] [3.] [4.]

Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 23. Aufl., Vieweg, 1999, ISBN 3-528-03876-4. MAN Redni motori D 02 - / D 08 -, Radionički priručnik A13, 3. izdanje, Tiskovina broj: 81.99598.43xx, Shell Lexikon 80, ATZ – MTZ 6/2002, Vieweg-Verlag. Bergsten, L.: Saab Variable Compression SVC - Variabilität und Kontrolle, MTZ 6/2001, 424-431.


10. Motorna goriva Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

X-1 (2009-09-17)

10. MOTORNA GORIVA 10.1. BENZINI U cilindar Ottovog motora usisava se goriva smjesa, komprimira se i malo prije GMT pali električnom iskrom koja preskače na elektrodama svjećice. Za vrijeme kompresije u cilindru raste tlak ali i temperatura te postoji opasnost da do upaljivanja dođe i prije pojave iskre. Takvo nekontrolirano upaljivanje može završiti detonantnim izgaranjem koje je vrlo opasno jer može u kratkom vremenu oštetiti motor. Zbog toga goriva za Ottove motore moraju biti otporna prema samozapaljenju, odnosno prema detonantnom izgaranju1. Ta se otpornost iskazuje oktanskim brojem goriva, koji se određuje prema normiranoj metodi. Veći oktanski broj znači veću otpornost prema samozapaljenju. Najvažnije gorivo za Ottove motore je benzin. Tekući naftni plin (propan + butan), zemni plin, metanol i etanol se primjenjuju u vrlo maloj mjeri. Najčišće gorivo je svakako vodik. Međutim, visoki troškovi proizvodnje i niz još neriješenih problema čine njegovu primjenu potpuno neizvjesnom. Benzin se može podijeliti u dvije glavne skupine, na olovni i na bezolovni benzin. I jedan i drugi su nadalje podijeljeni prema oktanskom broju na normalni i super benzin. Super benzin ima veći oktanski broj i veću otpornost prema detonantnom izgaranju te se koristi u motorima s većim kompresijskim omjerom, odnosno s većim oktanskim zahtjevima. Zimski benzin za razliku od ljetnoga sadrži više lako hlapivih frakcija da bi se olakšao hladni start motora. Olovni benzin. Olovni tetraetil (C2H5)4Pb kao dodatak za povećanje oktanskog broja benzina počeo se primjenjivati 1929. g. u USA a potom i u ostalim zemljama. Uobičajena koncentracija je bila 1 g/l, čime je oktanski broj tadašnjem benzinu povećan za preko 15 jedinica. 1960. g. u uporabu je uveden olovni tetrametil (CH3)4Pb koji sadrži više olova. Sadržaj olova u njemačkom benzinu iznosio je do 1971. g. 0,63 g/l te je postupno opadao i od 1976. g. je iznosio još samo 0,15 g/l. Od 2000. g. u Europi je zabranjena prodaja olovnog benzina. Bezolovni benzin. Već su niz godina granice dopuštene štetne emisije toliko niske da ih Ottovi motori mogu zadovoljiti samo pročišćavanjem ispušnih plinova u katalizatoru. Za dobro funkcioniranje katalizatora motor treba raditi s precizno određenim omjerom goriva i zraka a benzin smije sadržavati olovo samo u tragovima. Olovo u benzinu uništava katalizator i lambda-sondu. Bezolovnom se benzinu oktanski broj povećava dodavanjem visokooktanskih frakcija u procesu proizvodnje2. Pritom treba postići ravnomjernu otpornost prema detonantnom izgaranju u cijelom području destilacije od 25 do 210°C. Ugljikovodici prstenastih (aromati) i razgranatih struktura (izo-parafini) su otporniji prema detonaciji od lančastih (n-parafini). Dodavanjem komponenata koje sadrže kisik (metanol, etanol, metiltercijar-butileter) oktanski se broj povećava ali nastupaju drugi problemi. Npr. alkohol je higroskopan pa povećava sadržaj vlage u gorivu i agresivan je prema nekim uobičajenim materijalima u sustavu dovoda goriva. Minimalni zahtjevi na kvalitetu bezolovnog benzina propisani su normom EN 228.

1

2

Kod Ottovih motora koji usisavaju zrak, gorivo se ubrizgava izravno u cilindar. Međutim, opasnost od samozapaljenja i detonacije je ista kao i kod motora koji usisavaju smjesu. Bezolovni benzin nije kemijski toliko stabilan kao olovni. U zatvorenom spremniku on reagira sa zrakom te stvara ljepljivi talog koji može začepiti sapnice u sustavu za dovod goriva (npr. kod motocikla koji miruje preko zime). To se sprečava posebnim dodatkom koji se u maloj količini ulije u spremnik te na površni goriva stvori elastičan film koji sprečava dodir sa zrakom.

10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc


X-2 (2009-09-17)

Tablica 10.1. Značajke kakvoće bezolovnog niskosumpornog motornog benzina u Republici Hrvatskoj od 2009. godine (EN 228, Uredba o kakvoći naftnih goriva NN 53/2006., Uredba o izmjenama i dopunama Uredbe o kakvoći naftnih goriva NN 154/2008.) Jedinica(1)

Značajka kakvoće

Granična vrijednost(4) najmanje

najviše

Istraživački oktanski broj (IOB)

95

–

Motorni oktanski broj (MOB)

85

–

kPa

–

60,0

• količina predestiliranoga do 100 °C

% v/v

46,0

–

• količina predestiliranoga do 150 °C

% v/v

75,0

–

• olefini

% v/v

–

18,0

• aromati

% v/v

–

35,0

• benzen

% v/v

–

1,0

Tlak para, ljetno razdoblje

(2)

Tijek destilacije:

Količina ugljikovodika:

Količina kisika

% m/m

2,7

Količina oksigenata: • metanol (obvezan stabilizator)

% v/v

–

3

• etanol (može se dodati stabilizator)

% v/v

–

5

• izo-propilni alkohol

% v/v

–

10

• terc-butilni alkohol

% v/v

–

7

• izo-butilni alkohol

% v/v

–

10

• eteri s pet ili više atoma ugljika po molekuli

% v/v

–

15

• ostali oksigenati(3)

% v/v

–

10

mg/kg

–

50

Količina sumpora Količina olova

g/l

0,005

(1)

% v/v je obujamski postotak; % m/m je maseni postotak. Ljetno razdoblje računa se od 1. svibnja do 30. rujna. (3) Ostali mono-alkoholi i eteri s krajem vrenja ne višim od propisanog u normi HRN EN 228. (4) Vrijednosti u tablicama su »prave vrijednosti«. Prilikom utvrđivanja fizikalno kemijskih svojstava u skladu s zahtjevima norme HRN EN ISO 4259 »Naftni proizvodi – Određivanje i primjena podataka o preciznosti u odnosu na metode ispitivanja« se za najmanju dozvoljenu vrijednost odstupanja ispod tj. iznad »prave vrijednosti« koristi najmanja razlika 2R iznad nulte vrijednosti, gdje je R = obnovljivost tj. primjerenost ispitne metode. Rezultati pojedinih mjerenja moraju se tumačiti na temelju mjerila, opisanih u normi HRN EN ISO 4259. (2)

Tijek destilacije. Za dobro motora ponašanje u različitim pogonskim uvjetima važni su udjeli destiliranih frakcija u tri temperaturna područja. Veliki ispareni volumen do 70°C olakšava hladni start motora (to je naročito važno kod starijih vozila s rasplinjačima) ali i povećava opasnost od pojave parnih mjehura u cijevima za dovod benzina do brizgaljki kod vrućeg zaustavljenog motora s ubrizgavanjem3. Frakcije s vrelištem kod 100°C poboljšavaju zagrijavanje motora, sposobnost kretanja vozila smjesta i ubrzavanje toplog motora. Udio

3

Benzinski parni mjehuri onemogućavaju start motora.



X-3 (2009-09-17)

isparen kod 150°C ne smije biti premalen da bi se izbjeglo razrjeđivanje motornog ulja, posebno kod hladnog motora.

Slika 10.1. Kvalitativan prikaz krivulja destilacije raznih goriva. (Prema: Wikipedia) Sumpor. Motori s izravnim ubrizgavanjem benzina (GDI) moraju zbog drugačijeg načina pročišćavanja ispušnih plinova (pomoću upijajućih katalizatora) imati benzin s malim sadržajem sumpora. Očekuje se da će zbog toga buduća goriva praktički biti bez sumpora (S < 10 ppm mase). Aditivi. Aditivi (dodaci) se većinom dodaju u obliku unaprijed smiješanih kombinacija. Dodaci za zaštitu goriva od starenja sprečavaju oksidaciju s kisikom iz zraka. Detergentni dodaci trebaju spriječiti stvaranje taloga u sustavu za ubrizgavanje goriva i održavati ga čistim. Antikorozivni dodaci sprečavaju stvaranje vodenog filma i time djelotvorno štite sustav za gorivo od korozije. 10.1.1. Oktanski broj Oktanski broj (OB) se određuje ispitivanjem. Pritom se gorivo kojem treba odrediti OB uspoređuje s tzv. referentnim gorivom, u posebnom ispitnom motoru. Postoje dvije normirane metode za ispitivanje oktanskog broja. U SAD je nastao motor CFR (Cooperative Fuel Research Commitee) i Istraživačka metoda (Research Method) a u Njemačkoj motor BASF (Badische Anilin- und Sodafabrik) i Motorna metoda (Motor Methode). Sukladno tome postoje i dva oktanska broja: motorni oktanski broj MOB i istraživački oktanski broj IOB. 10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc


X-4 (2009-09-17)

Danas se za mjerenje oktanskog broja primjenjuje samo jedan motor (CFR) koji može raditi prema obadvije metode.

ugljik C izooktan C8H18

vodik H

n-heptan C7H16

Slika 10.2. Strukturna formula izooktana i normalnog heptana, komponenata referentnog goriva za određivanje oktanskog broja. Lančasti heptan vrlo je sličan lako upaljivom cetanu, referentnom gorivu za Dieselove motore. Ispitni motor ima jedan cilindar, hladi se vodom koja struji uslijed razlika temperature i isparava (hlađenje isparavanjem), a pokreće se i opterećuje električnim motorom-generatorom na izmjeničnu struju. Motor je posebne konstrukcije te mu se za vrijeme rada mogu mijenjati svi parametri tako da se namjerno izazove detonantno izgaranje: kompresijski omjer u rasponu od 4 do 11, bogatstvo usisavane smjese promjenom razine goriva u komori plovka u rasplinjaču, temperatura usisavanoga zraka ili smjese goriva i zraka pomoću posebnih električnih grijača, te kut pretpaljenja. Tijekom rada motora je također omogućena i brza promjena pogonskoga goriva (ispitivano ili referentno). Intenzitet detonacije mjeri se posebnim uređajem priključenim na cilindar motora. Motor pri ispitivanju radi naizmjence s ispitivanim i s referentnim gorivom. Referentno gorivo je smjesa na detonaciju otpornog izooktana C8H18 (OB 100) i detonaciji sklonoga nheptana C7H16 (OB 0). Njihov omjer u referentnom gorivu se mijenja dotle dok se ne dobije smjesa koja u istim uvjetima rada u ispitnom motoru daje isti intenzitet detonacije kao i ispitivano gorivo. Oktanski broj ispitivanoga goriva je tada jednak volumnom postotku izooktana u tom referentnom gorivu.

Slika 10.3. Motor za ispitivanje oktanskog broja. Pužnim vijkom se okreće pužno kolo koje ima na unutarnjoj strani navoj pomoću kojega diže ili spušta cilindar. Time se mijenja kompresijski omjer, jer koljenasto vratilo s klipom i klipnjačom pritom ne mijenja svoj položaj.



X-5 (2009-09-17)

Uvjeti ispitivanja kod Motorne metode su teži, pa je motorni oktanski broj MOB današnjih motornih goriva za oko 10 jedinica manji od istraživačkog oktanskog broja IOB. Istraživačka metoda dobro pokazuje otpornost goriva na detonaciju kod niske brzine vrtnje i visokog opterećenja (npr. kod ubrzavanja vozila) a Motorna metoda kod visoke brzine vrtnje i visokog opterećenja. Trgovačka oznaka benzina sadrži istraživački oktanski broj (npr. eurosuper 95). Konstrukcija ispitnog motora je bitno drugačija od one automobilskih motora. Da bi se upotpunile spoznaje o otpornosti goriva prema detonantnom izgaranju u uvjetima cestovnog prometa, uveden je i cestovni oktanski broj COB. On se mjeri na automobilskom motoru pri vožnji na cesti i važi samo za ispitivani tip automobilskog motora te nema sveobuhvatni značaj.

10.2. DIZELSKO GORIVO Cetanski broj, cetanski indeks. U cilindar Dieselovog motora usisava se zrak, komprimira se, raste mu tlak i temperatura, i malo prije GMT u taj se vrući zraka ubrizgava gorivo i odmah se pali uslijed visoke temperature zraka. Odatle proizlazi i osnovni zahtjev na goriva za Dieselove motore: ona se moraju upaliti lako i sa što manjim zakašnjenjem, odnosno moraju biti sklona samoupaljivanju. Ta se sklonost iskazuje cetanskim brojem koji se određuje ispitivanjem u laboratorijskom motoru prema normiranoj metodi. Što je gorivo sklonije samoupaljivanju, to mu je cetanski broj veći. Drugi pokazatelj sklonosti samoupaljivanju je cetanski indeks. On se izračunava na temelju gustoće goriva i točaka na krivulji destilacije. U usporedbi s izmjerenim cetanskim brojem, na cetanski indeks ne utječu dodaci za poboljšanje upaljivanja. Dizelsko se gorivo sastoji od ugljikovodika s vrelištem između 180 i 370°C. Ponašanje na hladnoći, filtrabilnost. Kod niskih temperatura u dizelskom gorivu dolazi do izlučivanja kristala parafina, uslijed čega se začepe cijevi za dovod goriva i filtri. Kod nepovoljnog sastava goriva ova pojava nastupa već kod približno 0°C ili čak i više. Zbog toga se u dizelska goriva za zimske uvjete u rafineriji dodaju dodaci koji poboljšavaju tečenje. Oni doduše ne sprečavaju u potpunosti nastanak kristala parafina, ali jako ograničavaju njihov rast. Takvi su kristalići toliko sitni da prolaze kroz pore u filtru. Drugi dodaci djeluju tako da kristaliće jednoliko raspršuju u gorivu da se ne nagomilavaju na jednom mjestu. Time se još snižava najniža temperatura kod koje gorivo još protječe kroz filtar. U prodaji su i posebni dodaci koji smanjuju opasnost od izlučivanja parafina. Ranije se za poboljšanje tečenja kod niskih temperatura dizelskom gorivu dodavao normalni benzin u omjeru do 30 % ili motorni petrolej do čak 60 %. Kod današnjih goriva to više nije potrebno pa to proizvođači motora više ne preporučuju. Plamište. Plamište je temperatura kod koje goriva tekućina ispušta u okolni zrak upravo toliko para da iznad tekućine nastaje goriva smjesa koja se može upaliti stranim izvorom zapaljenja. Da bi se osigurala dovoljna sigurnost kod transporta i skladištenje, dizelsko gorivo mora odgovarati zahtjevima opasnosti razreda A III (plamište iznad 55°C). Dodatkom benzina od niti 3 % plamište se smanjuje toliko da pada na razinu sobne temperature. Viskoznost. Premala viskoznost dovodi do propuštanja u pumpi za ubrizgavanje i zbog toga do smanjenja snage. Prevelika viskoznost pak pogoršava raspršivanje goriva i time pogoršava izgaranje. Zbog toga viskoznost treba biti u što je moguće užim granicama. Mazivost. Hidrodinamička mazivost dizelskog goriva je manje značajna od mazivosti u prijelaznom području mješovitog trenja. Smanjivanje sadržaja sumpora u gorivu, radi smanjivanja čađe u ispušnim plinovima, dovodi do smanjivanja mazivosti i time do ozbiljnih problema u pumpama za ubrizgavanje. Ako sadržaj sumpora padne ispod 500 ppm (mg/kg), gorivu se dodaje aditiv za poboljšanje mazivosti. 10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc


X-6 (2009-09-17)

Tablica 10.2. Značajke kakvoće niskosumpornog dizelskog goriva u Republici Hrvatskoj od 2009. godine (EN 590, Uredba o kakvoći naftnih goriva NN 53/2006., Uredba o izmjenama i dopunama Uredbe o kakvoći naftnih goriva NN 154/2008.) Značajka kakvoće

Jedinica(1)

Granična vrijednost(4) najmanje

najviše

51,0

–

kg/m3

–

845

°C

–

360

Količina policikličkih aromatskih ugljikovodika

% m/m

–

11

Količina sumpora

mg/kg

–

50

Količina vode

mg/kg

–

200

• od 16. 4. do 30. 9.

°C

–

0

• od 1. 10. do 15. 11.

°C

–

- 10

• od 1. 3. do 15. 4.

°C

–

- 10

• od 16. 11. do 29. 2.

°C

–

- 15

µm

–

460

Cetanski broj Gustoća na 15 °C Destilacija: • 95% (v/v) predestiliranoga do

Točka filtrabilnosti za razdoblje:

Mazivost (wsd 1,4) NA 60 °C (1)

Vrijednosti u tablicama su »prave vrijednosti«. Prilikom utvrđivanja fizikalno kemijskih svojstava u skladu s zahtjevima norme HRN EN ISO 4259 "Naftni proizvodi – Određivanje i primjena podataka o preciznosti u odnosu na metode ispitivanja" se za najmanju dozvoljenu vrijednost odstupanja ispod tj. iznad "prave vrijednosti" koristi najmanja razlika 2R iznad nulte vrijednosti, gdje je R = obnovljivost tj. primjerenost ispitne metode. Rezultati pojedinih mjerenja moraju se tumačiti na temelju mjerila, opisanih u normi HRN EN ISO 4259.

Sumpor. Sadržaj sumpora u dizelskom gorivu ovisi o kvaliteti sirove nafte i o kvaliteti rafinerijskog postupka. Sumpor iz goriva izgara u SO2 koji otapanjem u vodi u zraku stvara kiselinu. U ispušnim plinovima motora, sumpor povećava emisiju čestica, emisiju HC, NOx i CO te dovodi do bržeg zapunjenja katalizatora. Za buduće uređaje za pročišćavanje ispušnih plinova (Euro 5) sadržaj sumpora u gorivu će morati biti manji od 10 ppm (mg/kg).

Od 1.1.2009. u EU: S ≤ 10 ppm (mg/kg) u benzinu i u dizelskom gorivu! Stvaranje koksa. Sklonost stvaranju koksa je opasna za sapnice za ubrizgavanje goriva. Stvaranju koksa pogoduju frakcije koje destiliraju kod najviših temperatura. Aditivi. Dodaci za poboljšanje točno određenih svojstava su vrlo važni kod dizelskih goriva. Obično se radi o unaprijed smiješanim kombinacijama čime se postiže višestruko djelovanje. Koncentracija aditiva u pravilu je manja od 0,1 %, tako da ne utječu na fizikalna svojstva goriva kao što su gustoća, viskoznost i tok destilacije. Ti dodaci poboljšavaju tečenje goriva, upaljivanje (cetane improver), osiguravaju čišćenje i smanjuju taloženje koksa na sapnicama za gorivo, sprečavaju koroziju u sustavu za ubrizgavanje, smanjuju stvaranje pjene u gorivu te na taj način olakšavaju punjenje spremnika gorivom. Emulzije. Emulzije vode, ali i alkohola, i dizelskog goriva se ispituju širom svijeta. Te emulzije snižavaju najvišu temperaturu izgaranja i time smanjuju udio čađe i dušikovih oksida u ispušnim plinovima, ali povećavaju sadržaj ugljikovodika i ugljikovog monoksida. Porast ugljikovodika je naročito velik kod niskog opterećenja motora. Zbog toga bi za uspješnu primjenu kod motora za pogon vozila trebalo varirati udio vode u gorivu ovisno o opterećenju motora. Kod stacionarnih motora su uvjeti povoljniji jer oni rade većinom s konstantnim opterećenjem. Osim problema kao što je povećana viskoznost, nedostatna stabilnost kroz duže 10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc


X-7 (2009-09-17)

vrijeme, posebno kod niskih temperatura, te povećana opasnost od pojave mikroorganizama, prepreka široj primjeni su i povećani troškovi proizvodnje. Naime, voda i alkohol se slabo ili nikako otapaju u dizelskom gorivu, pa su za postizanje stabilnosti ovakve smjese potrebni skupi emulgatori. 10.2.1. Cetanski broj Cetanski broj (CB) se utvrđuje ispitivanjem u kojem se gorivo kome treba odrediti CB uspoređuje s referentnim gorivom. Ispitivanje se provodi u posebnom, normiranom laboratorijskom motoru CFR (DIN EN 25165) ili BASF (DIN 51773), po normiranoj metodi (DIN 51773). Motor se pušta u rad naizmjence s referentim gorivom i s gorivom koje se ispituje. Kao referentno gorivo služi smjesa cetana (C16H34) i alfa-metil naftalina (C11H10). Cetan je jako sklon upaljivanju pa mu je pridružen CB 100, a alfa-metil naftalin je teško upaljiv pa mu je pridružen CB 0. Kada pri ispitivanju nepoznato gorivo pokazuje istu sklonost upaljivanju4 kao i referetno, tada je CB ispitivanoga goriva jednak volumnom postotku cetana u tom referentnom gorivu.5 Za razliku od Ottovih motora koji su vrlo osjetljivi na OB, osjetljivost Dieselovih motora na CB je znatno manja. Zbog toga trgovačka oznaka dizelskih goriva ne sadrži CB. Osim toga, normom EN 590 o kvaliteti dizelskog goriva je određena samo jedna vrijednost CB.

Slika 10.4. Struktura kompenanata referentnog goriva za određivanje cetanskog broja. Lako upaljivi lančasti cetan (C16H34) obiluje velikim brojem slobodnih atoma vodika, za razliku od teško upaljivog prstenastog alfa-metil naftalina (C11H10). Goriva s visokim cetanskim brojem imaju niski oktanski broj i lako detoniraju u Ottovu motoru, i obrnuto. To je sukladno zahtjevima na upaljivost goriva, koji su u Dieselovom motoru (gorivo se mora lako samo upaliti u vrućem zraku u cilindru) točno suprotni onima u Ottovom motoru (gorivo se ne smije upaliti samo od sebe u vrućem zraku nego ga treba upaliti tek električna iskra).

10.3. UVOĐENJE NOVIH GORIVA U EU U EU se goriva za prvu buduću razinu dozvoljene štetne emisije počnu uvoditi čim je tekuća razina stupila na snagu. Udio goriva naredne razine se postepeno povećava tako da u trenutku 4

5

Ispitivanje se vrši tako da se motor podesi na rad s konstantnim zakašnjanjem paljenja od 20°KV i s početkom izgaranja točno u GMT. Kod motora CFR to se postiže promjenom kompresijskog omjera (veća sklonost upaljivanju traži smanjivanje kompresijskog omjera) a kod motora BASF promjenom prigušivanja usisa (pritvaranjem zaklopke smanjuje se usisavana količina zraka a time i tlak i temperatura kompresije u cilindru). Gorivo sklonije upaljivanju, upaliti će kod nižih temperatura u cilindru. Ispitivanjem goriva u motoru BASF dobiva se cetanski broj koji je u prosjeku veći za 1,5 pa se on korigira na vrijednost koja bi se dobila u motoru CFR. Gorivo za Dieselove motore cestovnih vozila mora prema normi DIN EN 590 imati cetanski broj od najmanje 51, dok se njegova stvarna vrijednost kreće uglavnom između 52 i 56.



X-8 (2009-09-17)

stupanja na snagu nove razine tržište bude u potpunosti snabdjeveno zahtijevanim gorivima. To je potrebno zbog toga što proizvođači na tržištu nude vozila buduće emisijske razine već znatno prije nego što to postane obvezujuće, kako bi ispitali pouzdanost novih tehničkih rješenja. Države članice EU u tom periodu prodaju ovih novih vozila stimuliraju poreznim olakšicama koje pri registraciji daju njihovim vlasnicima.

Slika 10.5. Princip uvođenja novih goriva u EU: istovremeno uz trenutno važeće odmah se uvodi i gorivo buduće emisijske razine. Hrvatska kasni za EU za jedan čitav ciklus: u RH je tek od početka 2009. obvezna primjena goriva kvalitete Euro 4.

10.4. BIODIZEL Izgaranjem fosilnih goriva ugljik koji je bio u utrobi Zemlje premješta se u obliku CO2 u Zemljinu atmosferu, te zajedno s ostalim stakleničkim plinovima doprinosi globalnom zagrijavanju. Približno 19 % ukupne emisije stakleničkih plinova u EU-15 dolazi od prometa (EEA, 2005.). Prema Direktivi 2003/30/EZ do 2010. godine 5,75 % fosilnih goriva u cestovnom prometu treba zamijeniti biogorivima ili gorivima iz obnovljivih izvora. Planirano je da se do 2020. godine taj udio poveća na 20 % i to u svim oblastima potrošnje energije. Biodizel [3.] je motorno gorivo koje se dobiva od repičinog ulja ili drugih biljnih ulja, esterifikacijom s metanolom. Pritom nastaje gorivo koje ima svojstva vrlo slična onima klasičnog mineralnog dizelskog goriva proizvedenog od nafte. Biodizel se može koristiti u potpunosti kao zamjena za mineralni dizel, ili u smjesi s njim. Osnovna prednost biodizela je u tome što se njegovom proizvodnjom i izgaranjem u motoru u okolišu uspostavlja zatvoren krug u kome se ne mijenja količina ugljika u atmosferi, za razliku od fosilnih goriva (slika 10.6.). Kad bi se fosilna goriva u potpunosti zamijenila bodizelom, količina stakleničkog6 plina CO2 u atmosferi bi se zadržala na konstantnoj razini. Metil-ester (ME) je kemijski spoj dobiven reakcijom (transesterifikacijom) biljnog ulja (od uljane repice, suncokreta, soje, palme, ricinusa, ...) ili životinjske masti i metanola uz prisutnost katalizatora. Pritom nastaje i dodatni proizvod, glicerol. Fizička i kemijska svojstva ME slična su svojstvima mineralnog dizelskog goriva. 6

Glavni staklenički plinovi su ugljikov dioksid (CO2), metan (CH4) i dušikov oksid (N2O). Oni se prirodno nalaze u atmosferi, ali njihov udio tijekom posljednjih sto godina raste uslijed sve većeg broja toplinskih procesa u kojima izgaraju fosilna goriva. Također postoje sintetički staklenički plinovi, halogenirani hidrokarboni (PFC, HFC) i sumporov heksaflourid (SF6) koji nastaju isključivo uslijed ljudskih aktivnosti. Stakleničkom efektu indirektno pridonose i fotokemijski aktivni plinovi kao ugljikov monoksid (CO), dušikovi oksidi (NOx) i nemetanski hlapljivi organski spojevi (NMVOC) te sumporov dioksid (SO2). Republika Hrvatska je 1996. godine postala strankom Okvirne konvencije o promjeni klime (UNFCCC). U sklopu te konvencije Kyoto protokolom je Hrvatskoj određeno smanjenje emisija stakleničkih plinova od 5 posto u razdoblju od 2008. do 2012. godine u odnosu na referentnu godinu.



X-9 (2009-09-17)

Slika 10.6. Tijek ugljika i energije pri korištenju energije biomase i fosilnih goriva. RME ili MERU (engl. Rapeseed Methil Ester = metilni ester repičinog ulja) je ME proizveden isključivo od ulja uljane repice. Biodizel je komercijalni naziv pod kojim se ME i RME bez dodanog mineralnog dizelskog goriva nalaze na tržištu tekućih goriva i prodaju krajnjim korisnicima. Biodizel je neotrovan i biorazgradiv nadomjestak za mineralno gorivo. Transesterifikacija je kemijska reakcija kojom, iz biljnog ulja ili životinjske masti te metanola, u prisutnosti katalizatora nastaju metil ester i glicerol. Već je 1900. godine na Svjetskoj izložbi u Parizu Rudolf Diesel predstavio motor pogonjen uljem kikirikija. Prvi suvremeni pokusi i ispitivanja mogućnosti primjene biljnog ulja za 10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc


X-10 (2009-09-17)

pokretanje motornih vozila započeli su 1973. godine u doba prve naftne krize. Odmah je pokazano da se biljna ulja mogu uspješno koristiti u Dieselovim motorima, no postojale su i određene poteškoće. Glavni problem je bila visoka viskoznost ulja. Kemičari su ga riješili postupkom tzv. esterifikacije: u reakciji ulja i alkohola zamjenili su glicerol, komponentu svake prirodne masnoće, metanolom. Danas se u većem broj europskih zemalja primjenjuju mješavine biodizela različitih koncentracija (20, 30 ili čak 100%), a biljna se komponenta dodaje standardnom dizelskom gorivu radi poboljšanja mazivosti u koncentraciji do 5% i to se uopće posebno ne ističe. S obzirom na europske ciljeve u pogledu povećanja zamjene fosilnih goriva gorivima iz obnovljivih izvora, u cestovnom će prometu podjednaku ulogu imati i biodizel i etanol, a proizvoditi će se na više milijuna hektara poljoprivrednih površina. Najveći europski proizvođači biodizela su šest članica Europske unije: Austrija, Francuska, Njemačka, Italija, Španjolska i Švedska. Za sada proizvodnja biodizela može biti ekonomski isplativa jedino ako postoje neobrađene poljoprivredne površine na kojijma se ne mogu proizvoditi kulture čijom se prodajom može zaraditi7, a država se odrekne poreza na biodizelsko gorivo. Naime, proizvodnja biodizela je još uvijek preskupa da bi uz poreze uobičajene kod goriva od nafte ono moglo biti konkurentno8.

Temperatura (°C)

400

Metilni ester repičinog ulja

350 300 250

Dizelsko gorivo

200 150 0

20

40

60

80

100

Isparena količina goriva (% vol.)

Slika 10.3. Krivulja destalacije dizelskog goriva i biodizela 10.4.1. Primjena biodizela u Dieselovim motorima Današnji Dieselovi motori uz male preinake mogu raditi s većinom ulja i naftnih derivata. Primjerice, veliki brodski motori za svoj rad koriste mazut ili sirovu naftu, tenkovski motori pak rade sa skoro svim tekućim gorivima itd. Goriva, odnosno ulja na osnovi biljnih ili životinjskih masti također se mogu koristi za pogon Dieselovih motora. Velika prednost biodizelskog goriva je njegova nizak sadržaj sumpora. Time se ovo gorivo upravo idealno odgovara zahtjevima stalnog smanjivanja sumpora u gorivu, slika 10.7. Naime, sumpor u gorivu povećava emisiju čestica, HC, NOX i CO. Osim toga, sumpor oštećuje filtre za hvatanje i izgaranje čestica iz Dieselovog motora. S druge strane, sumpor daje gorivu mazivost potrebnu za podmazivanje visokotlačnih pumpi za ubrizgavanje. Zbog toga u 7

8

Npr. u EU pojedine države plaćaju seljacima da ne uzgajaju poljoprivredne kulture kako ne bi nastali viškovi koji bi doveli do pada cijena; tu bi se mogla uzgajati uljana repica za biodizelsko gorivo. Također je, gledano lokalno, besmisleno uvoziti biodizel jer će emisija u zemlji koja ga uveze ostati ista kao da se troši mineralno gorivo (smanjenje HC, NOx i čestica u odnosu na mineralno gorivo je premalo da bi bilo ekološki interesantno). Osnovna prednost biodizela je zatvoreni ciklus CO2: motori proizvedu CO2, biljke ga potroše i krug je odmah zatvoren. U slučaju da se biodizel proizvodi u jednoj a troši u drugoj državi, koristi će imati država proizvodnje jer će se u njoj ukupna emisija CO2 smanjiti zbog toga što će ga potrošiti uzgojena uljana repica.



X-11 (2009-09-17)

mineralno dizelsko gorivo treba dodavati aditiv za poboljšanje mazivosti ako sadržaj sumpora opadne ispod 500 ppm. Biodizel je i tu u prednosti jer izvrsno podmazuje. Već samo 0,4 % biodizela u mineralnom dizelskom gorivu osigurava minimalnu propisanu mazivost. Stoga mješavina i s malim postotkom biodizela može u potpunosti nadomjestiti manjak mazivosti nesumpornih goriva. Tablica 10.3. Značajke mineralnog dizelskog i biodizelskog goriva Veličina (svojstvo)

Jedinica

C H O S Pepeo Voda Stehiometrijska količina zraka Gustoća (15 °C) Ogrjevna vrijednost Volumna ogrjevna vrijednost Ogrjevna vrijednost smjese (0°C, 1 bar) Početak isparavanja

% mase % mase % mase mg/kg mg/kg mg/kg kg zraka / kg goriva kg/m3 MJ/kg kJ/dm3 kJ/m3 °C

Kraj isparavanja

°C

Cetanski broj Kinematička viskoznost Temperatura stinjavanja Plamište

mm2/s °C °C

40 °C

Dizel (EN 590) 85 - 87 15 - 13 0 max. 350 max. 0.01 max. 200 14.4 820 - 845 42.50 35.36 3813

Biodizel (prEN 14214) 77 12 11 max. 10 max. 0.02 max. 500 12.8 860- 900 37.10 32.65 3775

∼ 180

∼ 320

∼ 350 min. 51 2 - 4.5 +5 ÷ -20 min. 55

∼ 360 min. 51 3.5 - 5.0 +5 ÷ -20 min. 101

Biodizel je agresivan prema elastomerima pa proizvođači motora moraju primjenjivati kvalitetnije materijale (uglavnom fluorirani kaučuk) za elemente sustava za napajanje motora gorivom. Sumpor u gorivu (mg/kg = ppm mase) 1400 1500 1000 500

500

350 50

10

2005.

2009.

0 do 1995.

1995.

2000.

Slika 10.7. Smanjivanje dozvoljenog sadržaja sumpora u gorivu za Dieselove motore Pri pogonu biodizelom dolazi do pojave razrjeđivanja ulja za podmazivanje pa je potrebno češće mijenjati ulje i filtar ulja za podmazivanje motora. Razlog tome je znatno viša temperaturna karakteristika isparavanja biodizela u odnosu na dizelsko gorivo. Do 10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc


X-12 (2009-09-17)

razrjeđivanja dolazi zbog toga što nakon ubrizgavanja goriva u cilindar dio fino raspršenih kapljica biodizela ne stigne ispariti nego dospijeva na stijenke cilindara u području klipnih prstenova. Kako je stijenka cilindra zbog hlađenja motora hladnija od ostatka prostora izgaranja sitne kapljice goriva na njima se sporije zagrijavaju odnosno ne isparavaju. Istovremeno klip se giba od donje mrtve točke ka gornjoj mrtvoj točci te klipni prstenovi razmazuju kapljice goriva u film koji ostaje van prostora izgaranja. U povratnom gibanju klipa klipni prstenovi sastružu dio tog filma koji nakon toga pada u karter gdje se nalazi ulje za podmazivanje. Ukoliko se vozila pogonjena biodizelom ne koriste duže vrijeme, u spremnicima goriva može doći do stvaranja gljivica i taloga ili nakupljanja vlage zbog higroskopnosti ovoga goriva.

10.5. PLINOVITA GORIVA UNP - ukapljeni naftni plin (engl. Liquefied Petroleum Gas - LPG) se sastoji pretežno od propana (C3H8) ili pretežno butana (C4H10) ili od propana i butana pri čemu je zimi u smjesi više propana (isparava kod znatno nižih temperatura pa je lakši hladni start motora) a ljeti više butana. Istraživački oktanski broj UNP-a je obično između 103 i 110. Tlak u spremniku plina ovisi o temperaturi i iznosi do 17 bar (na 24 bar sigurnosni ventil na spremniku ispušta plin u atmosferu).

Slika 10.8. Shema uređaja pogon plinom automobilskog Ottovog motora. SPP - stlačeni prirodni plin (engl. Compressed nat Direct Injection Natural Gas - CNG) sadrži pretežno metan (CH4). Istraživački oktanski broj SPP-a je obično od 120 do 130. Tlak u spremniku plina iznosi do 220 bar. Koristi se kao gorivo za motore s vanjskim izvorom paljenja (Otto), ali i za motore s kompresijskim paljenjem (Diesel). Kod Dieselovih motora postoje dva pristupa. Kod prvoga se Dieselov motor pregradi u Ottov plinski motor, a u drugome se motor prilagodi pogonu na plin ali radi kao Dieselov motor. Ako se motor pregradi u Ottov, tada radi sa stehiometrijskom smjesom (λ), a ispušni se plinovi pročišćavaju pomoću trokomponentnog katalizatora. Ako je pak smjesa siromašna (λ > 1), ispušni plinovi se pročišćavaju samo pomoću oksidacijskog katalizatora. Kod motora koji radi kao Dieselov motor, plin se ubrizgava ili izravno u cilindar (sustav DING - engl. Direct Injection Natural Gas) ili u usisnu cijev ispred ventila, a paljenje je ili 10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc


X-13 (2009-09-17)

potpomognuto električnim grijačem ili se inicira mlazom male količine dizelskoga goriva, ili se goriva smjesa pali uz pomoć svjećice. U svim slučajevima proces u cilindru odgovara procesu u Dieselovom motoru.

Slika 10.3. Osobno vozilo na pogon SPP-om. Prednosti: niže štetne emisije te 10 do 15 % niža emisija CO2. Nedostaci: tlak u spremniku 220 bar, spremnik 4 × veći nego kod benzina.

nova brizgaljka

žarnica

serijski klip (Diesel)

Slika 10.3. Dieselov motor na pogon prirodnim plinom – sustav DING (engl. Direct Injection Natural Gas): usisava zrak, SPP se upuhuje (200 bar) izravno u cilindar modificiranom brizgaljkom, paljenje potpomaže žarnica (električni grijač). Minimalne prepravke na motoru, kompresijski omjeri kao kod Diesela, ekonomičnost kao kod Diesela. Za cestovna vozila.

Slika 10.3. Wärtsilin stacionarni PLINSKI DIESELOV motor s izravnim “ubrizgavanjem”: usisava zrak, SPP se upuhuje pod visokim tlakom pri kraju takta kompresije, paljenje mlazom goriva ili svjećicom. U oba slučaja: proces = Diesel, jednako visoki stupanj djelovanja i snaga. Prednosti: 40 % manje NOx, 60 % manje čestica, 20 % manje CO2. 10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc


X-14 (2009-09-17)

Vodik H2. Krajem prošlog stoljeća, pa još i početkom ovog, velike su se nade polagale u vodik kao oblik pohranjivanja energije9, s velikim izgledima za budućnost, budući da pri njegovu izgaranju nastaje samo vodena para, nasuprot stakleničkom plinu CO2 koji nastaje izgaranjem fosilnih goriva. Ako bi se vodik proizvodio elektrolizom vode, i potom izgarao u gorivnim člancima (ili manje ekonomično u motorima s unutarnjim izgaranjem) tada bi se pr pogonu vozila dobio jednostavan zatvoreni ciklus u kome se ne bi povećavala količina stakleničkih plinova u Zemljinoj atmosferi. Ove su pretpostavke počivale na nadi da će u najskorijoj budućnosti biti dovoljno ekološki čiste, jeftine električne energije za elektrolizu vode. Sva ta očekivanja o vodiku kao budućem rješenju za osiguranje mobilnosti bez stakleničkih plinova pokazala su se jalovim. Nuklearna fuzija, kao jedini izvor koji bi mogao dati dovoljno čiste električne energije, jednako je tako nedohvatljiva danas kao i pred četrdeset godina. Vjetroelektrane i fotonaponske ćelije, kao novi izvori čiste električne energije, teško da se mogu zamisliti kao dovoljno izdašni izvori koji bi omogućili supstituciju fosilnih goriva vodikom. Druga bolna točka je spremnik vodika. Za pogon vozila dolazi u obzir samo tekući vodik, jer jedino takav spremnik ima prihvatljivo mali volumen. Međutim, kod današnjeg stanja tehnike vodik u potpuno napunjenom spremniku ne može ostati niti pet dana. On jednostavno iscuri. Nezamislivo je kako bi se ovaj problem rješavao kod svojedobno zamišljene mreže cjevovoda za distribuciju vodika američkim i europskim kontinentom. I napokon, kad bi svi ovi problemi i bili riješeni, za pogon vozila na kraju energetskog lanca od elektrane do kotača vozila preostalo bi u najboljem slučaju 25 % od proizvedene električne energije. Ako bi se pak ta električna energija izravno iskoristila za pogon pogonskog elektromotora vozila, tada bi iskorištenje energije bilo oko 90 %, odnosno 3,5 puta veće (slika 10.3.). Drugim riječima, za pogon vodikovim gorivnim člankom i elektromotorom treba proizvesti četiri puta više čiste električne energije nego što je potrebno za pogon vozila. Ako se dakle, ta električna energija proizvodi izgaranjem fosilnih goriva u termoelektrani, gdje se od energije goriva u električnu energiju u najboljem slučaju može pretvoriti 53 %, tada ukupni stupanj djelovanja vodikovog gorivnog članka i elektromotora (energija za pogon vozila) dostiže samo 13 % (svedeno na energiju fosilnoga goriva), što je daleko ispod stupnja djelovanja današnjih motora s unutarnjim izgaranjem u području djelomičnoga opterećenja, koji se pogone isto takvim fosilnim gorivima.

Slika 10.3. Energetski lanac kod pogona vozila elektromotorom koji se napaja električnom energijom proizvedenom u vodikovom gorivnom članku. 9

Vodik nije gorivo u istom smislu kao što su to fosilna goriva, jer ga u prirodi nema (osim u spojevima). Za proizvodnju vodika potrebno je utrošiti energiju. Zbog toga se vodik naziva nositeljem energije, odnosno oblikom njenog pohranjivanja, jednako kao što je to i električna energija.



X-15 (2009-09-17)

10.6. OGRJEVNA VRIJEDNOST GORIVE SMJESE Koliki bi trebao biti omjer goriva i zraka da bi se u cilindru dobio najveći mogući rad? Najveći indicirani rad wi koji se može dobiti iz 1 kg gorive smjese, čija je donja ogrjevna vrijednost Hs, je prema definiciji indiciranoga stupnja korisnosti ηi jednak: wi = ηi ⋅ H s , J/kg.

(10.1)

Dakle, indicirani rad ovisi o ogrjevnoj vrijednosti, odnosno o sadržaju energije gorive smjese. Najveći sadržaj energije koja se može dovesti u jednom radnom procesu ograničen je pak količinom kisika, odnosno zraka koji stane u cilindar i koji je na raspolaganju za izgaranje goriva. Sukladno tome, na isti će način biti ograničen i najveći indicirani rad. Ogrjevna vrijednost gorive smjese Hs jednaka je:10

Hs =

Hd , J/kg 1 + λ ⋅ Z0

(za: λ ≥ 1),

(10.2)

Hs =

Hd ⋅ λ , J/kg 1 + λ ⋅ Z0

(za: λ < 1).

(10.2a)

S druge strane ogrjevna vrijednost smjese predstavlja koncentraciju dovedene energije u jedinici mase radne tvari (J/kg). Kao što pokazuje slika 10.9., najveću ogrjevnu vrijednost ima upravo stehiometrijska goriva smjesa (λ = 1). Prema tome, svako odstupanje od stehiometrijskog omjera imati će za posljedicu smanjenje energetskoga sadržaja gorive smjese (J/kg). 3000

Ogrijevna vrij. smjese H s, kJ/kg

2610

2000

1000 Benzin: H d = 42 MJ/kg Z 0 = 14,7 kg/kg 0 0

0,5

1 Faktor zraka λ

1,5

2

Slika 10.9. Ogrjevna vrijednost gorive smjese Hs benzina i zraka u ovisnosti o faktoru zraka λ, izračunata prema izrazima (10.2) i (10.2a).

Kao što se vidi iz tablice 10.4., najčešće upotrebljavana goriva, dizelsko gorivo, benzin i tekući naftni plin (propan + butan), imaju ogrjevnu vrijednost stehiometrijske smjese Hs (λ=1) od približno 2600 do 2800 kJ/kg. Znatno veće vrijednosti daju smjese zraka i metana (4220 kJ/kg) te zraka i vodika (13390 kJ/kg), pa bi se kod pogona motora tim gorivima mogla dobiti

10

Najveća količina goriva koja može izgoriti u cilindru ograničena je količinom zraka. Količina zraka će pak biti najveća ako je goriva u cilindru upravo toliko koliko s tim zrakom može izgorjeti.



X-16 (2009-09-17)

znatno veća snaga iz jednako velikoga cilindra. Međutim, u usporedbi s klasičnim gorivima ova druga zahtijevaju znatno veći obujam spremnika. Npr. u usporedbi s benzinom (sadržaj energije: 31 MJ/dm3), kod metana bi korisni volumen spremnika goriva za isti sadržaj energije morao biti 3,4 puta veći, a kod vodika čak 12 puta veći (kod tekućeg je vodika sadržaj energije 9,6 MJ/dm3 pa bi spremnik još uvijek morao biti 3,2 puta veći nego kod benzina). Veliki tlak u spremnicima (200 bar kod metana i 300 bar kod plinovitog vodika) stvara dodatne teškoće i dovodi do dodatnog povećanja težine i troškova. Tablica 10.4. Svojstva motornih goriva.

za motore

Dizelsko gorivo

Bezolovni benzin Eurosuper 95

Diesel

Otto

CxHyOz kg/kg

c h o M vrelište r

kg/kg kg/kg

Metilni alkohol2)

Etilni alkohol

Otto, Diesel (2-gorivni motori)

Vodik

Otto

C3H8 + C4H10

CH4

CH3OH

C2H5OH

0,822 0,178 0

0,749 0,251 0

0,375 0,126 0,499

0,521 0,131 0,347

44 - 58

16

32

46

H2 0 1 0

kg/kmol

120 – 320 180 - 360

25 – 210

-30

-162

65

78

-253

~ 250

380 – 500

448 - 395

548

1100

910

445.4

°C kJ/kg

kg/dm3

Hd

kg/kg

0,832 14,5

0,75 14,7

0,56 15,7

MJ/kg

43,0

41,0

46,0

MJ/dm3

Hs (λ=1) kJ/kg

35,8

30,8

2 774

2 610

2 760

95 / 85

... / ≥ 89

IOB / MOB CB tupalj,

0,884 0,113 0,002

1)

Metan

3)

ρ Z0 Hd

0,860 0,132

Propan + butan (1kg + 1kg)

25,5

51 °C

~ 250

~ 400

~ 400

2

10,8

0,79 10,6

0,79 9,1

7,9

49.9

19,7

26,8

120,0

8,9

4)

4 220

15,6

21,3

2,7 5) 13 390

1 690

2 660

114,4 / 94.6

111,4 / 94

3

8 560

c, h, o – sadržaj ugljika, vodika, kisika; M – molna masa; r – toplina isparavanja kod vrelišta; ρ - gustoća; Z0 – stehiometrijska količina zraka; Hd – donja ogrijevna vrijednost goriva; Hs (λ=1) – donja ogrijevna vrijednost stehiometrijske gorive smjese; IOB / MOB – istraživački / motorni oktanski broj; CB – cetanski broj; tupalj – temperatura upaljivanja. 1) Stlačeni prirodni plin (CNG) za pogon vozila sastoji se najvećim dijelom od metana (oko 98%). 2) Metanol je smjesa metilnog alkohola i benzina, u raznim omjerima. 3) Vrelište kod normalnog atmosferskog tlaka (0,1013 MPa). 4) Stlačeni prirodni plin pod tlakom od 200 bar. 5) Stlačeni vodik pod tlakom od 300 bar.

LITERATURA: [1.] Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 23. Aufl., Vieweg, 1999, ISBN 3-528-03876-4. [2.] Shell Lexikon 26, 27, 30, 31. ATZ – MTZ 7/8, 9, 12/1997; 1/1998. [3.] Domac, J., Fijan-Parlov, S., Jelavić, V., Jurić, Ž., Lulić, Z.: Korištenje biodizela u vozilima javnog gradskog prijevoza grada Zagreba, Energetski institut Hrvoje Požar, Zagreb, 2002. [4.] Ražnjević, K.: Toplinske tablice i dijagrami, Tehnička knjiga Zagreb, 1964. [5.] Schmidt, F., A., F.: Verbrennungskraftmaschinen, Vierte Auflage, Springer-Verlag Berlin - Heidelberg New York, 1967. [6.] Eliasson B., Bossel U.: The Future of the Hydrogen Economy: Bright or Bleak?, European Fuel Cell Forum: http://www.efcf.com/reports/ [7.] Duda U. M.: Das Diesel-DING für Erdgasmotoren - Sauber und kostengünstig, RuhrgasForum 09/2002, str. 6-11. 10_MSUI_Motorna_goriva_2_za_predavanje.doc

11. Izgaranje u Ottovom motoru Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

XI-1 (2009-11-23)

11. IZGARANJE U OTTOVOM MOTORU 11.1. OSNOVNI POJMOVI

Slika 11.1. Dijagram tlaka u cilindru Ottovog motora. Upaljivanje gorive smjese električnom iskorm je u točki P (Paljenje), izgaranje započinje u IP, a završava u IK. Indicirani rad procesa je najveći ako je težište izgaranja (točka do koje je izgorjelo 50 % goriva unešenog u proces) oko 10°KV iza GMT. ● Motor usisava:

→ smjesu goriva i zraka ( λ ≈ 1 ) (vanjska priprema gorive smjese) ili → zrak, a gorivo se ubrizgava izravno u cilindar ( λ ≈ 1... 3 ) (unutarnja priprema gorive smjese).

● U taktu kompresije smjesa se komprimira na približno 20 … 30 bar (ε = 8 … 12) i pritom se zagrije na približno 400 … 500°C, što je još uvijek ispod granice samozapaljenja, tako da do upaljivanja dolazi tek pomoću električne iskre, malo prije GMT (točka P na slici 11.14.). ● S obzirom da goriva smjesa ne smije upaliti sama nego tek kad preskoči iskra, to ujedno znači da gorivo mora biti otporno prema samoupaljivanju. ● Kod motora s vanjskom pripremom gorive smjese, smjesa je pretežno homogena (rasplinjač ili ubrizgavanje u usisnu cijev) ● Kod većine motora s unutarnjom pripremom gorive smjese, smjesa a u cilindru je u trenutku pojave električne iskre izrazito heterogena (ubrizgavanje izravno u cilindar). ● Homogena smjesa je upaljiva u vrlo uskome području omjera goriva i zraka λ = 0,6 ...1,6 , a s povećanjem faktora zraka λ brzina izgaranja jako opada. Zbog toga je kod motora s homogenom smjesom radno područje ograničeno na λ ≈ 0,8 ...1,4 , pri čemu se najveći stupanj korisnog djelovanja postiže između 1,2 < λ < 1,4 . Međutim, kod motora s 3-komponentnim katalizatorom to je područje ograničeno na λ = 0,98 ...1,02 . ● Za dobro miješanje sa zrakom, kapljice goriva moraju biti što sitnije jer će tada brže i potpunije ispariti, a u cilindru treba biti intenzivno vrtložno strujanje. 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-2 (2009-11-23)

● Reguliranje snage se vrši promjenom količine usisavane smjese, tj. prigušivanjem usisa pomoću zaklopke1 u usisnoj cijevi, a omjer goriva i zraka se pritom ne mijenja. ● Sustav za pripremu gorive smjese treba osigurati što bolju ujedančenost omjera goriva i zraka između pojedinih cilindara i između uzastopnih procesa. ● Motori s izravnim ubrizgavanjem goriva u cilindar, odnosno s unutarnjom pripremom gorive smjese nude veće potencijalne mogućnosti smanjenja potrošnje goriva te imaju bolje izglede za budućnost od motora s vanjskom pripremom gorive smjese. ● I kod motora s homogenom kao i kod onih s heterogenom smjesom, ekonomičnost i sirova emisija2 štetnih tvari ovise o toku izgaranja nakon električne iskre na svjećici. Na taj se tok može utjecati vrtložnim strujanjem u samom cilindru, koje pak ovisi o obliku usisnog kanala i obliku prostora izgaranja.

11.2. OMJER GORIVA I ZRAKA Omjer goriva i zraka prikazuje se pomoću faktora zraka λ: λ = Z / Z0 ,

(11.1)

gdje je: Z, (kgZ/kgG) - stvarna količina zraka (kgZ) za izgaranje 1 kg goriva (kgG), Z0, (kgZ/kgG) - stehiometrijska3 količina zraka za izgaranje 1 kg goriva. λ<1

→

višak goriva (manjak zraka)

→

bogata goriva smjesa

λ=1

→

Z = Z0

→

stehiometrijska smjesa

λ>1

→

manjak goriva (višak zraka)

→

siromašna goriva smjesa

Slika 11.2. Faktor zraka λ u radnom području Ottovog motora. Lijevo: motor s rasplinjačem. Desno: uobičajeni motor s ubrizgavanjem benzina u usisnu cijev ili motor s izravnim ubrizgavanjem u cilindar i homogenom smjesom. Kod punog opterećenja (100%) regulacijski krug lambda-sonde se isključuje i motor radi s bogatom smjesom (λ<1). U području djelomičnog opterećenja smjesa je stehiometrijska (λ=1), da bi trokomponentni katalizator mogao ispravno djelovati. 1

2

3

Kod motora BMW se koristi razvodni mehanizam Valvetronic kod kojega se kontinuirano mijenjaju hod i kut otvorenosti usisnog ventila, pa se snaga mijenja bez prigušivanja usisa zaklopkom. Na taj je način značajno smanjen rad izmjene plinova a time i poboljšana ekonomičnost kod niskog opterećenja motora. Sirova emisija je štetna emisija ispušnih plinova na izlazu iz motora, prije pročišćavanja u katalizatorskom sustavu. Stehiometrijska količina zraka za izgaranje 1 kg goriva je ona količina zraka s kojom bi 1 kgG u idealnim uvjetima potpuno izgorio, ali tako da u produktima izgaranja ne bi bilo slobodnog kisika.

11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc

11. Izgaranje u Ottovom motoru Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem Mitsubishi GDI (1997)

XI-3 (2009-11-23)

VW FSI 2003.

Slika 11.3. Faktor zraka λ u radnom području Ottovog motora s ubrizgavanjem benzina izravno u cilindar (GDI, FSI 5) s heterogenom smjesom, odnosno sa slojevitim punjenjem.

Bogatstvo smjese ima presudan utjecaj na pogonske karakteristike motora. Granice upaljivosti smjese benzina i zraka iznose približno λ ≈ 0,5 ...1,3 . Najveća snaga i moment se postižu kod bogate smjese ( λ ≈ 0,9 ), kod koje je nažalost visoka specifična potrošnja goriva i velika emisija otrovnih tvari u ispušnim plinovima (slika 11.18.). Specifična potrošnja opada s povećanjem faktora zraka λ, čija najveća vrijednost ovisi o dostignutom stupnju tehničkog razvoja. U doba primjene rasplinjača, smjesa je zbog toga u području najčešće korištenog djelomičnog opterećenja bila siromašna (slika 11.2.), a u području niskog opterećenja kod najniže brzine vrtnje je opet bila bogata da bi se motor u praznom hodu vrtio jednoliko te da bi vozilo kretalo glatko i bez trzaja. Najveća vrijednost faktora zraka iznosila je još početkom 90-ih godina oko 1,3 a današnji GDI-motori sa slojevitim punjenjem rade u ekonomičnom području s jako siromašnom smjesom čiji faktor zraka prelazi λ max ≈ 2,5 . 4

11.3. MOTORI S VANJSKOM PRIPREMOM GORIVE SMJESE U cilindru ovih motora teži se homogenoj smjesi u trenutku paljenja električnom iskrom. Da bi se to moglo postići, gorivo mora biti potpuno ispareno jer se homogenost može postići samo u smjesama plinova, odnosno para. Ako je temperatura motora preniska (kao npr. kod hladnoga starta), gorivo neće moći u potpunosti ispariti. Tada u smjesi mora biti znatno više goriva da bi udio isparenih frakcija, a to su one s niskim vrelištem, bio dovoljan za stvaranje zapaljive smjese goriva i zraka (obogaćivanje smjese kod hladnoga starta). 4

U 70im godinama granične emisije štetnih tvari u ispušnim plinovima Ottovih motora još nisu bile naročito niske, pa su ih mogli zadovoljiti čak i motori opremljeni rasplinjačima. U to se vrijeme mnogo očekivalo od motora koji su radili sa siromašnom smjesom, tj. s λmax ≈ 1,3. Njihova je prednost bila niska potrošnja goriva. Međutim, snižavanjem dopuštenih granica, indirektno je propisana i primjena katalizatora. Da bi katalizator mogao dobro djelovati, benzin ne smije sadržavati olovo a omjer goriva i zraka treba odgovarati stehiometrijskom i to s vrlo velikom točnošću (λ = 1,0 ± < 2%). (Olovni tetrametil, koji se ranijih godina koristio se za povećavanje oktanskoga broja, u katalizatoru se taloži na aktivnom sloju–katalizatoru i tako onemogućuje njegovo djelovanje.) Time je praktički napušten daljnji razvoj Ottovog motora sa siromašnom smjesom, te je započelo razdoblje koje traje i danas, gdje se za pripremu gorive smjese koriste uređaji za ubrizgavanje s elektroničkom regulacijom i λ-sondom u ispušnoj cijevi, a pročišćavanje ispušnih plinova vrši se pomoću 3-komponentnog katalizatora (reducira NOx se reducira na N2 i O2 te s tim kisikom dogorijeva CO i HC). Međutim pojava GDI-motora sredinom 1990-ih sasvim sigurno predstavlja uspješni povratak motora sa siromašnom smjesom.



XI-4 (2009-11-23)

11.4. MOTORI S UNUTARNJOM PRIPREMOM GORIVE SMJESE Motori s unutarnjom pripremom gorive smjese, odnosno s izravnim ubrizgavanjem benzina u cilindar (GDI, BDE5, FSI), imaju najbolje izglede za postizanje visoke ekonomičnosti jer kod niskog opterećenja mogu raditi s izrazito siromašnom smjesom. Pritom najveći faktor zraka gotovo dostiže vrijednost λ max ≈ 3 , što je daleko izvan uobičajenog područja upaljivosti. To se postiže tako što je smjesa u neposrednoj okolici iskre bogata te se lako upali, dok je u udaljenijim dijelovima prostora izgaranja izrazito siromašna. Da bi se ostvarila ovakva heterogenost smjese, koja se još naziva i slojevitim punjenjem, važno je kontrolirano vrtložno strujanje u cilindru. Razlikujemo dva osnovna oblika: swirl ili vrtlog oko uzdužne osi cilindra i tumble ili vrtlog oko poprečne osi cilindra, slika 11.4. Ovi se vrtlozi postižu odgovarajućim oblikom usisnog kanala. Za kontrolu sastava gorive smjese u cilindru primjenjuju se tri različita načina (slika 11.5.): ● kontrola pomoću stijenki prostora izgaranja (engl. wall control, njem. wandgeführt) ● kontrola pomoću strujanja u cilindru (engl. charge motion control, njem. luftgeführt) ● kontrola mlazom ubrizgavanoga goriva (engl. spray-jet, njem. strahlgeführt).

SWIRL

TUMBLE

Slika 11.4. Vrtlozi u cilindru koji služe za kontrolu sastava smjese pomoću strujanja: swirl vrtlog oko uzdužne osi i tumble – prevrtanje oko poprečne postižu se odgovarajućim oblikom usisnoga kanala.

B

2 1

S

stijenke prostora

strujanje

mlaz

Slika 11.5. Načini kontrole sastava smjese u Ottovom motoru s izravnim ubrizgavanjem: oblikom stijenki prostora izgaranja (lijevo), vrtložnim strujanjem u cilindru (u sredini) i mlazom goriva (desno). Na sva tri načina u cilindru se može postići slojevito punjenje, odnosno heterogena smjesa: u udaljenim dijelovima cilindra smjesa je siromašna (S) ali je u blizini svjećice (2) bogata (B). 5

Izravno ubrizgavanje benzina: GDI – Gasoline Direct Injection (engl.), BDE – Benzindirekteinspritzung (njem.), FSI – Fuel Stratified Injection (engl.) u pijevodu: slojevito ubrizgavanje goriva ili slojevito pounjenje (cilindra).



XI-5 (2009-11-23)

Motori s izravnim ubrizgavanjem prve generacije imaju bočno smještenu brizgaljku, slika 11.6., a u području djelomičnog opterećenja rade s izrazito siromašnom heterogenom smjesom. Kontrola sastava smjese u pojedinim dijelovima prostora u cilindru postiže se vrtložnim strujanjem zraka, oblika tumble ili swirl, i njegovim usmjeravanjem pomoću udubljenja u čelu klipa. Pritom se lokalno bogata smjesa odnosi udubljenjem u klipu pod svjećicu, u područje iskre. Prednost bočno smještene brizgaljke je njezino manje toplinsko opterećenje. Tlak ubrizgavanja goriva iznosi od 5 do 12 MPa. Ovi motori imaju dobre potencijalne mogućnosti smanjivanja potrošnje goriva te ih proizvođači automobila i dalje intenzivno razvijaju.

Slika 11.6. Prva generacija motora s izravnim ubrizgavanjem s bočno smještenom brizgaljkom. Sastav smjese se kontrolira pomoću tumblea (lijevo) ili pomoću swirla (desno).

Slika 11.7. Druga generacija motora s izravnim ubrizgavanjem sa središnjom brizgaljkom: otvorena komora (lijevo) te Spray-Jet ubrizgavanje goriva stlačenim zrakom (desno). Druga generacija Ottovih motora s izravnim ubrizgavanjem ima središnje smještenu brizgaljku, slika 11.7. Motori s otvorenom komorom u plitkom udubljenju klipa (lijevo) rade s homogenom smjesom. Ekonomičnost nije tako dobra kao kod motora sa siromašnom smjesom. Ovaj je koncept dobar za zemlje u kojima gorivo sadrži previše sumpora pa nije moguća primjena postupka sa siromašnom smjesom. Naime, kod siromašne smjese redukcija NOx u ispušnim plinovima vrši se pomoću apsorpcijskog katalizatora kojega sumpor u gorivu uništava. Međutim, primjeni li se kod motora s otvorenom komorom stehiometrijski omjer goriva i zraka (λ = 1), pročišćavanje ispušnih plinova moguće je pomoću uobičajenog trokomponentog katalizatora. Drugu skupinu čine motori Spray-Jet (desno). Oni rade s heterogenom smjesom čiji se bogati dijelovi u kupastom udubljenju u klipu opet donose pod svjećicu. Ubrizgavanje goriva vrši se pomoću stlačenog zraka, kako mlaz goriva ne bi smočio svjećicu (tada bi izostala iskra, odnosno upaljivanje). Spray-Jet sustav ubrizgavanja omogućuje snižavanje sirove emisije HC uz zadržavanje niske emisije NOx. 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-6 (2009-11-23)

Motori sa središnje smještenom brizgaljkom se razvijaju da bi se dobio odgovor na pitanje, nije li za stvaranje gorive smjese i kod Ottovih DI-motora povoljniji ovakav središnji položaj brizgaljke, kao što je to slučaj kod Dieselovih. Poteškoću pritom čini mali raspoloživi prostor između 4 ventila, u koji treba smjestiti i brizgaljku i svjećicu. Rješenje bi mogla biti brizgaljka-svjećica u jednom sklopu, poput onoga kojeg je razvila tvornica SAAB. Sustavi s ubrizgavanjem goriva pomoću stlačenog zraka u odnosu na uobičajene sustave ubrizgavanja nude smanjenje potrošnje goriva za preko 10 %. Prepreka njihovoj široj primjeni je za sada veća cijena.

11.5. UPALJIVANJE Uređaj za paljenje mora osigurati pravovremeno sigurno upaljivanje komprimirane gorive smjese u svim uvjetima rada motora: kod stacionarnog i nestacionarnog opterećenja, kod raznih omjera goriva i zraka i u različitim uvjetima strujanja u cilindru. Postavljanjem svjećice na mjesto kojemu je omogućen pouzdan dobar pristup gorive smjese i gdje je točno definirano njeno strujanje, upaljivanje i rasprostiranje plamena se može značajno poboljšati, što je naročito važno kod siromašnih smjesa jer su one teže upaljive. Potrebna energija iskre ovisi o omjeru goriva i zraka. Kod stehiometrijske smjese benzina i zraka energija iskre potrebna za sigurno upaljivanje iznosi 0,2 mJ. Međutim, bogate i siromašne smjese zahtijevaju do 3 mJ po iskri. Potreban električni napon na elektrodama svjećice je to veći što je veći tlak plinova u cilindru u trenutku paljenja, što kod motora znači najmanje 12 kV. S povećanjem razmaka elektroda raste sigurnost upaljivanja, ali i potreban napon i trošenje elektroda. Uređaji za paljenje na automobilskim motorima proizvode na elektrodama svjećice napon od preko 30 kV. Energija smjese koja se zapali u neposrednoj okolici iskre mora biti dovoljno velika da se nastavi rasprostiranje plamena u susjednoj, još nezapaljenoj smjesi. Time je ujedno postavljena gornja granica faktora zraka λ. Naime, kod premale koncentracije goriva u zraku plamen će se ugasiti. Najranija točka paljenja ograničena je pojavom detonantnog izgaranja. Kod motora s kompresijskim omjerom ε = 8 … 12, paljenje se pri nazivnoj snazi vrši u području od 20 do 50°KV prije GMT.

Slika 11.8. Rasprostiranje plamena u cilindru 4-ventilskog motora sa svjećicom u sredini (lijevo) i 3-ventilskog motora s dvije svjećice (brojevi označavaju kut zakreta KV za nacrtanu plamenu frontu; OT = GMT). Vidi se da je kod 3-ventilskog motora rasprostiranje brže jer su putovi izgaranja kraći. (Shell Lexikon 78)

11.6. IZGARANJE Izgaranje započinje kod svjećice. Međutim, odmah nakon pojave iskre najprije slijedi faza zakašnjenja paljenja U njoj se upali samo smjesa u neposrednoj blizini iskre te se u tom prostoru stvori jezgra gorenja od koje zatim izgaranje postupno teče dalje. Trajanje 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-7 (2009-11-23)

zakašnjenja paljenja je vremenski približno konstantno, pa se kod veće brzine proteže preko većeg kuta zakreta koljenastog vratila. Zakašnjenje paljenja ovisi o oktanskom broju goriva, o omjeru goriva i zraka te o tlaku i temperaturi na kraju kompresije. Ono je od velike važnosti za pojavu detonantnog izgaranja. Što je vrijeme zakašnjenja paljenja neke smjese kraće, to je veća opasnost od samozapaljenja a time i od detonacije. Za vrijeme izgaranja dolazi do kemijske pretvorbe tvari, slika 11.9. Izgaranje nikad nije potpuno, te i kod viška zraka (λ > 1) u ispušnim plinovima ima neizgorjelih sastojaka (CO, CH). S druge strane i kod izgaranja s premalom količinom zraka (λ < 1), ispušni plinovi uvijek sadrže i nešto kisika. Kemijske pretvorbe pri izgaranju nisu izravne, npr. vodik H ne izgara odmah u vodu nego se između početnih sudionika sudionika (H2 i ½O2) i konačnog rezultata (H2O) nalazi nekoliko stotina kemijskih reakcija s višestruko većim brojem sudionika. Ovim se reakcijama bavi kemijska kinetika. (1 kg goriva + λZ0 kg zraka)

(1 + λZ0) kg CO2, H2O, N2, O2, CO, HC, NOx, …

Slika 11.9. Pretvorba tvari u cilindru motora.

Druga je pretvorba u cilindru motora pretvorba kemijske energije sadržane u gorivu u toplinu. Pritom uslijed zagrijavanja rastu temperatura i tlak plinova. S povećanjem brzine vrtnje paljenje treba uslijediti ranije da bi izgaranje završilo na vrijeme. S druge strane s povećanjem faktora zraka λ opada brzina izgaranja pa točku paljenja treba još dodatno pomaknuti prema naprijed. Brzina rasprostiranja plamena ponajviše ovisi o bogatstvu smjese, ali raste i s temperaturom i brzinom strujanja u cilindru. Najveće vrijednosti od približno 20 ... 40 m/s postižu se kod faktora zraka λ ≈ 0,9 .

Ukupno trajanje izgaranja najviše ovisi o bogatstvu smjese λ i iznosi: ●

~ 60°KV kod: λ = 1 i srednjih brzina vrtnje n do 100°KV kod: λ = 1,3

Ostali utjecajni faktori (kod istoga goriva) su: ● stupanj punjenja λ pu Veće punjenje je popraćeno većom brzinom strujanja na ulazu u cilindar, pa je onda i brzina izgaranja veća.

● udio ispušnih plinova u punjenju cilindra γ = misp / m kome treba pribrojiti i povrat ispušnih plinova u cilindar (EGR6) Veća količina zaostalih ispušnih plinova misp od prethodnog procesa jače usporava izgaranje: molekule izgorjelih plinova smetaju molekulama kisika i goriva u uspostavljanju kontakta.

● kompresijski omjer ε Kod većeg ε je brzina izgaranja veća. Tablica na slici 11.30. pokazuje da je kod većeg kompresijskog omjera ε kut pretpaljenja manji, što znači da je izgaranje brže za isti položaj težišta T izgaranja (vidi sliku 11.14.) 6

EGR - engl. exhaust gas recirculation, odnosno povrat dijela ispušnih plinova natrag u cilindar, zajedno s usisavanim svježim punjenjem (radi smanjenja NOx i potrošnje goriva kod niskog opterećenja). Njemačka kratica je AGR – AbGasRückführung.



XI-8 (2009-11-23)

● oblik prostora izgaranja (slika 11.29.) Plohe za istiskivanje pojačavaju vrtloženje a ono ubrzava izgaranje. ● položaj svjećice (usporedi slike 11.26. i 11.35.) Svjećica u sredini cilindra skraćuje put izgaranja pa ono završi ranije.

● dvije svjećice po cilindru (slika 11.8.) Putevi izgaranja su kraći pa izgaranje protječe brže.

Uslijed trajanja izgaranja dijagram tlaka u cilindru ima zaobljen vrh, a zbog toga se smanjuje stupanj savršenstva ηs (slika 11.22.) Ako λ poraste znatno preko 1, izgaranje se toliko uspori da se može protegnuti i na ispuh. Posljedice su: ● opasnost od pregaranja ispušnih ventila uslijed toplinskog preopterećenja ● povećana potrošnja goriva, jer se zbog usporavanja izgaranja povećava zaobljenost vrha indikatorskog dijagrama ● raste emisija CH jer gorivo ne stigne potpuno izgorjeti u cilindru pa ide u ispuh.

Slika 11.10. Pri gibanju klipa prema GMT paralelne plohe čela klipa i glave cilindra istiskuju plinove u šupljinu u klipu ili u glavi cilindra, pri čemu nastaju vrtlozi (tzv. plohe za istiskivanje – na lijevoj slici obojene sivo). Turbulentna plamena fronta Laminarna plamena fronta Turbulentna debljina plamena

Laminarna debljina plamena

Slika 11.11. Ploha plamena koji se rasprostire cilindrom.

Tok oslobađanja topline naziva se i zakonom oslobađanja topline, a određen je brzinom rasprostiranja plamena i njegovom površinom. Na površinu plamena može se utjecati oblikom prostora izgaranja i položajem svjećice. Veliki značaj imaju i nabori na 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-9 (2009-11-23)

plamenoj plohi, a oni ovise o vrtloženju u cilindru koje se u ograničenoj mjeri može kontrolirati ciljanim vrtložnim strujanjem oko uzdužne i poprečne osi cilindra (swirl i tumble).

Vrtloge stvaraju i plohe za istiskivanje(slika 11.10.). Svi ovi vrtlozi stvaraju nabore na plohi plamena (slika 11.11.) i povećavaju njezinu površinu pa se time ubrzava zagrijavanje plinova u cilindru. To ujedno znači i brže oslobađanje topline u cilindru, odnosno bržu pretvorbu kemijske energije u toplinsku. S povećanjem brzine vrtnje motora povećava se vrtloženje u cilindru, a uslijed toga i nabori na plamenoj plohi. Zbog toga s povećanjem brzine vrtnje raste i brzina oslobađanja topline, iako brzina izgaranja ne raste. Porast tlaka koji nastaje uslijed lokalnog rasprostiranja plamena, dovodi do povećanja temperature u cijeloj još neizgorjeloj smjesi. Međutim, uslijed lokalnog zračenja topline, slojevi smjese uz plamenu plohu imaju veću temperaturu od ostalih dijelova smjese. Na taj je način omogućeno postupno širenje plamena. Tek ako temperatura neizgorjele smjese premaši granicu samozapaljenja, dolazi do naglog, detonantnog izgaranja cijele neizgorjele smjese odjednom. 11.6.1. Vibeova teorija

Prvu modernu teoriju za analizu procesa izgaranja objavio je 1970. godine Vibe. Njezin matematički model omogućuje proračun toka izgaranja stvarnog procesa u cilindru motora. Danas je ta teorija razvijena dalje te se koristi uz druge teorije koje su se u međuvremenu također pojavile. x

x

IK

1 m = 0.1

1

5 4

10

d Qizg dα

x(t) t

0

IP

t

m = 0.1

3 0.5 2 1 1

10

0 = IP 1 = IK

2

0

(α) 0 1 tizg Relativno trajanje izgaranja α/αizg (αizg) Slika 11.12. Vibeova funkcija x i zakon oslobađanja topline za razne vrijednosti značajke izgaranja m.

Utrošak mase goriva tijekom izgaranja opisuje se Vibeovom funkcijom x. Ona prikazuje udio mase goriva izgorjelog od početka izgaranja do trenutka promatranja: x(t ) =

mG (t ) mG, proc

⎛ t ⎞ ⎟ C⎜ ⎜ tizg ⎟ = 1− e ⎝ ⎠

m +1

(11.2)

gdje je: mG (t ) - masa goriva koje je izgorjelo od početka izgaranja (t = 0) do promatranog trenutka t; mG, proc - ukupna masa goriva u cilindru po procesu; C – konstanta određena na temelju definiranog kraja izgaranja; t – vrijeme koje je proteklo od početka izgaranja (točka IP na slikama 11.12. i 11.14.) do promatranog trenutka; tizg - ukupno vrijeme trajanja izgaranja (od IP do IK); m – Vibeova značajka izgaranja.



XI-10 (2009-11-23)

Za kraj izgaranja je uzeta točka u kojoj izgori 99,9 % goriva mG, proc u cilindru pa je konstanta C dobivena u obliku:

(

)

C = ln 1 − x(tizg ) = ln (1 − 0.999) = − 6,908

Kako je oslobođena toplina jednaka umnošku mase izgorjeloga goriva i donje ogrjevne vrijednosti: Q(t ) = mG (t ) ⋅ H d , to Vibeova funkcija ujedno prikazuje i oslobađanje topline za vrijeme izgaranja. Ako se vrijeme t izrazi pomoću kuta zakreta koljenastog vratila α, dobiva se:

x(t ) = x(α) =

mG (t ) Q(t ) = mG, proc Qizg

⎛ t ⎞ ⎟ -6,908 ⎜ ⎜ tizg ⎟ ⎝ ⎠ = 1− e

m +1

m +1

(11.3)

3O

p

3S

3'S

2

3D

α, °KV

GMT

Q1, O

Sabathe

1

⎛ α ⎞ ⎟ -6,908 ⎜ ⎜ αizg ⎟ ⎝ ⎠ = 1− e

d Qizg dα

Otto

m (t ) x (t ) = G mG, proc

Diesel

Q1, S

Q1, D

0

GMT

α, °KV

GMT

α, °KV

Slika 11.13. Zakon izgaranja i zakon oslobađanja topline idealnih procesa.

Ukupna toplina oslobođena kod izgaranja jednaka je toplini dovedenoj u proces: Qizg = Q1 . Međutim jedan dio topline Qstj se gubi prolazom kroz stijenke koje omeđuju prostor izgaranja pa je toplina Qzagr koja se troši na zagrijavanje plinova u cilindru manja: Qzagr = Qizg − Qstj

(11.4)

ili u diferencijalnom obliku: d Qzagr dα

=

d Qizg dα

−

d Qstj dα

(11.5)

Ovdje je: d Qizg dα

[°KVJ ]

= brzina oslobađanja topline kod izgaranja7 (zakon izgaranja, zakon oslobađanja topline)

7

Njem. Brennverlauf, Brenngesetz.



dα

Zakon oslobađanja topline

[°KVJ ] =

(2009-11-23)

brzina zagrijavanja8

Brzina oslobađanja topline, J/°KV ili brzina izgaranja goriva, g/°KV

d Qzagr

XI-11

Ukupna količina oslobođene topline

IK

IP P

α, °KV

GMT

Ukupno trajanje izgaranja

Zakon izgaranja ili Vibeova funkcija x(α)

Količina izgorjeloga goriva ili oslobođene topline

Trajanje izgaranja za Vibeovu funkciju IK

100 %

αT

T

Zakašnjenje paljenja

50 %

IP P

0% GMT

α, °KV

Slika 11.14. Zakon izgaranja, zakon oslobađanja topline i trajanje izgaranja kod Ottovog motora. Oznake: IK –izgaranje kraj, IP – izgaranje početak, P – paljenje (pojava iskre na svjećici), T - zežište izgaranja. Osjenčana ploha prikazuje ukupnu količinu goriva po procesu, odnosno ukupnu oslobođenu toplinu.

8

Njem. Heitzverlauf, Heitzgesetz.



XI-12 (2009-11-23)

Pomoću ovih veličina može se izračunati povećanje tlaka i temperature za vrijeme izgaranja. Proračun se provodi u malim vremenskim koracima Δt odnosno Δα. Proračunski parametri, Vibeova značajka izgaranja m i trajanje izgaranja α izg ovise najviše o vrtloženju u cilindru a dobiveni su analizom velikog broja snimljenih indikatorskih dijagrama raznih motora. Njihove granice iznose: m = 0,1 … 4, α izg = 45 … 150°KV. Ova je metoda opširnije prikazana u poglavlju "15. Modeliranje procesa u motorima". 11.6.2. Najveći tlak i temperatura Najveći vršni tlak u cilindru imaju nabijeni motori, a on kod automobilskih Ottovih motora iznosi do 60 bar, kod trkaćih i preko 90 bar. Vršni tlak ovisi o faktoru zraka λ (slika 11.19.), o kutu pretpaljenja αP, o stupnju punjenja λpu, o kompresijskom omjeru ε, o konstrukcijskim parametrima poput oblika prostora izgaranja, položaja svjećice, stupnja nabijanja itd. Najveća temperatura u cilindru može lokalno dostići i 3000 K. Srednje temperature plinova u cilindru dostiže najveće vrijednosti od 2500 K, malo iza GMT.

Slika 11.15. Srednja temperatura plinova u cilindru Ottovog i Dieselovog motora. 11.6.3. Utjecaj kuta pretpaljenja

Slika 11.16. Utjecaj točke paljenja na tlak u cilindru Ottovog motora. 1 – optimalno paljenje, 2- prerano paljenje (izgaranje može prijeći u detonantno, kao na slici) i 3 – prekasno paljenje. Lijevo: položaj klipa u trenutku paljenja (P).



XI-13 (2009-11-23)

Prerano paljenje ima za posljedicu završetak izgaranja u blizini GMT i uslijed toga: visoke tlakove i tvrdi rad motora pregrijavanje sklonost detonaciji. Prekasno paljenje ima za posljedicu produljeno izgaranje i zbog toga: manju snagu motora povećanje temperature ispušnih plinova i time pregrijavanje motora.

Slika 11.17. Lijevo: utjecaj točke paljenja na tlak u cilindru. Desno: potreban kut pretpaljenja u ovisnosti o faktoru zraka λ, za dva različita položaja svjećice (BMW). Bogatija smjesa (λ = 0,9) brže izgara, pa je potreban kut pretpaljenja manji. 11.6.4. Utjecaj faktora zraka λ

Slika 11.18. Utjecaj faktora zraka λ na štetnu emisiju, snagu i specifičnu potrošnju goriva, te na potreban oktanski broj. Najveća moguća snaga (točka max na desnoj slici) se uvijek postiže kod λ ≈ 0,85 ... 0,90 . Međutim položaj točke najmanje potrošnje goriva (min) kod motora s vanjskim stvaranjem gorive smjese i sa slojevitim punjenjem osamdesetih je godina, u vrijeme njihova najintenzivnijeg razvoja, bio kod λ ≈ 1,3 .



XI-14 (2009-11-23)

Za najveću moguću snagu smjesa mora biti bogata ( λ ≈ 0,85... 0,90 ), a za malu specifičnu potrošnju goriva smjesa mora biti siromašna. Motori s izravnim ubrizgavanjem benzina (GDI – engl. Gasoline Direct Injection), koji rade sa siromašnom smjesom, pri malom opterećenju imaju faktor zraka koji ide do λ ≈ 3 , što je dvostruko više od gornje granice upaljivosti u motorima koji usisavaju gotovu smjesu. Spretnom kombinacijom ubrizgavanja, strujanja u cilindru (vertikalnim vrtlogom, engl. tumble) i udubljenim čelom klipa, u okolinu svjećice se dovede bogata smjesa koja se lako upali, a potom se plamen proširi i na preostali siromašni dio smjese.

Slika 11.19. Utjecaj faktora zraka λ na najveći tlak u cilindru pri konstantnoj brzini vrtnje n i konstantnom stupnju punjenja λpu. Najveći tlak u cilindru dobiva se kod istog faktora zraka kao i najveća snaga. 11.6.5. Kriteriji za ocjenu procesa izgaranja

1. Položaj težišta izgaranja T , odnosno 50 % izgaranja, vidi sliku 11.14. Što je težište T bliže GMT to je veći stupanj savršenstva, ALI su tada vršni tlakovi i temperature u cilindru visoki, a to uzrokuje povećanu emisiju NOx u ispuhu, povećano opterećenje elemenata i povećanu buku izgaranja. Optimum: težište izgaranja T ~10°KV iza GMT kod Ottovih motora 10 ... 15°KV iza GMT kod Dieselovih motora s izravnim ubrizgavanjem goriva 15 ... 20°KV iza GMT kod Dieselovih motora s komorom. Pravilan položaj težišta T izgaranja dobiva se izborom odgovarajuće točke paljenja, uzimajući u obzir: stanje gorive smjese (λ, T) vrtloženje u cilindru u ovisnosti o brzini vrtnje i opterećenju zakašnjenje paljenja i brzinu izgaranja. 2. Porast tlaka (Δp/Δα): On kod Ottovih motora iznosi: (Δp/Δα) ≈ 1,5 ... 2,5 bar/°KV kod uobičajenih motora za putničke automobile < 3 bar/°KV kod trkaćih 7 bar/°KV izrazita detonacija. 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-15 (2009-11-23)

3. Stupanj savršenstva (ηs = Wi / Wt), vidi slike 11.20. i 11.21., pokazuje koliko je stvarni, odnosno indicirani rad Wi , proizveden u cilindru motora, manji od rada idealnog procesa Wt. Njegova veličina ovisi o stupnju tehničkog razvitka.

Slika 11.20. Stupanj savršenstva Ottovog motora u ovisnosti o bogatstvu smjese λ. On još ovisi o opterećenju motora, srednjoj brzini klipa i procesu u motoru (Otto ili Diesel, s komorom ili s izravnim ubrizgavanjem, sa ili bez prednabijanja itd.).

Slika 11.21. Stupanj savršenstva raznih motora u ovisnosti o srednjoj brzini klipa i opterećenju. Oznake: DIU – Dieselov motor s izravnim ubrizgavanjem, DPK – Dieselov motor s pretkomorom, DVK – Diesel s vrtložnom komorom, OM – Ottov motor, OV - za osobno vozilo.

Stupanj savršenstva na slici 11.21. izračunat je u odnosu na idealni Ottov proces, za područje opterećenja od 1/3 do 1/1. Najviši stupanj savršenstva imaju veliki nabijeni brodski motori, a najmanji Dieselovi motori s vrtložnom komorom za osobno vozilo (DVK-OV). Kod Dieselovih motora stupanj savršenstva opada zajedno s faktorom zraka λ, dakle s povećanjem snage, pa stupanj savršenstva ne dostiže najveće vrijednosti kod punog opterećenja nego približno kod 2/3 do 3/4. Opadanje stupnja savršenstva s porastom brzine vrtnje, odnosno srednje brzine klipa, treba također pripisati povećanju gubitaka kod izgaranja i kod izmjene radnoga medija. Kod motora osobnih vozila (slika 11.21., desno) interesantno je uočiti da je stupanj savršenstva Dieselovih motora s izravnim ubrizgavanjem veći ako motor nije nabijen. Razlog tome su manji gubitci izmjene radnoga medija i prijelaza topline. Stupanj savršenstva Ottovog motora je kod punog opterećenja gotovo jednak onome kod velikih brodskih motora. Zahvaljujući boljem izgaranju i manjim gubitcima prijelaza topline, on je bolji nego kod Dieselovih motora za osobna vozila. Time se može objasniti i mala ili zanemariva razlika pri potrošnji goriva kod punog opterećenja u odnosu na Dieselove motore s komorom, usprkos upola manjeg kompresijskog omjera. 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-16 (2009-11-23)

Utjecaj zaobljenja vrha indikatorskoga dijagrama. Usporedbom idealnih procesa pokazano je da u istim uvjetima9 najveći termički stupanj korisnosti ima Ottov proces. Zaobljeni indikatorski dijagram se može aproksimirati nizom elementarnih idealnih Ottovih procesa. Što su veća zaobljenja na krajevima indikatorskog dijagrama, to je manji kompresijski omjer idealnog elementarnog procesa na tome mjestu, uslijed čega je manji i njegov termički stupanj djelovanja η t∗ = 1 − 1 / ε ∗ κ −1 . Dakle, zaobljavanjem vrha indikatorskog dijagrama, koje je posljedica trajanja izgaranja, smanjuje se indicirani rad Wi u odnosu na rad idealnoga procesa Wt, pa se uslijed toga smanjuje i stupanj savršenstva ηs = Wi / Wt .

Slika 11.22. Razlaganje indikatorskog dijagrama na elementarne idealne Ottove procese.

11.7. DETONACIJA Detonacija ili detonantno izgaranje (njem. Klopfen, engl. knocking) je najpoznatiji i najvažniji od svih oblika nenormalnog izgaranja u Ottovom motoru. Detonaciju treba pod svaku cijenu izbjeći, jer ona može u vrlo kratkom vremenu uništiti motor. Povećanje kompresijskog omjera i izbor kuta pretpaljenja ograničeni su upravo pojavom detonacije. Opasnost od pojave detonacije se može uspješno smanjiti odgovarajućom konstrukcijom prostora izgaranja, upotrebom goriva s visokim oktanskim brojem te promjenom brzine vrtnje i opterećenja motora. Detonacija je mnogo češća u Ottovom nego u Dieselovom motoru. Kod normalnog izgaranja goriva smjesa se upali iskrom na svjećici te se odatle plamen prostorno širi po cijelom prostoru izgaranja dok sva goriva smjesa ne izgori. Do detonacije dolazi zbog toga što se neizgorjeloj smjesi u cilindru temperatura kompresijom povisi iznad granice samozapaljenja. Uzrok tome je taj što se u cilindru nalaze dva bitno različita medija: produkti izgaranja i neizgorjela smjesa. Pri izgaranju vrući produkti izgaranja ekspandiraju (val tlaka putuje brzinom zvuka) i ispred sebe komprimiraju preostalu gorivu smjesu. Njoj zbog toga raste tlak i temperatura te u njoj dolazi do pojave sekundarnih izvora upaljivanja na nekom vrućem mjestu (ili na njih više) u prostoru izgaranja (to može biti npr. garež ili ispušni ventil). Smjesa naglo izgori uz brzi porast tlaka koji može doseći 8 bar/°KV, što znači do 5.000 bar/s. Brzina izgaranja kod detonacije poraste od normalnih vrijednosti koji se kreću između 20 i 40 m/s na približno 250 do 300 m/s. U prostoru izgaranja uslijed toga nastaju mjestimično

9

Uvjeti: isti kompresijski omjer ε, ista dovedena toplina Q1, ista točka 1 početka kompresije. Rezultat usporedbe: η t, Otto > η t, Sabathe > η t, Diesel .



XI-17 (2009-11-23)

visoki tlakovi, nastaju tlačni valovi i dolazi do titranja tlaka (slika 11.21.). Uslijed velike brzine strujanja u cilindru raste prijelaz topline s vrućih plinova na okolne stjenke. Pritom je najopterećeniji klip10, koji je izrađen od Al-legure i zato ima nisko talište (oko 650 ... 700°C), a zbog povećanog prijelaza topline se naglo zagrijava. Naime, jedine mogućnosti hlađenja klipa su odvođenje topline na stijenke cilindra (najvećim dijelom preko karika) i mlaz ulja (iz sustava podmazivanja) usmjeren na donju stranu dna klipa. Međutim, kod pojave detonacije to nije dovoljno. Često puta je dovoljno i manje od petnaestak minuta rada u uvjetima jake detonacije da dođe do velikih oštećenja u motoru: progori klip (slika 11.24.) i ventili, čelo klipa se rastopi i uruši pod pritiskom plinova u cilindru, rjeđe se savije ili pukne klipnjača te oštete ležajevi i koljenasto vratilo. neizgorjela smjesa

sekundarni izvor zapaljenja

a) b) Slika 11.23. Detonacija u cilindru Ottovog motora. Plinovi izgaranja komprimiraju neizgorjelu smjesu (a) kojoj zato raste tlak i temperatura pa dolazi do sekundarnog upaljivanja (b) na nekom vrućem mjestu u prostoru izgaranja.

Slika 11.24. Lijevo: Klip Ottovog motora uništen detonatnim izgaranjem. Desno: Klip Ottovog motora uništen toplinskim preopterećenjem. Mogući uzroci: detonantno izgaranje uslijed preniskog oktanskog broja goriva, pregrijavanje uslijed samopaljenja gorive smjese užarenom svjećicom (užarila se zbog neodgovarajuće toplinske vrijednosti), nedostatno hlađenje ili podmazivanje motora.

10

Najviše temperature su na sredini čela klipa i one dostižu kod Al-klipova 400°C kod Dieselovih motora (dno im je deblje i masivno) a 350°C kod Ottovih motora (oni moraju s jedne strane biti što laganiji da bi sila inercije pri većoj brzini vrtnje bila što manja, a s druge strane dovoljno čvrsti da izdrže opterećenje visokim tlakom vrućih plinova). Čak ni kod klipova od SL najviše temperature u normalnom radu ne dostižu 500°C.



p

-40 -20 GMT 20 40 60 Kut zakreta KV, °

XI-18 (2009-11-23)

p

80


p

80


80

Slika 11.25. Tlak u cilindru: normalno izgaranje (lijevo), pomalo detonantno (u sredini) i izrazito detonantno izgaranje (desno). (Prema: Pischinger, str. 111.)

Titranje tlaka u cilindru prenosi se na klipni mehanizam. Dolazi do lupanja klipa i karika po cilindru, i to se čuje kao zvonki zveket. Frekvencija ovih oscilacija iznosi oko 7 kHz. Za nisku potrošnju goriva i veliku snagu, motor treba imati visoki kompresijski omjer ε , jer je tada veći termički stupanj djelovanja: η t = 1 − 1 / ε κ −1 , a time i ukupni: ηe = η t ⋅ ηs ⋅ η m = Pe / Q&1 . Međutim, pojavom detonacije u Ottovom motoru ograničeno je povećanje kompresijskog omjera. Kompresijski omjer kod današnjih motora i motornih goriva kreće se u rasponu od ε ≈ 8 ...13 , (niže vrijednosti: za dvotaktne i nabijene četverotaktne motore, više: za četverotaktne motore sa slobodnim usisom). Da bi se izbjegla pojava detonacije, prostor izgaranja tada treba optimirati, a svjećica treba biti u sredini, što se lako može ostvariti kod motora s 4 ili 5 ventila po cilindru (slika 11.35..). Temperatura vrućih ispušnih ventila se smanjuje (a time i opasnost pojave detonacije) ako su oni punjeni natrijem jer to poboljšava njihovo hlađenje (pri izmjeničnom gibanju ventila natrij prenosi toplinu s vrućeg tanjurića na hladnije stablo, a ona odatle prelazi na rashladnu vodu u cilindarskoj glavi). Da bi motor mogao raditi što bliže granici detonacije (to znači sa što višim kompresijskim omjerom, odnosno kod danog kompresijskog omjera sa što ranijom točkom paljenja – vidi sliku 11.17. lijevo; tada su snaga motora i stupanj djelovanja veći), na kućište motora se ugrađuje osjetnik detonacije (mjeri vibracije kućišta) povezan s upravljačkim računalom. Kod pojave detonacije računalo smanjuje pretpaljenje (pomiče točku paljenja prema GMT), a ako to nije dovoljno može iskopčati paljenje i obustaviti dovod goriva. Uvjeti rada motora. Detonacija se kod Ottovog motora može pojaviti kod niske brzine vrtnje i visokog opterećenja, npr. pri ubrzavanju automobila koje nastaje ako se pri vožnji brzinom od oko 40 km/h u petom stupnju prijenosa pedala gasa naglo pritisne do kraja. Ako je motor sklon detonaciji, začuti će se tihi zvonki zveket11. Međutim, isto tako može doći i do

11

Uzmimo u ruku nekoliko metara čeličnog lanca čije su karike izrađene od žice debele oko 6 mm, pa ga uhvatimo tako da s podignute ruke lanac visi u nekoliko strukova koji se međusobno dodiruju. Protresimo



XI-19 (2009-11-23)

detonacije pri visokoj brzini vrtnje, ako motor dulje vrijeme radi pod velikim opterećenjem. Ta je detonacija naročito opasna jer se javlja pri vožnji autocestom velikom brzinom, pa se ne čuje zbog buke izazvane vožnjom. Detonaciju kod Ottovog motora pospješuje: → visoki kompresijski omjer, → veliko opterećenje motora, → rano paljenje (veliki kut pretpaljenja), → garež u prostoru izgaranja, → nabijanje motora, → slabo hlađenje motora (visoke temperature) → svjećica koja nije smještena u sredini cilindra (jer su tada putovi širenja plamena dugački, a time i putovi sekundarne kompresije neizgorjelog dijela smjese u cilindru) → niski oktanski broj goriva.

11.8. OBLIK PROSTORA IZGARANJA 11.8.1. Motori s vanjskim stvaranjem gorive smjese

Oblik prostora izgaranja u Ottovu je motoru povezan s konstrukcijom razvodnog mehanizma: broj i raspored ventila izravno utječu na oblik toga prostora, koji može biti smješten u glavi ili u udubljenom čelu klipa, ili djelomično u glavi i u klipu.

Slika 11.26. Komore izgaranja sa stojećim ventilima iz 1914. g. (lijevo) i 1919. (desno).

Na početku svog razvitka Ottovi su motori imali ventile smještene u cilindarskom bloku (tzv. stojeći ventili), slika 11.26. Prednosti ovakve konstrukcije su: bregasto vratilo je blizu koljenastog pa može biti pogonjeno jednim parom zupčanika, velika krutost razvodnog mehanizma, niska glava kao kod dvotaktnog motora. Nedostaci: razbacan i velik kompresijski prostor ne omogućuje postizanje visokog kompresijskog omjera, motor je sklon detonaciji. To se donekle ublažava tako što je svjećica postavljena nasuprot vrućeg ispušnog ventila koji predstavlja potencijalni sekundarni izvor zapaljenja smjese. Time se postiže kraći put izgaranja i kraći put sekundarne kompresije od svjećice do vrućeg ventila. Danas se ovaj oblik još uvijek može naći kod motora za pogon malih poljoprivrednih strojeva.

lanac i čut ćemo zveket karika, vrlo sličan zvuku slabijeg detonantnog izgaranja kakvo se, kod nekih motora, javlja pri ovakvom ubrzavanju automobila. 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-20 (2009-11-23)

Slika 11.27. Oblici prostora izgaranja Ottovog motora. Gore: prostor izgaranja u udubljenom čelu klipa (lijevo), prostor izgaranja u udubljenju u glavi (u sredini) i klinasti prostor izgaranja u glavi (desno). Dolje: polukuglasti prostor (lijevo), polukuglasti prostor s koncentriranim volumenom u blizini svjećice (u sredini) i 4-ventilski prostor u obliku krova (desno). (Izvor: Shell Lexikon 78)

Svojim oblikom, prostor izgaranja i usisni kanal trebaju stvoriti snažno vrtložno strujanje svježeg punjenja u cilindru, radi dobrog miješanja goriva i zraka. Vrtložno se strujanje može postići na dva načina: plohama za istiskivanje i pogodnim oblikom usisnog kanala i čela klipa. Kod Heronove glave (slika 11.28.) vrtlog se postiže plohama za istiskivanje: to su ravne paralelne plohe čela klipa i glave cilindra, koje međusobnim približavanjem pri kompresiji istiskuju radni medij u veći volumen udubljenja u klipu i tako proizvode snažne vrtloge.

Slika 11.28. Heronova glava ima prostor izgaranja u udubljenom čelu klipa. Specifična potrošnja bila je kod svih brzina vrtnje, kod punog i kod djelomičnog opterećenja, manja ako je razmak ploha za istiskivanje bio manji. Tada se više smjese istiskuje u udubljenje u klipu, vrtloženje plinova u cilindru je jače a izgaranje potpunije. (Izvor: MTZ 7/8, 1982) 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-21 (2009-11-23)

S druge strane, kod GDI-motora se potreban vertikalni vrtlog, nazvan tumble (engl.), postiže tako što se usisavana struja zraka dovodi strmim usisnim kanalom aksijalno u cilindar te se udubljenim čelom klipa zaokreće opet prema glavi (slike 11.36. i 11.38.). Kod snažnog vrtložnog strujanja je miješanje goriva i zraka dobro, pa izgaranje teče brzo (prostor C na slici 11.29.) i potpunije je. Tada je specifična potrošnja goriva manja, što pokazuju rezultati ispitivanja na slici 11.28. Za veliku snagu je također potrebno snažno vrtložno strujanje jer će tada zbog naglijeg porasta tlaka moći izgorjeti veća količina goriva u istom vremenu trajanja izgaranja (težište T na slici 11.14. će ostati na istom mjestu ali uz veću oslobođenu toplinu). Slika 11.29. Oblik prostora izgaranja značajno utječe na porast tlaka. Kod sva je tri oblika kompresijski omjer iznosio ε = 9 , a brzina vrtnje n = 1000 min-1. Kod oblika C je vrtložno strujanje najjače i uslijed toga je izgaranje najbrže pa je i porast tlaka najveći. Velike plohe za istiskivanje između ravnih paralelnih ploha čela klipa i glave ukazuju na sličnost prostora izgaranja C s Heronovom glavom. (Automobile Engineer, 1965)

Kompresijski omjer (s naslagama)

7.5

9

8.7

11.6

Potreban oktanski broj za najveću snagu

90

98

90

98

Kut pretpaljenja za najveću snagu, °KV

19

17

4

3

10.4

7.1

2.5

3.0

Masa naslaga, g

Slika 11.30. Utjecaj dviju suprotnih koncepcija na potreban oktanski broj i kut pretpaljenja te na naslage u cilindru: prostor izgaranja u glavi cilindra i prostor u klipu. (Automobile Engineer, 1965)

Prostor izgaranja u glavi i prostor u klipu. Koji od njih dozvoljava veći kompresijski omjer kod istoga goriva? Slika 11.30. pokazuje da je prostor u klipu znatno manje zahtjevan u pogledu oktanskoga broja te ima manji kut pretpaljenja zbog veće brzine porasta tlaka kod izgaranja (vidi sliku 11.29.). I količina naslaga je manja kod prostora u klipu, što ukazuje na jače strujanje i bolje izgaranje. Kad je kompresijski omjer podignut do maksimuma (ε = 11.6) kojega dopušta visokooktanski benzin (OB 98), količina naslaga je malo porasla. To pomalo začuđuje jer je kod višeg ε termički stupanj djelovanja ηt veći pa se očekuje i bolje i potpunije izgaranje. U ovom je slučaju očito došlo do malog pogoršanja stupnja savršenstva ηs.



XI-22 (2009-11-23)

Mogućnosti upliva na strujanje u cilindru Ottovog motora su prilično ograničene naročito kod smanjenog opterećenja, kad je količina radnog medija u cilindru manja. Zato je dobar prostor izgaranja u pravilu rezultat dugotrajnih i upornih istraživanja.

Slika 11.31. Prvi Audijev četverotaktni motor nakon Drugog svjetskog rata, M 118 iz 1965. godine12. Optimirani prostor izgaranja u klipu, s relativno velikim plohama za istiskivanje (sličan je Heronovoj glavi), omogućio je podizanje kompresijskog omjera s tada uobičajene vrijednosti ε = 8 na rekordnih ε = 11.2. (Desno: indikatorski dijagram kod punog opterećenja, ATZ 9/1965.)

Pretlak u cilindru (bar)

60

123 1 / 1000 s

n = 4400 min-1 Pe = 54 kW pe = 8.90 bar ε = 11.5

50 40 30 20 10 GMT

10°KV ↓ }

DMT

Utjecaj naslaga u prostoru izgaranja pokazan je na slici 11.32. Pri visokim temperaturama motora ove se naslage užare te djeluju kao potencijalni dodatni izvor zapaljenja i time povećavaju opasnost da izgaranje prijeđe u detonantni oblik. Zbog naslaga u prostoru izgaranja je dakle potreba za oktanskim brojem povećana, što se vidi na desnoj strani slike. Najbolji je opet bio prostor izgaranja u klipu (D), koji u cilindru stvara intenzivno vrtloženje.

12

Podaci o motoru: 4 cilindra promjera 80 mm, hod klipa 84.4 mm, radni volumen 1697 cm3, 53 kW kod 5000 min-1, 130 Nm kod 2800 min-1, najniža potrošnja goriva 265 g/kWh, suha masa 135 kg. U putnički automobil Audi motor je bio ugrađen sprijeda, uzdužno i tjerao je prednje kotače. Motor je bio konstruiran u tvornici Daimler-Benz, jer audijevi inženjeri tada još nisu imali iskustva s četverotaktnim motorima.



XI-23 (2009-11-23)

Slika 11.32. Potreban oktanski broj kod četiri razna oblika prostora izgaranja bez naslaga i s naslagama. Kod svih je prostora izgaranja kompresijski omjer iznosio ε = 9, a brzina vrtnje n = 1000 min-1, osim kod D1 (ε = 11.6, n = 1500 min-1) i D2 (ε = 8.7, n = 1500 min-1). (Automobile Engineer, 1965)

Proporcije cilindra također utječu na prostor izgaranja. Toplinski gubitci za vrijeme izgaranja moraju biti što manji. Zbog toga oplošje prostora izgaranja, a preko njega se odvodi toplina, mora u odnosu na volumen biti što manje. Klip se za vrijeme izgaranja nalazi u blizini GMT, a prosječna veličina prostora izgaranja se može grubo aproksimirati niskim valjkom. Niži valjak većeg promjera imati će za isti volumen veće oplošje, dakle veću površinu za prijelaz topline (slika 11.33.). Zbog te bolje toplinske iskoristivosti, od početka 1990-ih godina opet prevladavaju konstrukcije motora s dugačkim hodom klipa13 (hod veći od promjera).

H/D < 1

13

H/D > 1

Slika 11.33. Prostor izgaranja istoga volumena kod kratkohodnog motora (H/D < 1) ima veće oplošje nego kod dugohodnog (H/D > 1). Veće oplošje znači i veće gubitke prijelaza topline na stijenke.

Šezdesete godine dvadesetoga stoljeća bile su u znaku tada uspješne tendencije kratkohodnih motora. Njihova niska srednja brzina klipa osiguravala im je veliku trajnost. Međutim, veliki promjer cilindra imao je za posljedicu ne samo povećanu potrošnju goriva zbog većih toplinskih gubitaka, nego i povećanje duljine cilindarskog bloka a time i mase motora. Tako je masa po jedinici radnog volumena kod kratkohodnog motora Fiat 128A od 1.1 dm3 iz 1969. g. (slika 11.34., Ø80 × 55.5 mm; 36 kW/dm3 kod 6000 min-1 i srednje brzine klipa 11.1 m/s, masa suhog motora 119 kg) iznosila 106 kg/dm3. To je čak 34% više od 80 kg/dm3, koliko je iznosila jedinična masa Audijevog motora M 118, radnog volumena 1.7 dm3 iz 1965. g. (slika 11.31., Ø80 × 84.4 mm; 31 kW/dm3 kod 5000 min-1 i srednje brzine klipa 14.1 m/s, masa suhog motora 135 kg).



XI-24 (2009-11-23)

Slika 11.34. Motor Fiat 128 A (1969. g.) ima klinasti prostor izgaranja s jakim vrtloženjem plinova u cilindru pa lako podnosi povećanje kompresijskog omjera bez pojave detonacije (kod prerada za utrke do ε = 12.5 ), usprkos izrazito kratkoga hoda i velikog promjera cilindra (Ø80 × 55.5 mm, 119 kg) uslijed čega su putevi izgaranja dugački.

Slika 11.35. Opelov V-6 motor s 4 ventila po cilindru ima svjećicu smještenu u sredini, uslijed čega su putovi rasprostiranja plamena minimalni, pa kompresijski omjer iznosi čak ε = 10,8. (Ukupan radni volumen 3,0 dm3, 155 kW kod 6200 min-1, najniža potrošnja goriva 239 g/kWh, najveći efektivni stupanj korisnosti 36%. Motor se ugrađuje u limuzinu Omega. (MTZ 4/1994.) 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-25 (2009-11-23)

11.8.2. Motori s unutarnjim stvaranjem gorive smjese

Slika 11.36. Mitsubishi GDI: Ottov motor s izravnim ubrizgavanjem benzina. Elektronički upravljana brizgaljka konstruirana je tako da kod velikog opterećenja mlaz ima oblik stošca i veliku prodornost (lijevo), a kod malog opterećenja ima oblik kugle i malu prodornost (u sredini). Vertikalni vrtlog svježega punjenja u cilindru (tumble, na slici: gore desno), koji je važan za proces u cilindru, postiže se posebno oblikovanim usisnim kanalom (u cilindar ulazi aksijalno, odozgo). Kod rada sa siromašnom smjesom potrošnja goriva automobila smanjena je za približno 20 %. 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-26 (2009-11-23)

Slika 11.37. Mitsubishijev GDI-motor kod rada s jako siromašnom smjesom pri niskom opterećenju (do 40 kg zraka na 1 kg goriva). Ubrizgavanje započinje pri kraju takta kompresije, tako da taman završi prije nego na svjećici preskoči iskra. Mlaz fino raspršenog goriva (magle što se naziva spray-em) se pomiješa s komprimiranim toplim zrakom u cilindru u kuglasti oblak gorive smjese, kojega udubljeno čelo klipa podigne točno do svjećice. Tako se u neposrednoj okolini svjećice dobije bogata smjesa koju električna iskra lagano upali, pa se taj plamen proširi te izgori sva smjesa, iako je omjer cjelokupnog goriva i zraka u cilindru toliko malen da je faktor zraka λ daleko izvan granica upaljivosti motora koji nisu GDI. U tom se načinu rada u cilindar ponovno vraća i dio ispušnih plinova, pomoću EGR-ventila. Kod većeg opterećenja GDI-motor radi sa stehiometrijskom gorivom smjesom (λ = 1), a kod punog s bogatom (λ = 0,85 – 0,9).

Slika 11.38. Strujanje u cilindru Mitsubishijevoga GDI-motora. Dva usisna kanala strmo se ruše u cilindar a udubljeno čelo klipa okreće usisavanu struju prema gore da bi strujanje prešlo u vertikalni vrtlog zvan tumble, kojim se ubrizgani mlaz goriva odnosi prema svjećici. Kod punog opterećenja gorivo se ubrizgava za vrijeme usisa pa se tako hladi usisavani zrak (toplina za isparavanje benzina uzima se od zraka) i povećava punjenja cilindra. Zahvaljujući jakom vrtložnom strujanju u cilindru kompresijski omjer iznosi čak ε = 12.5.

11.9. PROBLEMI I GRANICE IZGARANJA Kod niskog opterećenja Ottovi motori imaju vrlo loš stupanj korisnog djelovanja, odnosno visoku specifičnu efektivnu potrošnju goriva. S porastom faktora zraka λ raste udio zraka 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-27 (2009-11-23)

u cilindru pa zbog toga raste i eksponent izentrope (dvoatomni plinovi imaju veći eksponent od troatomnih i od para goriva) pa bi zbog toga porastao i termički stupanj djelovanja. Kod veće količine usisavanoga zraka bi se povećao i stupanj savršenstva jer bi zbog manjeg prigušivanja opao negativni rad izmjene plinova u cilindru. Također bi se smanjila najviša temperatura procesa pa bi manji bili i toplinski gubitci uslijed odvođenja topline kroz stijenke prostora izgaranja i uslijed disocijacije. Međutim, količina zraka u gorivoj smjesi je ograničena gornjom granicom upaljivosti. Kod motora s vanjskom pripremom smjese ona je svega oko 30 % veća od stehiometrijske vrijednosti, odnosno λ max ≈ 1,3 . Druga mogućnost za povećanje stupnja djelovanja pri niskom opterećenju je povećanje kompresijskog omjera ε. No, najveći kompresijski omjer ograničen je pojavom detonacije kod punog opterećenja. Zbog deset puta veće brzine detonantnog izgaranja brzina oslobađanja topline je jako velika i pojavljuju se veoma visoki vršni tlakovi koji putuju prostorom izgaranja u obliku tlačnih valova, brzinom zvuka. Sve to može u kratkom vremenu izazvati velika oštećenja na klipu, na brtvi glave cilindra i na samoj glavi.

Opasnost od detonantnog izgaranja smanjuje se uporabom goriva s većim oktanskim brojem ili obogaćivanjem smjese (dodatno unutarnje hlađenje uslijed isparavanja goriva). Također se točka paljenja pomiče na kasnije. Međutim, kasnije paljenje dovodi do iznimno visokih temperatura ispušnih plinova koje ne samo da su opasne po motor nego znače i velike toplinske gubitke. Tako se otklanjanjem opasnosti od pojave detonantnog izgaranja opet povećava potrošnja goriva. Zbog toga je kompresijskih omjera ε = 11...13 , uobičajenih kod četverotaktnih motora novije generacije, nužno sigurno prepoznavanje približavanja detonacije pomoću posebnih osjetnika koji mjere vibracije stijenki bloka ili glave motora. LITERATURA: [1.] Carisma GDI, Technical Information Manual, Supplement, Mitsubishi Motors, Pub. No. PYGE95E1-B, June 1997 [2.] Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 23. Aufl., Vieweg, 1999, ISBN 3-528-03876-4. [3.] Shell Lexikon 4, 15, 16, 17, 18, 21, 78, ATZ – MTZ 7/8/1995, 7/8/1996, 9/1996, 10/1996, 11/1996, 2/1997, 4/2002 [4.] Zastava 101 Karakteristike i podaci, ZCZ servisna služba Kragujevac, 1971. [5.] Van Basshuysen, R., Schäfer, F.: Lexikon Motorentechnik. Vieweg & Sohn Verlag, 2004, ISBN 3-52803903-5 [6.] Dobler, H.: Der Audi-Motor der Auto-Union, MTZ 1966, Heft 8, 326-329. [7.] Grohe, H.: Otto- und Dieselmotoren, 12. überarbeitete Auflage. Vogel Buchverlag, 2000, ISBN 3-80231826-9. [8.] Kraus, L., Hoffmann, H.: Der neue Mitteldruckmotor der Auto-Union im "Audi"-Personenwagen, ATZ 1965, Heft 9, 277-281. [9.] Lange, K., Vorberger, G.: Brennraumgestaltung bei Ottomotoren - Einfluß auf Flammenausbreitung, Oktanzahlbedarf, Wirkungsgrad und Abgasemission, MTZ 1977, Heft 2, 47-51. [10.] Lee, W., Schäfer, H.-J.: Verbrauchsreduzierung am Ottomotor durch Optimierung von Brennraumform und Verdichtungsverhältnis, MTZ 1982, Heft 7/8, 279-284. [11.] Pischinger, R., Klell, M., Sams, Th.: Thermodynamik der Verbrennungskraftmaschine, zweite Aufl., Springer, Wien - New York, 2002, ISBN 3-211-83679-9. [12.] Pischinger, R., Kraßnig, G., Taučar, G., Sams, Th.: Thermodynamik der Verbrennungskraftmaschine, Neue Folge Band 5, Springer-Verlag, Wien - New York 1989, ISBN 3-211-82105-8. [13.] Smyth, J., G., Sczomak, D., P., Indra, F.: Central Injection - the Heart of the Next Generation DI-Gasoline Engine? 10. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik 2001 [14.] Vibe, I., I.: Brennverlauf und Kreisprozeß von Verbrennungsmotoren, VEB Verlag Technik, Berlin, 1970. [15.] Windsor-Smith, P.: Engines, International Design Review, Automobile Engineer, 14 May 1965, 210-221. 11_MSUI_Otto_izgaranje_5_za_predavanje.doc


XI-28 (2009-11-23)

SAŽETAK

Ukratko: Kompresijski omjer je ograničen prema gore pojavom detonacije, a iznosi ε = 8 ... 12,5 (niži: za dvotaktne i nabijene četverotaktne, viši: za četverotaktne (GDI) sa slobodnim usisom). Za manju potrošnju goriva i veću snagu motora, kompresijski omjer mora biti visok.

Pretpaljenje iznosi kod punog opterećenja približno αP ≈ 20 ... 30°KV, u praznom hodu: α P ≈ 12 ... 0 °KV prije GMT. S povećanjem kuta pretpaljenja rastu tlakovi i temperature, a uslijed toga i opterećenje elemenata motora. Najranija točka paljenja ograničena je pojavom detonantnog izgaranja. Prekasno paljenje dovodi do pregrijavanja motora. Najveći tlak u cilindru kod punog opterećenja ovisi u stupnju kompresije, punjenju cilindra i bogatstvu smjese λ, a iznosi približno do 60 bar kod nenabijenih motora. Porast tlaka kod normalnog izgaranja u jako opterećenim motorima dostiže 3 bar/°KV, kod detonacije i do 8 bar/°KV. Najveće srednje temperature u cilindru dostižu 2500 K (lokalno do 3000 K). Najveći indicirani rad, odnosno najveća snaga motora, ograničen je u idealnim uvjetima energetskim sadržajem kilograma gorive smjese, odnosno ogrjevnom vrijednošću smjese. Ta je ogrjevna vrijednost najveća kod stehiometrijskog omjera goriva i zraka (λ = 1, ili npr. kod benzina: Z0 ≈ 14,7 kgZ/kgG).

Najveća snaga, najveći tlakovi i temperature u cilindru i najveća brzina izgaranja postižu se u realnim uvjetima pri pogonu motora bogatom smjesom: λ ≈ 0,9. Najveća brzina normalnog izgaranja (širenja plamena) iznosi 20 ... 40 m/s, a kod detonantnog izgaranja dostiže 250 ... 300 m/s. Prijelaz topline kod detonantnog izgaranja je preko pet puta veći. Kod klipa od Al-legure može zbog toga doći u najkraćem vremenu do toplinskog preopterećenja i do teškog kvara motora. Trajanje izgaranja kod λ = 1 iznosi približno do 60°KV, a kod siromašne smjese ( λ ≈ 1.3 ) dostiže oko 100°KV. Najveći faktor zraka, kod kojeg je još osigurano pouzdano upaljivanje gorive smjese, iznosi kod motora s vanjskim stvaranjem gorive smjese najviše λ max ≈ 1.3 a kod motora s unutarnjim stvaranjem gorive smjese i bogatom smjesom u području svjećice do 3.

Ako je smjesa siromašna, izgaranje je sporije i može se protegnuti na ispuh što dovodi do pregrijavanja motora, a često i do pregaranja ispušnih ventila. Zaobljenje vrha indikatorskog dijagrama znači smanjivanje indiciranog rada a time i smanjivanje stupnja savršenstva. To važi i za Dieselov motor. Oblik prostora izgaranja mora biti takav u cilindru vlada snažno vrtložno strujanje, a da toplinski gubitci kod izgaranja budu što manji. Tada je miješanje goriva i zraka bolje a izgaranje teče brže i potpunije. Za oblikovanje prostora izgaranja treba puno znanja i iskustva a njegov konačni oblik je uvijek rezultat sustavnog optimiranja i dugotrajnih pokusa.


12. Priprema gorive smjese i paljenje kod Ottovog motora Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

XII-1 (2009-09-18)

12. PRIPREMA GORIVE SMJESE I PALJENJE KOD OTTOVOG MOTORA Za dobro izgaranje raspodjela količine smjese i bogatstvo smjese po pojedinim cilindrima i u uzastopnim procesima motora moraju biti što ujednačeniji. Gorivo mora biti raspršeno u što veći broj sitnih kapljica jer je tada njegovo isparavanje brže, miješanje sa zrakom je bolje i smjesa u cilindru je homogenija. Ove zahtjeve najbolje ispunjavaju uređaji za ubrizgavanje goriva s elektroničkom regulacijom bogatstva smjese, koji mogu uzeti u obzir i mnoštvo drugih parametara koji utječu na rad motora. Prema mjestu, razlikujemo dva osnovna načina pripreme smjese: • stvaranje gorive smjese izvan cilindra: kod rasplinjača ili uobičajenih uređaja za ubrizgavanje benzina • stvaranje gorive smjese u samom cilindru: kod motora s izravnim ubrizgavanjem benzina u cilindar. U obadva slučaja je zajedničko to što je goriva smjesa u cilindru već gotova u trenutku preskakanja električne iskre. Sami uređaji za pripremu gorive smjese kod Ottovog motora se dakle mogu podijeliti na: ● rasplinjače ● uređaje za ubrizgavanje goriva. Dobru kontrolu omjera goriva i zraka u smjesi, u cijelom radnom području motora, omogućuju samo uređaji za ubrizgavanje s elektroničkom regulacijom omjera goriva i zraka.

12.1. RASPLINJAČI Na slici 12.3. prikazana je osnovna shema usisnog sustava s rasplinjačem, s ucrtanom promjenom tlaka kod potpuno otvorene i kod pritvorene zaklopke. Gorivo se u rasplinjaču izvlači ejektorskim djelovanjem (slika 12.1.) u suženom dijelu usisne cijevi koji se naziva difuzorom, te se miješa sa zrakom. Promjena snage motora vrši se prigušivanjem usisa tj. otvaranjem i zatvaranjem zaklopke (slika 12.2.), pri čemu se bitno mijenja presjek strujanja, protok, brzina strujanja i tlak. Na slici su ucrtane promjene tlaka za otvorenu i pritvorenu zaklopku.

Slika 12.1. Princip rada rasplinjača.

12_MSUI_Otto_priprema_smjese_3_za_predavanje.doc

Slika 12.2. Promjene položaja zaklopke.


XII-2 (2009-09-18)

Slika 12.3. Shema usisne cijevi s rasplinjačem. Kod otvorene zaklopke brzina strujanja u cijevi je velika, tlak pd u grlu difuzora je dovoljno nizak za izvlačenje goriva (1). U praznom hodu je zaklopka zatvorena i potlak u grlu je nedovoljan za izvlačenje goriva. Međutim, tlak neposredno iza zaklopke je nizak (crtkano) pa se baš tu dovodi gorivo (2). UOČITE: s otvaranjem zaklopke raste protok te pritom tlak pd u difuzoru opada, a tlak pus iza zaklopke raste!

Slika 12.4. Elementarni rasplinjač i njegovi glavni elementi. Gorivo se iz komore s plovkom (1) za održavanje konstantne razine, dovodi pomoću cijevi (2) kroz sapnicu (3) u grlo difuzora (4), tamo se raspršuje i miješa sa zrakom. Regulacija protoka vrši se pritvaranjem zaklopke (5). Desno: broj sapnice = ∅ dg u stotinkama mm, npr. sapnica broj 125 ima promjer ∅1.25 mm.



XII-3 (2009-09-18)

SIROMAŠNA smjesa

ZAHTJEVI na rasplinjač: • pouzdan rad motora • niska potrošnja goriva kod djelomičnog opterećenja (λ > 1) i najveća moguća snaga kod punog opterećenja motora (λ < 1) • priprema smjese koja daje nisku štetnu emisiju ispuha. Elementarni rasplinjač ne može ispuniti ove zahtjeve! λ

0

λ (ge, min)

λ (Pe, max)

BOGATA smjesa

1

Idealni rasplinjač

Elementarni rasplinjač

presjek strujanja

100%

Slika 12.5. Značajke elementarnog i idealnog rasplinjača. Razlozi: Potlak u grlu difuzora koji služi za izvlačenje goriva, raste s povećanjem brzine protoka. Kod velikog protoka je tlak pd u difuzoru nizak pa je gustoća zraka manja1, dok je gustoća tekućeg goriva koje izlazi u difuzor nepromijenjena. Zbog toga kod velikog protoka smjesa sadrži previše goriva – prebogata je (slika 12.5.). Promotri li se značajka elementarnog rasplinjača, vidi se da je ona upravo suprotna od značajkama idealnoga. Zbog toga se elementarnom rasplinjaču dodaju uređaji za popravljanje njegovih značajki: Elementarni rasplinjač + dodatni uređaji = stvarni rasplinjač

Slika 12.6. Shema uređaja za napajanje Ottovog motora gorivom pomoću rasplinjača: 1 – spremnik goriva, 2 – dobavna pumpa, 3 – filtar goriva, 4 – rasplinjač, 5 – usisna cijev. 1

Pad gustoće s opadanjem tlaka proizlazi iz jednadžbe stanja plina: pv = RT , odakle je gustoća zraka:

ρ=

p 1 . = v RT



I.

XII-4 (2009-09-18)

Podjela rasplinjača prema smjeru strujanja: • • • •

uzlazni (slika 12.4., povijest) silazni (najčešći) kosi horizontalni.

II. Podjela prema načinu doziranja goriva: • •

rasplinjači s komorom plovka (najčešći ali nepogodni za rad motora u raznim položajima) membranski rasplinjači (pogodni za rad motora u raznim položajima: ručne motorne pile, zrakoplovi).

III. Podjela prema presjeku difuzora: • •

s konstantnim presjekom difuzora s promjenjivim presjekom difuzora.

Slika 12.7. Rasplinjači prema smjeru strujanja: silazni (lijevo), kosi (u sredini) i horizontalni. UREĐAJI RASPLINJAČA: 1. 2. 3. 4. 5.

uređaj za održavanje konstantne razine goriva sustav glavne sapnice s uređajem za korekciju bogatstva smjese uređaj za rad motora na praznom hodu uređaj za obogaćivanje pri naglom ubrzavanju motora uređaj za hladni start.

Prednosti rasplinjača: + jednostavno održavanje + pouzdan rad. Nedostaci rasplinjača:  ne može dati optimalnu smjesu u cijelom radnom području motora  ne može prilagoditi smjesu radnom stanju motora ni približno tako dobro kao uređaji za regulirano ubrizgavanje  znatno su veće varijacije bogatstva smjese po cilindrima  zaleđivanje po hladnu i vlažnu vremenu.



XII-5 (2009-09-18)

Usprkos proračuna koji su razvijeni naknadno, da bi poslužili kao teorijsko objašnjenje zbivanja u rasplinjaču, automobilski je rasplinjač na svom vrhuncu, prije nego što ga je istisnulo elektronički regulirano ubrizgavanje goriva, bio pravi primjer dugotrajnog empirijskog razvoja. On se može optimalno izvesti samo za određeno atmosfersko stanje i to za jedno vrlo usko radno područje, a u svim dugima područjima rada motora rasplinjač funkcionira tako da motor samo više ili manje zadovoljavajuće radi. Tako je npr. kod promjene tlaka i temperature zraka prije utrke, bila uobičajena i promjena sapnica za benzin u rasplinjaču. Podesiti četverocilindarski motor s četiri rasplinjača (po svaki za jedan cilindar) da mirno i ravnomjerno radi u praznome hodu, bila je prava umjetnost. Podešavanje smjese goriva i zraka (slično vijku 4 na slici 12.8.) na motociklu od 250 cm3 pri usponu na 2.000 m nadmorske visine, bilo je neizbježno da se motor ne bi gasio kod prihvaćanja opterećenja.

Slika 12.8. Dvostruki rasplinjači Weber - prokušani recept za brzo povećanje snage automobilskih motora sve do sredine sedamdesetih godina prošloga stoljeća. Ovdje tri Weberova horizontalna dvostruka rasplinjača napajaju 6-cilindarski redni motor automobila Jaguar E Roadster iz 1960-ih godina.

Slika 12.9. (1.30.)2 PRAZNI HOD: uređaj za rad neopterećenog motora. (1) – glavna sapnica; (2) – sapnica za prazni hod; (3) – sapnica za dodatni zrak na praznom hodu; (4) – vijak za podešavanje bogatstva smjese na praznom hodu; (5) – zaklopka za snagu (prigušivanje usisa);

2

U zagradama je broj slike u knjizi: Jeras, D.: Klipni motori: uređaji, Školska knjiga Zagreb, 1992.



XII-6 (2009-09-18)

(6) – poluga osovinice zaklopke (spojena na pedalu gasa); (7) – vijak za naslon zaklopke (za podešavanje brzine vrtnje u praznom hodu).

Slika 12.10. (1.27.) GLAVNA SAPNICA (2) s uređajem za korekciju bogatstva smjese. (1) – komora plovka; (2) – glavna sapnica; (3) – kompenzator za smanjivanje bogatstva smjese; (4) – sapnica za dodatni zrak; (5) – cijev za miješanje; (6) – izlaz emulzije benzina i zraka; (7) – difuzor; (8) – zaklopka za snagu (za prigušivanje usisa).

12.2. UREĐAJI ZA UBRIZGAVANJE BENZINA Začetci mehaničkog ubrizgavanja sežu u doba prije Prvog svjetskog rata. Prva mu je primjena mu bila na motorima zrakoplova. Kasniji je razvoj potvrdio opravdanost ovog izbora jer, za razliku od rasplinjača, uređaj nije osjetljiv na položaj zrakoplova, brzo reagira na promjene opterećenja i jednostavna je korekcija bogatstva smjese s povećanjem visine. Ubrzo se mehaničko ubrizgavanje počelo primjenjivati i kod sportskih automobila gdje su opet došle do izražaja prednosti točnijeg doziranja goriva po cilindrima, što je rezultiralo istovremenim smanjenjem potrošnje goriva i povećanjem snage motora. Kod 2-taktnih Ottovih motora kasnijim se početkom ubrizgavanja goriva izbjegava gubitak smjese u ispuh, pri ispiranju cilindra. Osnovu mehaničkih uređaja činila je klipna pumpa za ubrizgavanje poznata od Dieselovih motora. Međutim, benzin za razliku od dizelskog goriva nema potrebnu mazivost i ima malu viskoznost pa je ove nedostatke trebalo riješiti konstrukcijskim izmjenama pumpe. Zbog niskog vrelišta benzina veća je i opasnost pojave parnih čepova u zagrijanim vodovima goriva. Kod automobilskih je motora tlak ubrizgavanja u usisnu cijev (za serijske motore) iznosio od 2 do 30 bar, a izravno u cilindar (za trkače motore) 80 do 100 bar. U Europi su se ovakvi uređaji proizvodili približno do kraja 1960-ih godina, a najpoznatiji su proizvođači bili Lucas, Bosch, Kugelfischer i Spica.



XII-7 (2009-09-18)

Slika 12.11. Shema mehaničkog uređaja za ubrizgavanje benzina Bosch u automobilu Mercedes-Benz 230 SL iz 1963. godine. Brizgaljka štrca mlaz goriva (15 bar) na usisni ventil kao i kod današnjih uređaja. Oznake: 1 – spremnik goriva, 2 – dobavna pumpa goriva, 3 – filtar za gorivo, 4 – visokotlačna pumpa za ubrizgavanje, 5 – brizgaljka, 6 – osjetnik temperature rashladne vode, 7 – vod dodatnog zraka, 8 – pedala gasa, 9 – polužje gasa, 10 – usisna cijev sa zaklopkom, 11 – prekidač elektropokretača, 12 – elektromagnet za obogaćivanje smjese, 13 – elektromagnetski ventil za obogaćivanje smjese kod pokretanja motora, 14 – relej elektromagneta za obogaćivanje smjese, 15 – vremenski termoprekidač u optoku rashladne vode, 16 – vremenski prekidač, 17 – relej elektromagnetskog ventila za pokretanje motora, 18 – termoprekidač u optoku rashladne vode. (ATZ 6/1963) 12_MSUI_Otto_priprema_smjese_3_za_predavanje.doc


XII-8 (2009-09-18)

Početkom 1970-ih je tvrtka Bosch počela proizvoditi uređaj K-Jetronic3, koji je doduše također bio mehanički ali je gorivo na tlak ubrizgavanja od približno 3 bar dobavljala električna pumpa a svi ostali bitni elementi uređaja su već bili pripremljeni za sustav elektroničke regulacije. K-Jetronic je stalno ubrizgavao gorivo pred usisni ventil u usisnu cijev a u cilindar ga je uvlačila struja usisavanoga zraka. Posebnim protokomjerom mjerila se količina zraka. Dodavanjem osjetnika količine kisika u ispušnoj cijevi, λ-sonde, i elektroničkog regulacijskog sklopa, Bosch je načinio svoj prvi elektronički regulirani serijski proizvedeni uređaj KE-Jetronic4. Time je nastupilo doba uređaja s elektroničkom regulacijom omjera goriva i zraka u usisavanoj smjesi. Tvornica Bosch je razvila čitav niz ovakvih uređaja, najprije bez a potom sa λ-sondom. Paralelno su razvijani i elektronički uređaji za paljenje. Vrhunac takvog puta danas predstavljaju uređaji za upravljanje radom cjelokupnog motora, u kojima su integrirani uređaji za ubrizgavanje, za paljenje i za reguliranje tlaka prednabijanja, kao i posebne funkcije za nadgledanje sigurnosti pogona motora. Ovakav način upravljanja radom motora naziva se motor management. Jedan od primjera je Bosch Motronic. Uređaji za ubrizgavanje benzina mogu se podijeliti prema mjestu ubrizgavanja na: o ubrizgavanje u usisnu cijev o ubrizgavanje izravno u cilindar a prema vrsti uređaja na: o mehaničko ubrizgavanje (nema elektronike) o elektroničko ubrizgavanje (elektronika upravlja radom uređaja) o motor management ili upravljanje radom cjelokupnog motora (elektronika upravlja radom uređaja za ubrizgavanje, paljenje, prednabijanje i pročišćavanje ispušnih plinova te nadgleda sigurnost pogona motora).

Kronološki razvitak uređaja za pripremu gorive smjese dan je u tablici 12.1. Svi Ottovi motori s ubrizgavanjem goriva danas imaju koncepcijski međusobno vrlo slične uređaje s električnom pumpom za gorivo i elektroničkom regulacijom, osim zrakoplovnih koji imaju uređaje s mehaničkom klipnom pumpom. Elektronički upravljani (regulirani) uređaji za ubrizgavanje benzina sastoje se od dijelova za dobavu goriva i ubrizgavanje, mjernih osjetnika, elektroničkog sklopa i računala. Računalo regulira omjer goriva i zraka, mijenjajući količinu ubrizgavanoga goriva, pomoću povratne veze koju čini osjetnik količine kisika u ispušnim plinovima lambda-sonda. Cilj regulacije je što točniji omjer goriva i zraka, radi manje sirove štetne emisije ispušnih plinova.5 ● Vrste ubrizgavanja prema broju brizgaljki: o single point (jedna brizgaljka za sve cilindre) o multi point (svaki cilindar ima svoju brizgaljku) 3 4 5

Slovo K označava kontinuirano ubrizgavanje. KE - Kontinuirano ubrizgavanje s Elektroničkom regulacijom. Današnje stroge norme (ECE R-83.03, Euro 3) o dopuštenoj štetnoj emisiji ispušnih plinova Ottovih motora mogu se na sadašnjem stupnju razvoja zadovoljiti jedino upotrebom trokomponentnog katalizatora (smanjuje tri komponente: NOx, CH i HC). Katalizator pak treba bezolovni benzin i stehiometrijsku smjesu, pri čemu omjer goriva i zraka treba održavati u vrlo uskim granicama: λ = 1,00 ± < 2% . Ovo može samo elektronički uređaj za ubrizgavanje goriva s λ-sondom u ispušnoj cijevi, ispred katalizatora.



XII-9 (2009-09-18)

● prema trenutku ubrizgavanja: o kontinuirano o grupno (npr. po dva cilindra istovremeno) o sekvencijalno (za svaki cilindar posebno). Najtočnija i najujednačenija raspodjela goriva po cilindrima postiže se sekvencijalnim ubrizgavanjem.

Slika 12.12. Ubrizgavanje goriva u usisni kanal: multi point (lijevo) i single point (u sredini). Ubrizgavanje izravno u cilindar (desno). Količinu ubrizgavanoga goriva određuje elektronički upravljački uređaj na temelju signala o radnim parametrima koje šalju osjetnici smješteni na motoru. Oznake: 1 - gorivo, 2 - zrak, 3 - zaklopka, 4 - usisna cijev, 5 - brizgaljka, 6 - motor.

Slika 12.13. Ubrizgavanje s prekidima (sekvencijalno). Matrica podataka vremena ubrizgavanja goriva prikazana je plohom: t – vrijeme ubrizgavanja, n – brzina vrtnje, α - kut zaklopke u usisnoj cijevi, odnosno položaj pedale gasa. Krivulja 1 odgovara punom opterećenju motora i približno prati krivulju stupnja punjenja, odnosno najvećeg momenta motora. Krivulja 2 Predstavlja rad motora pri najvećoj brzini vrtnje, od najmanjeg opterećenja (na lijevoj strani) do najvećeg (desno). Točke plohe definirane su čvornim točkama za referentno atmosfersko stanje i pohranjene u memoriju računala. Vrijeme ubrizgavanja u radnoj točki T računalo određuje interpolacijom između vrijednosti u rubnim točkama (a, b, c, d) te ih dodatno korigira prema podacima dobivenim od osjetnika radnih parametara motora.

Prednosti: + velika preciznost doziranja goriva u svim mogućim uvjetima rada motora (moguće je uzeti u obzir čitav niz utjecajnih faktora) 12_MSUI_Otto_priprema_smjese_3_za_predavanje.doc


XII-10 (2009-09-18)

+ jedino uz pomoć ovih uređaja i katalizatora moguće je ispuniti današnje stroge propise o čistoći ispušnih plinova automobilskih Ottovih motora + na vrlo profinjen način se može ostvariti sigurnost pogona (zaštita motora od havarije i osiguravanje mobilnosti vozila u slučaju otkazivanja pojedinih podsustava uređaja, prelaskom na “sigurnosni način rada”). Nedostaci:  održavanje traži posebnu opremu i školovani personal  usprkos velikog povećanja pouzdanosti i servisnih intervala, korisnik vozila u najvećoj mjeri ovisi o ovlaštenom servisu (priključenje na upravljačko računalo moguće je jedino uz pomoć posebnog proizvođačevog računalskog uređaja putem za sada nestandardnog priključka i posebnog softwarea).

12.3. ELEKTRONIČKO UPRAVLJANJE RADOM MOTORA Kod elektroničkog upravljanja radom cjelokupnog motora (elektronički motor management) centralno upravljačko računalo upravlja ubrizgavanjem goriva, paljenjem, nabijanjem, recirkulacijom ispušnih plinova (AGR), a često su ugrađene i funkcije koje osiguravaju sigurnost pogona motora (npr. sustav osjetnika detonacije (vidi sliku 12.14.) koji u slučaju potrebe smanjuje pretpaljenje ili čak prekida dovod goriva, ili sustav za zaštitu od pregrijavanja koji smanjuje snagu motora iskopčavanjem pojedinih cilindara itd.). Kod osobnih automobila te kamiona i autobusa, posebno glavno računalo vodi brigu o sigurnosti upravljanja vozilom (npr. kod sustava ESP – Electronic Stability Programme) pa su tada funkcije za upravljanje motorom podređene tom glavnom računalu. Kod pojave nestabilnosti, npr. kod zanošenja vozila uslijed prevelike brzine i proklizavanja kotača na poledici u zavoju, vozilo se stabilizira ne samo ciljanim kočenjem pojedinih kotača nego je vrlo djelotvorna mjera i iskopčavanje paljenja kojim se postiže trenutno kočenje motorom.

Slika 12.14. Elektroničko upravljanje paljenjem i nabijanjem motora, s osjetnikom detonacije. 1 - usis zraka, 2 - kompresor, 3 - turbina, 4- ispušni plinovi, 5 - regulacijski ventil (Waste Gate), 6 - osjetnik detonacije, 7 - regulacijski ventil, 8 - upravljački uređaj (računalo), 9 12_MSUI_Otto_priprema_smjese_3_za_predavanje.doc


XII-11 (2009-09-18)

bobina. SIGNALI: a - položaj zaklopke za snagu, b - tlak u usisnoj cijevi, c - signali detonacije, d - impulsi za paljenje, e - temperatura motora, f - položaj regulacijskog ventila, g - trenutak paljenja (oKV prije GMT). ZADAĆA: Izbjegavanje detonacije kod svih opterećenja motora, smanjivanjem kuta pretpaljenja (tijekom izvjesnog broja ciklusa - drugačije za svaki cilindar - a potom se pretpaljenje postupno vraća na prvobitnu vrijednost; djeluje odmah) i smanjivanjem tlaka nabijanja (tako da se ispušni plinovi puštaju pored turbine pa se smanjuje snaga za pogon kompresora).

Normalno izgaranje

Detonantno izgaranje

Slika 12.15. Osjetnik detonacije (lijevo) i njegovi signali (desno). Osjetnik detonacije (njem. Klopfsensor) izveden je kao širokopojasni osjetnik ubrzanja (vlastita frekvencija titranja iznad 25 kHZ). SIGNALI osjetnika detonacije u ovisnosti o vremenu: a - tlak u cilindru, b - pročišćeni signal tlaka, c - signal osjetnika detonacije. Signal osjetnika detonacije stalno se uspoređuje s pohranjenim signalima normalnog izgaranja.

Uređaj za paljenje

Mjerač protoka zraka

Katalizator blizu motora

MOTOR

Zrak

Ispušni plinovi

λ-sonda

Gorivo

λ-sonda za kontrolu rada kataliaztora

(S < 50 mg/kg)

ECU (Electronic Control Unit) (računalo) Radni parametri motora (naponski signali osjetnika)

OBD (On-Board Diagnose) (ugrađena automatska dijagnostika)

Slika 12.16. Osnovna shema elektroničkog uređaja za upravljanje radom motora koji ispunjava kriterije štetne emisije Euro-3: ubrizgavanje goriva s regulacijskim krugom λ-sonde i paljenje. (Euro 3 je na snazi od 2000. g.) 12_MSUI_Otto_priprema_smjese_3_za_predavanje.doc


XII-12 (2009-09-18)

Jedan od prvih vrlo poznatih sustava za upravljanje radom motora je Motronic tvornice Bosch koji u najnovijoj verziji može upravljati nizom funkcija: elektronički regulirano ubrizgavanje + paljenje + nabijanje + AGR + ... Svaka od ovih funkcija (ubrizgavanje, paljenje, tlak nabijanja, % AGR, ...) prikazana je 3D-plohom, odnosno matricom u koordinatnom sustavu (x, y, z = brzina vrtnje, opterećenje motora, vrijednost funkcije), poput one na slici 12.13. Te matrice predstavljaju osnovne vrijednosti koje odgovaraju normalnom radu motora pod standardnim atmosferskim uvjetima, a upravljačko računalo ih dodatno korigira na temelju signala koje mu šalju osjetnici ugrađeni u motor i u vozilo. U slučaju kvara nekog od elemenata sustava uza upravljanje radom motora, računalo automatski prebacuje motor na sigurnosni način rada sa smanjenom snagom, tako da se vozilo još može sigurno dovesti do servisne radionice. Kao upozorenje vozaču, na ploči s instrumentima se tada pali posebna upozoravajuća lampica.

Slika 12.17. Bosch Motronic M5 s dvije λ-sonde i katalizatorom blizu motora (da brže dostignu radne temperature) i ugrađenom dijagnostikom. 1- spremnik aktivnog ugljena (za hvatanje benzinskih para), 2 – zaporni ventil, 3 – ventil za regeneriranje ugljena svježim zrakom, 4 – regulator tlaka goriva, 5 – elektromagnetska brizgaljka, 6 – upravljački tlačni ventil za AGR, 7 – bobina, 8 – osjetnik položaja bregastoga vratila, 9 – pumpa sekundarnoga zraka, 10 – ventil sekundarnoga zraka, 11 – maseni mjerač protoka zraka s užarenom niti, 12 – elektronička upravljačka jedinica (računalo), 13 – osjetnik položaja zaklopke (vezane na pedalu gasa), 14 – izvršni član za prazni hod, 15 – osjetnik temperature zraka, 16 – AGRventil (propušta dio ispušnih plinova natrag u usis), 17 – filtar goriva, 18 – osjetnik detonacije, 19 – osjetnik brzine vrtnje, 20 – osjetnik temperature motora, 21 - λ-sonda, 22 – na priključak dijagnostičkog uređaja, 23 – upozoravajuća žaruljica, 24 – diferencijalni osjetnik tlaka, 25 – električna dobavna puma u spremniku goriva. 12_MSUI_Otto_priprema_smjese_3_za_predavanje.doc


XII-13 (2009-09-18)

Slika 12.18. Četveroventilski motor Opel 2.0/16V. Lijevo: brizgaljka s dva mlaza. Desno: usisna grana s rezonantnim spremnikom i cjevovodom za snabdijevanje brizgaljki gorivom (strelica). (MTZ 10/1988)

Slika 12.19. Problemi koji utječu na količinu goriva koja ulazi u cilindar Ottovog motora (Shell Lexikon 4, ATZ/MTZ 7/8, 1995). Rješenje bi moglo biti u razvoju uređaja za ubrizgavanje s regulacijom faktora zraka λ za svaki cilindar posebno.



XII-14 (2009-09-18)

Tablica 12.1. Razvitak uređaja za pripremu smjese i paljenje Priprema smjese Rasplinjač (19. st.) 1. Neregulirano mehaničko ubrizgavanje klipnom pumpom (1936.) u cilindar ili u usisnu cijev ispred ventila (npr. Bosch, Kugelfischer)

Paljenje Magnetsko paljenje (19. st.) (manji motocikli, zrakoplovi): • • • • • •

rotirajući permanentni magnet nisko / visokonaponski svitak (transformator) mehanički prekidač paljenja ("platine") nepomična točka paljenja razvodnik paljenja svjećica

Baterijsko paljenje (19. st.) (automobili, veći motocikli): • akumulator • razvodnik s mehaničkim prekidačem ("platinama)" • pomak točke paljenja: centrifugalnim i vakuumskim regulatorom • bobina (transformator, 12 ... 15 kV) • svjećica

2.

Neregulirano ubrizgavanje u usisnu cijev pred usisni ventil

Razne varijante VISOKONAPONSKIH uređaja:

(početkom 1970-ih)

• • • •

(Bendix; Bosch K- ,L-Jetronic; Lucas; Marelli; ... ) 3.

Elektronički REGULIRANO ubrizgavanje (početkom 1970.-ih): s λ-sondom u ispušnoj cijevi i KATalizatorom ("regulirani katalizator") (Bosch Jetronic: KE, LH, ...) Jednostavnija varijanta (u početnom

• •

razvodnik s mehaničkim prekidačem (poč. 1960-ih) razvodnik s beskontaktnim prekidačem (~1980.) visokonaponska bobina napon na svjećici: ~ 30 ... 40 kV

Poboljšanja: složena ploha kuta pretpaljenja (elektronika):

periodu):

• neregulirano ubrizgavanje ili rasplinjač • te neregulirani oksidacijski katalizator (sredinom 1970-ih, u vozilima za USA)

4.

Elektroničko UPRAVLJANJE RADOM MOTORA (sredinom 1980-ih) (ubrizgavanjem goriva + paljenjem + nabijanjem + nadgledanje sigurnosnih funkcija) • Paljenje: nema razvodnika paljenja: svaka svjećica ima svoju bobinu (posebno ili u zajedničkom bloku), primjer: Bosch Motronic

5.

EU od 1.1.2000. (Euro 3): • •

nadgledanje rada katalizatora (dodatna λ-sonda) ugrađena automatska dijagnostika OBD (engl. On-Board Diagnose)



XII-15 (2009-09-18)

12.4. UREĐAJI ZA PALJENJE Baterijski uređaj za paljenje sastoji se od električne baterije, bobine, prekidača paljenja i razvodnika paljenja, slika 12.20. Dok je prekidač paljenja zatvoren, struja iz akumulatora teče kroz primarni svitak i električna energija se pohranjuje u elektromagnetskom polju svitka. Kondenzator C je prazan jer su njegovi krajevi kratko spojeni zatvorenim kontaktima prekidača. Kada brijeg na osovini razvodnika otvori prekidač paljenja, primarni strujni krug se brzo prekida i napon u njemu naglo pada na nulu. U tom kratkom trenutku bobina djeluje kao transformator te se u sekundarnom svitku inducira visoki napon (12 … 15 kV kod ispravnog i dobro održavanog uređaja) koji se s kontakta 4 preko rotirajućeg kontakta u razvodniku paljenja odvodi na svjećicu S. Broj bregova osovine razvodnika jednak je broju cilindara motora. U trenutku otvaranja prekidača paljenja primarni strujni krug se prebacuje na kondenzator C koji se puni te se tako smanjuje iskrenje (trošenje) kontakata prekidača. Ukoliko se probije izolacija u kondenzatoru, prekidač paljenja ne može prekinuti primarni strujni krug pa se ne inducira nikakav napon u visokonaponskom svitku.

Slika 12.20. Shema baterijskog uređaja za paljenje.

9

1

8

8

10 2

7 5

3

P

4

nKV / 2

6

pogon

Slika 12.21. Baterijski uređaj za paljenje: 1 – akumulator, 2 – glavni električni prekidač (brava na volanu), 3 – bobina, 4 – razvodnik paljenja s prekidačem P, 5 – kondenzator, 6 – vakuumski regulator (pod djelovanjem podtlaka pomiče točku paljenja), 7 – rotor razvodnika (razvodi visoki napon na svjećice pojedinih cilindara), 8 – visokonaponski kabeli, 9 – svjećice. Podtlak 10 se dovodi iza zaklopke snage u usisnoj cijevi u vakuumski regulator koji povećava kut pretpaljenja na praznom hodu i kod malog opterećenja pri niskoj brzini vrtnje. 12_MSUI_Otto_priprema_smjese_3_za_predavanje.doc


XII-16 (2009-09-18)

Razvodnik dobiva pogon od radilice motora. Kod 4-taktnog motora brzina vrtnje osovine razvodnika jednaka je polovici brzine vrtnje radilice. Pomak točke paljenja. Zadaća sklopa razvodnika paljenja je razvoditi visoki napon, koji u trenutku prekida primarnog strujnog kruga (prekidačem P na slici 12.20.) dolazi iz bobine, do svjećica pojedinih cilindara. Trenutak prekida primarnog strujnog kruga, nazvan točkom paljenja, treba odrediti tako da bude optimalan za proces izgaranja u cilindru (vidi poglavlje 11.). Kut preskakanja iskre na svjećici (°KV prije GMT) naziva se kutem pretpaljenja6 α ili kutem paljenja. Kod klasičnog baterijskog sustava (slika 12.20.) sklop razvodnika zbog toga sadrži centrifugalni regulator i vakuumski regulator za pomicanje točke paljenja. Naime, brzina izgaranja gorive smjese pri najvećem punjenju cilindra je približno konstantna. To znači da izgaranje traje približno jednako dugo bez obzira na brzinu vrtnje motora n. Da bi težište izgaranja uvijek bilo u optimalnom položaju za proizvodnju rada (10°KV iza GMT), pri povećavanju brzine vrtnje izgaranje treba započeti sve ranije. Prvi mehanički razvodnici imali su samo centrifugalni regulator, koji je uzimao u obzir samo povećanje brzine vrtnje. Kasnije je dodan i vakuumski regulator, kojim je uzimana u obzir i promjena opterećenja motora (punjenja cilindra). Današnji elektronički uređaji za paljenje imaju u svojoj memoriji pohranjene unaprijed definirane vrlo komleksne mape kuta pretpaljenja kojima se uzimaju u obzir i drugi parametri rada motora, te omogućuju vrlo fino prilagođavanje točke paljenja zahtjevima procesa u cilindru motora. Npr. osjetnik detonacije ugrađen u blok motora šalje signal koji omogućuje detektiranje pojave detonantnog izgaranja, pa upravljački elektronički uređaj kod pojave detonacije pomiče točku paljenja, a u slučaju potrebe i isključuje ubrizgavanje goriva.

Slika 12.22. Lijevo: značajka kuta pretpaljenja mehaničkog regulatora paljenja. Linearnu promjenu kuta pretpaljenja α s brzinom vrtnje n daje centrifugalni regulator, a vakuumski tu istu značajku samo „množi“ s faktorom opterećenja motora. Desno: značajka kuta pretpaljenja elektroničkog sustava paljenja.

6

Kut pretpaljenja – jer se mjeri u °KV prije GMT.



XII-17 (2009-09-18)

Visokonaponski uređaji za paljenje rade u načelu na istom principu kao i baterijski, samo što su funkcije mehaničkog prekidača i razvodnika paljenja preuzeli elektronički sklopovi. Glavne prednosti u odnosu na baterijski uređaj s mehaničkim prekidačem su znatno veći napon na svjećici (preko 30 kV) i veća energija iskre (60 … 120 mJ) pa je paljenje osigurano i u lošim vremenskim uvjetima (kiša), odnosno kod zanemarenog održavanja (istrošene elektrode svjećica, loši visokonaponski kablovi itd.).

Slika 12.23. Slika baterijskog potpuno elektroničkog uređaja za paljenje, bez razvodnika paljenja i bez pokretnih dijelova. Položaj točke paljenja mijenja se elektroničkim upravljačkim uređajem (ECU) koji ujedno upravlja i uređajem za ubrizgavanje goriva.

Slika 12.24. Razvoj uređaja za paljenje tijekom više od stotine godina: od magnetskog induktora do posebne bobine za svaku svjećicu (bobina je nataknuta izravno na svjećicu)..



XII-18 (2009-09-18)

LITERATURA: [1.] Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 23. Aufl., Vieweg, 1999, ISBN 3-528-03876-4. [2.] Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 21. Aufl., VDI-Verlag, 1991, ISBN 3-18-419114-1. [3.] Ottomotor-Management / Bosch, 1. Aufl. - Braunschweig; Wiesbaden: Vieweg, 1998, ISBN 3-528-03877-2. [4.] Zündung, Technische Unterrichtung, Bosch, 1987 722 004. [5.] Grohe, H.: Otto- und Dieselmotoren, 12. überarbeitete Auflage. Vogel Buchverlag, 2000, ISBN 3-80231826-9. [6.] Grözinger, H.: Die Benzineinspritzung des 230 SL-Motors von Daimler Benz, ATZ 6/1963, 166-169. [7.] Hütten H.: Schnelle Motoren seziert und frisiert. 6. Aufl., Verlag Richard Carl Schmiddt & Co. Braunschweig, 1977, ISBN 3-87708-060-10. [8.] Jeras D.: Klipni motori: uređaji. Školska knjiga Zagreb, 1992., ISBN 86-03-00825-6. [9.] Judge A. W.: Carburettors and Fuel Injection Systems, Chapman and Hall Ltd, London 1969, SBN 412 01030 5. [10.] Pierburg A.: Vergaser für Kraftfahrzeugmotoren. VDI-Verlag, Düsseldorf, 1970. [11.] Sass, F.: Geschichte des deutschen Verbrennungsmotorenbaues von 1860 bis 1918, Springer-Verlag, Berlin – Göttingen – Heidelberg, 1962 [12.] Windsor-Smith, P.: Engines, International Design Review, Automobile Engineer, 14 May 1965, 210-221.


13. Izgaranje u Dieselovom motoru Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

XIII-1 (2009-11-20)

13. IZGARANJE U DIESELOVOM MOTORU 13.1. OSNOVNI POJMOVI ● Usisava zrak, komprimira ga na približno 30 ... 55 bar i pritom zagrijava na 700 ... 900ºC. ● Gorivo se ubrizgava u vrući komprimirani zrak u cilindru i odmah pali ⇒ motor sa samostalnim (ili kompresijskim ) upaljivanjem. ● Ubrizgavanje goriva: posebnom pumpom i brizgaljkom, najveći tlak ubrizgavanja: preko 2000 bar. ● Izgaranje započinje na površini kapljice (tu počinje kontakt goriva i kisika), ● svaka kapljica za sebe je samostalni izvor zapaljenja, zato: ● u cilindru trebamo višak zraka1 da bi svaka kapljica imala dobru šansu da sretne molekulu kisika, ● gorivo treba biti raspršeno na što veći broj što sitnijih kapljica ⇒ izgaranje = potpunije ⇒ količina čađe u ispuhu = manja! ● što su tlakovi ubrizgavanja veći to sitnije su kapljice goriva. ● Regulacija snage (P) kod Dieselovog motora (pri konstantnoj brzini vrtnje n) vrši se promjenom ubrizgavane količine goriva po procesu (mG, proc) kod približno iste količine zraka u cilindru (λpu, mZproc), odnosno regulacija snage se vrši promjenom bogatstva smjese (λ): mG, proc ↑ ⇒ λ ↓ ⇒ P ↑ λ pu ≈ konst., mZ, proc ≈ konst.

PODJELA DIESELOVIH MOTORA PREMA OBLIKU PROSTORA IZGARANJA

Podijeljeni prostor izgaranja

Izravno ubrizgavanje

Slika 13.1. Dva osnovna oblika prostora izgaranja: podijeljeni prostor izgaranja (lijevo) i izravno ubrizgavanje goriva u cilindar (desno). 1

Zbog toga je cilindar Dieselovog motora slabije iskorišten od cilindra Ottovog motora koji radi sa stehiometrjskim odnosom goriva i zraka. Primjerice, 30% viška zraka u cilindru znači i 30% manje snage, odnosno za istu snagu kao kod Ottovog motora, Dieselov će motor trebati 30% veći cilindar.

13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-2 (2009-11-20)

• Motori s podijeljenim prostorom izgaranja ili motori s komorom, slika 13.1., lijevo, (komora je smještena u glavi motora i posebnim je kanalom spojena s glavnim prostorom u cilindru; u komori se nalaze brizgaljka za gorivo i žarnica za hladni start; gorivo se ubrizgava u komoru). • Motori s izravnim ubrizgavanjem goriva (DI-motori2), slika 13.1., desno, (gorivo se ubrizgava izravno u cilindar). FAKTOR ZRAKA ZA IZGARANJE Faktor zraka je najmanji kod nazivne snage a najveći je u praznom hodu motora i iznosi: λ min ≈ (1.05) 1.10 ... 1.25 → 1.4 ... 1.5 → 1.5 ... 1.8 →

kod motora s podijeljenim prostorom izgaranja kod motora s izravnim ubrizgavanjem kod nabijenih motora (kod velikih brodskih motora je i znatno veći da se smanji toplinsko opterećenje dijelova motora) ograničenje = dopuštena količina čađe, odnosno zatamnjenje ispuha

λ max ≈ 7 ograničenje: kod λ ≈ 7 snaga proizvedena u cilindru opadne toliko da je još dovoljna samo za pokrivanje mehaničkih gubitaka u motoru.

Slika 13.2. Faktor zraka λ u radnom području Dieselovog motora. TLAKOVI UBRIZGAVANJA Tlak ubrizgavanja nije isti u cijelom radnom području motora a najviše vrijednosti su ove: ● motori s komorom: 350 do 450 bar Brzine strujanja zraka u komori, te u spojnom kanalu komore i cilindra, su naročito velike, pa je miješanje goriva i zraka dobro. Daljnje povećanje tlaka ubrizgavanja ne donosi nikakva poboljšanja. ● motori s izravnim ubrizgavanjem: razdjelna pumpa (distribucijska): do 1 850 bar (Audi V6 TDI 2.5) Common-Rail (III. generacija): do 1 800 bar pumpa-brizgaljka: 2 050 bar (VW Passat) 2

DI – Direct Injection (engl.) – izravno ubrizgavanje



XIII-3 (2009-11-20)

Brzine strujanja zraka u cilindru ovih motora su relativno velike pa kapljice goriva moraju biti što sitnije da bi se lakše izmiješale sa zrakom. Visoki tlakovi ubrizgavanja su vrlo učinkovito sredstvo za smanjivanje količine čađe, naročito kod nižih brzina vrtnje. EKONOMIČNOST DIESELOVIH MOTORA ● 1 litra dizelskog goriva ima oko 15% veću ogrjevnu vrijednost od 1 litre benzina! (Vidi poglavlje: "17. Granice iskoristivosti goriva u transportu"). ● Kod motora s komorom (ili s podijeljenim prostorom izgaranja) postoje dodatni gubitci energije nastali ohlađivanjem komore i prestrujavanjem radnog medija iz komore u cilindar i obratno. ● DI motori nemaju tih gubitaka pa je stoga njihova korisnost veća, odnosno specifična potrošnja goriva je niža. ● Stupanj korisnosti (ηe) je veći kod većih motora (primjerice veći je kod brodskih nego kod automobilskih motora jer su kod većeg cilindra toplinski gubitci manji). Kod motora s komorom ηe dostiže približno 43%, a kod motora s izravnim ubrizgavanjem približno 53% (najveći dvotaktni brodski). ● Ušteda goriva kod automobilskih TDI-motora iznosi: do 20% u odnosu na Dieselove motore s komorom do 40% u odnosu na benzinske motore. UVJETI RADA Za razliku od Ottovog motora kod kojeg stvaranje gorive smjese započinje izvan cilindra (kod rasplinjača ili ubrizgavanja pred usisni ventil), kod Dieselovog motora u svakoj radnoj točki treba u cilindar ubrizgati: • točno određenu količinu goriva • u optimalnom trenutku • pod optimalnim tlakom (motori s komorom: do ~450 bar, DI-motori: preko 2000 bar) • po određenom zakonu ubrizgavanja • na pravo mjesto u prostor izgaranja (brizgaljke na slici 13.1. su smještene tako da mlazevi pod najpovoljnijim smjerom gađaju točno određena mjesta u prostoru izgaranja)

Količina ubrizganoga goriva mora omogućiti stvaranje optimalne smjese ali treba zadovoljiti još neke zahtjeve, kao što su: granica dima (njem. Rauchgrenze ili Rauchzahl) Zbog kratkog vremena za pripremu smjese lokalno se pojavljuje manjak zraka pa neizgorjeli ugljik ide van s ispušnim plinovima u obliku čađe. Najmanji faktor zraka, koji motor mora imati da bi emisija čestica (tu spada i čađa) bila ispod zakonom propisane granice, pokazuje iskoristivost zraka u cilindru. mehaničko opterećenje uslijed najvećeg tlaka u cilindru Kod brzog (munjevitog) izgaranja velike količine goriva u cilindru tlak poraste naglo i poprima neuobičajeno visoke vrijednosti – govori se u tzv. “tvrdom radu motora”. Ovi izvanredno visoki tlakovi zahtijevaju jaki klipni mehanizam.



XIII-4 (2009-11-20)

toplinsko opterećenje uslijed visokih vršnih temperatura plinova u cilindru Visoke temperature opterećuju dijelove motora i pogoršavaju emisiju štetnih sastojaka u ispušnim plinovima. brzinsko preopterećenje. Ovo opterećenje je naročito opasno kod naglog rasterećenja motora. Zato svaki Dieselov motor mora imati regulator koji sprečava da brzina vrtnje naraste do opasnih vrijednosti (vidi poglavlje: "14. Ubrizgavanje goriva kod Dieselovog motora").

13.2. IZGARANJE IZGARANJE MLAZA U CILINDRU DI-MOTORA 100% zraka

cilindar

λ=∞ λ ≈ 0,6 ... 0,9 λ = 3,2 1,6 B

100% goriva

0,6

0,8

λ=0 B

B – izlazni otvor brizgaljke

← jezgre gorenja označene su crnim točkicama

Slika 13.3. Omjer goriva i zraka u cilindru Dieselova motora. Gore:

Mlaz goriva s linijama konstantog omjera goriva i zraka (λ). Kapljice u mlazu (kružić sa strelicom) lete od brizgaljke (B) prema rubu cilindra. Kod upaljivanja goriva treba težiti smjesi koja lokalno ima λ = 0,6 ... 0,9. Smanjenje ispod 0,6 dovodi do nedopuštene količine čađe u ispuhu, a povećanje preko 0,9 (dakle prema siromašnoj strani) rezultira povećanjem NOx.

Dolje:

Početna faza gorenja u mlazu goriva pomiješanog sa zrakom. Pojava jezgara gorenja je slučajnog karaktera.

Izgaranje mlaza: PROBLEM CIJEPANJA MOLEKULA • Visoki tlakovi i temperature + lokalni manjak kisika ⇒ cijepanje velikih lančastih molekula goriva na manje koje teže izgaraju (teže reagiraju s kisikom). • Vanjski slojevi mlaza goriva, u kojima su sitne kapljice okružene s puno molekula kisika, brzo izgaraju te plamen zahvaća unutarnje slojeve. Međutim, u tim slojevima je već došlo do ovog nepovoljnog cijepanja molekula, pa izgaranje teče sporije. 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-5 (2009-11-20)

• Tako brzina izgaranja, koja je u početku bila velika, prema kraju izgaranja sve više opada. Cijepanje može toliko uznapredovati da na kraju preostane samo teško upaljivi ugljik. Ne uspije li ga se dobro izmiješati s kisikom, s pomoću snažnog zračnog vrtloga u cilindru, on izlazi neizgoren s ispušnim plinovima u obliku crne čađe. višak kisika (λ > 1) ⇒ vizg = velika manjak kisika (λ < 1) ⇓ cijepanje molekula ⇓ vizg = mala

Slika 13.4. Brzina izgaranja u mlazu ovisi o omjeru goriva i kisika u promatranom području.

PROCES IZGARANJA U CILINDRU Proces izgaranja se može podijeliti u 4 faze (vidi sliku 13.6.): 1. Zakašnjenje upaljivanja. U toj fazi nema porasta tlaka jer treba vremena da se kapljice goriva zagriju i ispare i da se njihove molekule počnu susretati s molekulama kisika. Zakašnjenje ovisi o upaljivosti goriva (CB), o kompresijskom omjeru (i time o temperaturi zraka na kraju kompresije u cilindru), te o obliku prostora izgaranja. 2. Nekontrolirano izgaranje = ubrizgavanje i upaljivanje. Čim se prve kapljice upale, temperatura u cilindru poraste pa veliki dio ubrizgavanoga goriva prelazi odmah u plinovito stanje i miješa se sa zrakom. Izgaranje počinje u području λ ≈ 0.7 (vidi sliku 13.3.), a brzina izgaranja ovisi o lokanom stanju smjese (faktoru zraka λ, temperaturi). Velikom brzinom izgara dio mlaza s malim viškom zraka ( λ > 1 na slici 13.4.). Brzina oslobađanja topline Q& (J/°KV) je najveća (prvi dio Zakona oslobađanja topline na slici 13.6.), pa je i porast tlaka (Δp/Δα na slici 13.5.) najveći upravo u ovoj fazi. 3. Kontrolirano izgaranje = miješanje i izgaranje.

Ubrizgavanje je prestalo a preostala količina neizgorjelog goriva se i dalje miješa sa zrakom i izgara, gotovo do kraja. Osim sa zrakom, neizgorjelo se gorivo miješa i s produktima izgaranja, kojih u cilindru ima sve više, pa brzina izgaranja goriva m& G (g/°KV), odnosno brzina oslobađanja topline Q& (J/°KV) postupno opadaju. 4. Dogorijevanje. Velika količina produkata izgaranja u cilindru otežava susret još malobrojnih kapljica neizgorjelog goriva s preostalim molekulama kisika pa izgaranje teče vrlo sporo.



XIII-6 (2009-11-20)

Slika 13.5. Zakon izgaranja i trajanje izgaranja kod Dieselovog motora. Položaj težišta izgaranja T (točka 50 % na krivulji "zakona izgaranja"): što je težište T bliže GMT to je veći stupanj savršenstva, ali su tada vršni tlakovi i temperature u cilindru visoki, a to uzrokuje povećanu emisiju NOx u ispuhu, povećano opterećenje dijelova motora i povećanu buku izgaranja.

Ukupno trajanje izgaranja

Količina izgorjeloga goriva ili oslobođene topline

Trajanje izgaranja za Vibeovu funkciju IK

T

• kod Dieselovih motora s komorom: 15 ... 20°KV iza GMT

IP UP

Optimalni položaj težišta izgaranja T: • kod Dieselovih motora s izravnim ubrizgavanjem goriva: 10 ... 15°KV iza GMT 50 %

αT Zakašnjenje paljenja

100 %

0% GMT

α, °KV

Slika 13.6. Zakon ubrizgavanja i zakon oslobađanja topline kod Dieselovog motora. Oznake: UP –ubrizgavanje početak, UK –ubrizgavanje kraj, IP – izgaranje početak, IP – izgaranje kraj, T - zežište izgaranja. Osjenčana ploha prikazuje ukupnu količinu goriva po procesu, odnosno ukupnu oslobođenu toplinu. 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-7 (2009-11-20)

PROBLEMI DI-MOTORA Problem: velika buka uzrokovana naglim izgaranjem goriva u cilindru. Zbog velikog broja sitnih kapljica izgaranje teče naglo pa je gradijent porasta tlaka velik, što stvara buku i povećava mehaničko opterećenje motora. Porast tlaka za vrijeme izgaranja Δp/Δα (vidi sliku 13.5.) je znatno veći nego kod Ottovog motora i u normalnom radu dostiže 5 bar/°KV (kod većih vrijednosti postoji opasnost mehaničkih i toplinskih preopterećenja a i buka je znatno veća). Rješenje: tzv. dvofazno ubrizgavanje goriva + zvučna izolacija motora. Dvofazno ubrizgavanje: najprije se pod manjim tlakom ubrizgava mala količina goriva (tzv. “pilot-ubrizgavanje”), raspršenog u sitne kapljice, koja se brzo upali i zagrije plinove u cilindru te im ujedno povećava i tlak. Kada počne glavno ubrizgavanje s velikim tlakom i protokom, zrak u cilindru je na znatno višoj temperaturi pa se i ova nova količina goriva lako i brzo zapali. Kako se u ovom glavnom izgaranju do istog vršnog tlaka kreće od većeg polaznog tlaka, to je brzina porasta tlaka manja pa je i buka izgaranja niža. Suvremeni common rail sustavi s piezo-brizgaljkama omogućuju pet ubrizgavanja u jednom radnom procesu.

Slika 13.7. Lijevo: Podizaj igle u brizgaljci kod običnog (gore) te kod dvofaznog ubrizgavanja u jednoj od prvih izvedbi (dolje). Desno: Idealizirani zakoni ubrizgavanja optimirani po različitim kriterijima (dvofazno ubrizgavanje je sasvim desno). Problem: povećana emisija NOx kod visokih temperatura u cilindru (do 2000°C)3. Rješenje:

• recirkulacija ispušnih plinova (EGR – Exhaust Gas Recirculation)

Dio ispušnih plinova (i do 60%) se putem EGR-ventila (kojim upravlja automatika) ponovno uvodi u usisnu cijev i u cilindar. • DENOX-katalizator za smanjivanje sadržaja NOx, proizvođači su najavljivali već od sredine 1990-tih godina, ali se u serijskoj proizvodnji pojavio tek iza 2005. godine, kao SCR (vidi na kraju poglavlja) koji se čini ne samo rješenjem za razinu štetnih emisija Euro 5 nego i za buduće zahtjeve. (Datada su Dieselovi motori imali

3

Smanjivanje NOx pomoću trokomponentnog katalizatora (koji se primjenjuje kod Ottovog motora) nije moguće, jer je za njegovo funkcioniranje potreban strogo stehiometrijski faktor zraka λ = 1,00.



XIII-8 (2009-11-20)

samo EGR te oksidacijski katalizator i filtar za hvatanje i izgaranje čestica (one se najvećim dijelom sastoje od čađe).)

Slika 13.8. Dvofazno ubrizgavanje primijenjeno po prvi puta na brizgaljki motora Steyr M1.

Slika 13.9. Predubrizgavanjem, odnosno dvofaznim ubrizgavanjem goriva smanjen je porast tlaka (Δp/Δα) u desnom "zubu" krivulje (desni dijagram), a također je smanjena i vršna vrijednost tlaka. Posljedica je smanjenje buke izgaranja. TEMPERATURA I TLAK U CILINDRU Što je veća temperatura u cilindru na kraju kompresije to brže isparava ubrizgavano gorivo, brže se pali, širenje plamena je brže pa je veća i brzina porasta tlaka. Što je veći tlak ubrizgavanja to su sitnije kapljice goriva i to brže je izgaranje. Zbog toga je i brzina porasta tlaka veća. Veći broj mlazova i olakšava miješanje goriva i zraka što opet ubrzava izgaranje i povećava brzinu porasta tlaka. Položaj početka ubrizgavanja u odnosu na GMT i zakon ubrizgavanja imaju veliki utjecaj na tok tlaka u cilindru. Oni određuju da li će se više topline dovesti pretežno kod konstantnog volumena ili kod konstantnog tlaka. To također utječe i na vršni tlak procesa. Vrtloženje plinova u cilindru također ubrzava izgaranje i povećava brzinu porasta tlaka. Najviše temperature u cilindru dostižu 2000°C, a najviši tlakovi kod velikih brodskih motora idu do 200 bar, kod automobilskih DI-motora i preko 150 bar uz tendenciju porasta. Prednosti suvremenih Dieselovih motora s izravnim ubrizgavanjem su izvanredno niska specifična efektivna potrošnja goriva (kod putničkih automobila 195 g/kWh u najboljoj radnoj točki) i visoki moment već kod vrlo niskih brzina vrtnje, a nedostaci su im visoke sirove emisije 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-9 (2009-11-20)

dušikovih oksida i čestica. Ukoliko se proces izgaranja vodi tako da su vršne temperature veće, manje je čestica (ugljik u njima izgori) ali je više dušikovih oksida, a ako su temperature niže manje je dušikovih oksida ali je više čestica. Najučinkovitije sredstva za smanjivanje potrošnje goriva su što veći tlakovi ubrizgavanja jer se tada gorivo raspršuje u sitnije kapljice te brže i potpunije izgara. Međutim, posljedica su povećanje koncentracije izvanredno sitnih čestica čađe (PM2,5 imaju promjer ispod 2,5 μm) u ispušnim plinovima, koje su naročito štetne po zdravlje.

Slika 13.10. Srednja temperatura plinova u cilindru Ottovog i Dieselovog motora (Shell Lexikon 17) Slika 13.11. Tlak u cilindru prvog Volkswagenovog Dieselovog motora (1977.) s vrtložnom komorom4 (u gornjem redu: kod punog opterećenja), uspoređen s tlakom Ottova motora (tada još s rasplinjačem), istoga radnog volumena, koji je poslužio kao osnova za Dieselov motor. Točkaste plohe prikazuju kolebanje tlaka kod Ottovog motora (tada s rasplinjačem), a crne kod Dieselovog.

Slika 13.12. Kod Volkswagenovog DI motora (1996.) najveći tlak u cilindru je znatno veći nego kod motora s vrtložnom komorom (1977.). (MTZ 11 / 1996)

4

Volkswagenov motor za automobil Golf Diesel iz 1977. godine: 1471 dm3, promjer cilindra 76 mm, hod klipa 80 mm, kompresijski omjer 23, snaga 37 kW (50 KS) kod 5000 min-1, moment 84 Nm kod 3000 min-1, specifična potrošnja goriva kod najveće snage 330 g/kWh, najmanja potrošnja goriva 250 g/kWh, masa motora 120 kg (MTZ 6, 1977). Ovaj je Dieselov motor bio izrađen na osnovi Ottovog motora istoga radnog volumena. Blok motora, radilica i neki drugi elementi probrani su iz serijske proizvodnje dijelova za Ottov motor, primjenom strože postavljenih proizvodnih tolerancija.



XIII-10 (2009-11-20)

13.3. RECIRKULACIJA ISPUŠNIH PLINOVA EGR (engl. Exhaust Gas Recirculation) AGR (njem. Abgasrückführung) Kod smanjenog opterećenja motora dio ispušnih plinova vraća se natrag u proces u cilindru: • kod Dieselovog motora radi smanjenja štetne emisije NOx (smanjuje se temperatura plinova u cilindru) a količina AGR iznosi: do 40% i preko 60%

- kod motora s komorom - kod motora s izravnim ubrizgavanjem

• kod Ottovog motora radi smanjenja štetne emisije NOx a količina AGR iznosi: uobičajenih 5 ... 10% preko 20%

- kod GDI-motora koji u području svjećice imaju bogatu smjesu, tada se specifična potrošnja goriva smanjuje do 7% a emisija NOx do 35%.

Količina vraćenih ispušnih plinova (njem. AGR-Rate) definirana je ovako: %AGR =

volumen ispušnih plinova koji se vraćaju u cilindar ukupni volumen usisane smjese (svježe punjenje + ispušni plinovi)

Slika 13.13. Shema povrata hlađenih ispušnih plinova u proces u cilindru motora nabijenog motora. Ohlađivanjem se postižu još niže vrijednosti emisije NOx.

13.4. DETONACIJA Detonacija se javlja kod niskih temperatura u cilindru i kod niskog opterećenja, kao i kod goriva s niskim cetanskim brojem (CB). Međutim, opasnost od pojave detonantnog izgaranja i osjetljivost na kvalitetu goriva nije ni približno tolika kao kod Ottovog motora. To je razlog zbog čega se CB ni ne iskazuje na crpkama za snabdijevanje vozila dizelskim gorivom. 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-11 (2009-11-20)

Kod niskih temperatura u cilindru goriva smjesa će upaliti s velikim zakašnjenjem, tj. kada će u cilindru već biti puno ubrizganoga goriva, pa će izgoriti veoma brzo (nekoliko puta brže nego kod normalnog izgaranja) što će biti popraćeno jakim tlačnim valovima i velikom bukom. Detonacija se javlja i u praznom hodu motora u cilindru čija brizgaljka propušta ili kaplje. Na detonaciju su manje osjetljivi: • motori s komorom • motori s izravnim ubrizgavanjem na toplu stijenku udubljenja u klipu uopće ne detoniraju pa su pogodni za primjenu kao višegorivni motori (npr. MAN Mpostupak) • gorivo s višim CB smanjuje opasnost pojave detonacije. Uvjeti za pojavu detonacije u Dieselovu motoru (niske temperature motora, nisko opterećenje, teško upaljivo gorivo) su upravo suprotni onima kod Ottovog motora.

13.5. OBLIK PROSTORA IZGARANJA 13.5.1. Motori s komorom (s podijeljenim prostorom izgaranja) Gorivo se ubrizgava u komoru i to relativno niskim tlakom (do 450 bar) i u jednom mlazu, udara u posebno oblikovanu plohu, raspršuje se i intenzivno miješa sa zrakom. Goriva smjesa se pali, plinovi nastali izgaranjem ekspandiraju i tjeraju djelomice izgorjelu smjesu velikom brzinom u glavni prostor izgaranja u cilindru. Tu se ona u jakom turbulentnom strujanju miješa sa zrakom i izgara do kraja. BITNO: •

• • •

Oblik usisnog kanala i brzina i oblik strujanja kojim zrak ulazi u cilindar nemaju utjecaja na strujanje u komori već je ono određeno oblikom prestrujnog kanala i same komore. Izgaranje započinje u komori koja je odvojena od cilindra, a završava u cilindru. Pri prestrujavanju iz komore, djelomice izgorjela smjesa u glavnom prostoru izgaranja (u cilindru) stvara intenzivan vrtlog. Zbog toga nije potreban vrtlog usisavanoga zraka pri ulazu u cilindar.

13.5.1.1. Pretkomora

Slika 13.14. Pretkomora Dieselovih motora za osobna vozila tvornice Mercedes Benz. 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-12 (2009-11-20)

•

Pretkomora je usmjerena prema sredini glavnog prostora izgaranja

•

volumen pretkomore = 25 ... 35% VK

•

Mercedesova pretkomora ima u sredini kuglasti zatik na kome se razbija mlaz (taj motor radi najfinije i najtiše od svih Dieselovih motora u osobnim vozilima)

•

žarnica je smještena tako da ne smeta mlazu.

Prednosti: + dobro iskorištenje zraka (mali faktor zraka λizg) + niska emisija štetnih plinova i čestica + prikladna za visoke brzine vrtnje 13.5.1.2. Vrtložna komora To je Ricardova komoru Cometh iz 1930-tih godina. Za motore s podijeljenim prostorom izgaranja je toliko dobra da se Volkswagen, pri razvoju svog prvog Dieselovog motora za automobil Golf, odlučio upravo za tu komoru.

Slika 13.15. Vrtložna komora, koju je do prodora DI-motora primjenjivao veliki broj proizvođača Dieselovih motora za osobna vozila. • Komora je gotovo kuglasta, postavljena je sa strane i spojena tangencijalnim kanalom usmjerenim prema sredini klipa • volumen vrtložen komore ≈ 50% VK •

pri prestrujavanju iz komore u cilindar nastaje jaki vrtlog

•

za dobro izgaranje treba međusobno uskladiti oblik komore, položaj brizgaljke i položaj žarnice.

Prednosti: + prikladna za visoke brzine vrtnje (preko 5000 min-1) + dobro iskorištenje zraka (mali najmanji faktor zraka λizg) + vrlo niska emisija čestica

13.5.2. Motori s izravnim ubrizgavanjem goriva (DI) Gorivo se ubrizgava izravno u cilindar u nekoliko mlazova (3 do 8), miješa se sa zrakom i izgara.



XIII-13 (2009-11-20)

Ubrizgavanje u zrak u cilindru (njem. luftverteilende Verfahren) Veliki sporohodni brodski

Cestovna vozila

Slika 13.16. Lijevo: Veliki sporohodni brodski Diesel (λmin > 2), 6 ... 8 mlazova, nema vrtloga u cilindru. Desno: Diesel za cestovna vozila, 4 ... 8 mlazova, intenzivan vrtlog zraka u cilindru razbija mlazove goriva i miješa ih sa zrakom. Ubrizgavanje goriva na stijenku klipa

Slika 13.17. MAN-M-POSTUPAK (M – njem. Mittenkugelbrennraum, središnji kuglasti prostor izgaranja). MAN-ov M-postupak. Usisni kanal spiralnog oblika daje zraku na ulazu u cilindar snažan vrtlog, karakterističan za Dieselove motore s izravnim ubrizgavanjem. Gorivo se ubrizgava na relativno hladnu stijenku kuglastog udubljenja u klipu, tanki sloj goriva (film) isparava i miješa se sa zrakom. Debljina filma kod punog opterećenja motora iznosi oko 15 µm. Naročito je važno da temperatura stijenke udubljenja u klipu ne bude previsoka jer bi inače došlo do cijepanja molekula goriva na teško upaljive komponente. Zato se dno klipa s donje strane hladi mlazom ulja (lijevo pored klipnjače). Prednosti: + dobro iskorištenje zraka (mali najmanji faktor zraka λizg) + malo zacrnjenje ispušnih plinova.



XIII-14 (2009-11-20)

13.6. USPOREDBA MOTORA S KOMOROM I MOTORA S IZRAVNIM UBRIZGAVANJEM Prednosti motora s komorom: + Motor nije osjetljiv na kvalitetu goriva: temperatura u komori je visoka ⇒ malo zakašnjenje paljenja kod raznih goriva! + Porast tlaka (Δp / Δα) i najveći tlak (pcil, max) su niski. RAZLOG: Cijepanjem molekula (uslijed visoke temperature i manjka kisika) nastaju teško upaljivi ugljikovodici koji sporo izgaraju – tzv. “meko izgaranje” + Zbog toga je i rad motora tiši. + Niži tlakovi ubrizgavanja manje opterećuju pumpu za ubrizgavanje, visokotlačne cjevovode i brizgaljke. + Brizgaljka je izvedena kao brizgaljka sa čepom (jedan mlaz i čep koji prolazi kroz rupicu) a ta se sama čisti i nema opasnosti od zapečenja. + Kod nenabijenih motora punjenje cilindra je bolje jer usisavani zrak ne mora imati vrtlog pa usisni kanal može biti ravan (manji gubitci strujanja nego kod vrtložnog).

Slika 13.18. Usporedba površina kompresijskog volumena motora s vrtložnom komorom i motora s izravnim ubrizgavanjem.

Nedostaci motora s komorom:  Veća specifična potrošnja goriva uzrokovana gubitcima prestrujavanja između komore i glavnog prostora izgaranja u cilindru, kao i većim toplinskim gubitcima (komora ima veće oplošje pa se jače hladi, vidi sliku).  Velika toplinska opterećenja na izlazu iz komore u cilindar i na klipu u kojega velikom brzinom udaraju vrući zapaljeni plinovi.  Potrebni su posebni uređaji za hladni start (žarnica5) a i kompresijski omjer mora biti nešto veći (za 3 do 4 jedinice). 5

DI-motori za kamione i autobuse nemaju žarnice ali oni za osobne automobile ih imaju radi sigurnijeg starta kod ekstremno niskih temperatura – to je naprosto postao imperativ udobnosti.



XIII-15 (2009-11-20)

Slika 13.19. Zakon oslobađanja topline: 1 – kod izravnog ubrizgavanja u zrak u cilindru (najbrže → tvrdo i bučno izgaranje); 2 – kod izravnog ubrizgavanja na stijenku klipa; kod motora s komorom: 3a – u komori, 3b – u glavnom prostoru izgaranja u cilindru (najsporije → meko izgaranje).

13.7. VIŠEGORIVNI MOTORI MAN FM-motor je višegorivna varijanta već opisanog M-postupka (F – Fremdzündung ili strano paljenje). Naime kuglasti prostor izgaranja u klipu lako se može prilagoditi za uporabu raznih goriva. U tu svrhu treba samo smanjiti hlađenje klipa i tako povećati temperaturu njegove površine. Cijepanjem molekula goriva na teško upaljive komponente (na vrućoj plohi udubljenja u klipu) motor radi poput Dieselovog motora s komorom. Da bi mogao raditi i na pogon benzinima, u glavu motora su ugrađene svjećice. Tako je dobiven hibridni motor koji sjedinjuje dobra svojstva Dieselovog motora (nisku specifičnu potrošnju goriva) i Ottovog motora (pogon benzinima i drugim sličnim gorivima). Motor radi sa svim ugljikovodicima vrelišta od 50 ... 450°C, s biljnim uljima i alkoholom.

Slika 13.20. MAN-ov FM-postupak je višegorivna varijanta M-postupka koji se inače primjenjuje kod Dieselovih motora. (F – Fremdzündung (njem.) ili strano paljenje).



XIII-16 (2009-11-20)

13.8. STRUJANJE ZRAKA U USISNOM KANALU Kod Dieselovog motora s izravnim ubrizgavanjem goriva je oblik usisnog kanala naročito važan za stvaranje gorive smjese u cilindru. Kanal se može oblikovati na dva načina: kao vrtložni (uzdužna os kanala ima oblik spirale) ili kao tangencijalni kanal (os kanala je pravocrtna a ulazi u cilindar pored osi ventila).

Slika 13.21. Vrtložni kanal

Slika 13.22. Tangencijalni kanal

Kod obadva oblika usisavani zrak vrtložnim strujanjem ulazi u cilindar pa tamo utječe na strujanje. Naime, kompresijom u cilindru taj se zračni vrtlog ubrzava te zbog toga lako razbija mlazeve ubrizgavanoga goriva. To pospješuje miješanje goriva i zraka, što je povoljno za izgaranje, jer je kod Dieselovog motora svaka kapljica samostalni izvor zapaljenja pa je dobra izmiješanost sa zrakom izvanredno važna za brzo i dobro izgaranje. Prednost vrtložnog kanala je manji utjecaj ljevačkih netočnosti (uslijed proizvodnih tolerancija), dok je kod tangencijalnog kanala punjenje cilindra nešto bolje. Međutim, najnovije tendencije razvoja (1999.) idu u pravcu smanjivanja vrtloga. Ispitivanja su pokazala da s povećanjem vrtloga doduše rastu moment i snaga motora ali nažalost i emisija štetnih dušikovih oksida NOx u ispušnim plinovima. S druge pak strane premali vrtlog dovodi do potrasta čađe u ispuhu. Slika 13.23. Utjecaj vrtloga u cilindru na štetnu emisiju ispušnih plinova i na potrošnju goriva. RZ – zacrnjenje ispuha (njem. Rauchzahl) be – specifična efektivna potrošnja goriva we – jedinični rad procesa (proporcionalan je srednjem efektivnom tlaku)



XIII-17 (2009-11-20)

Zacrnjenje ispuha RZ mjeri se tako da se određena količina ispušnih plinova usiše kroz filtarpapir. Optoelektroničkim uređajem s fotometrom se potom očitava zacrnjenje toga papira a rezultat se iskazuje brojkom kao zacrnjenje ispuha RZ ili kao koncentracija mase čađe u ispušnim plinovima (mg/m3). Visoki tlakovi ubrizgavanja (VW Passat TDI: preko 2000 bar) i brizgaljke s više mlazova (5 do 9) omogućuju upotrebu slabijih vrtloga, što smanjuje emisiju NOx, bez opasnosti od povećanja čađe u ispuhu. Mjerenje vrtloga vrši se na posebnom ispitnom uređaju na koji se postavi glava motora te se kroz usisni kanala uvlači zrak. Rezultat mjerenja iskazuje se vrtložnim brojem (njem. Drallzahl). Slika 13.24. Tippelmannov uređaj za mjerenje vrtloga u usisnom kanalu motora. Vrtlog, s kojim zrak dolazi iz usisnog kanala, smiruje se u usmjerivaču strujanja. Pritom se mjeri torzijski moment reakcije usmjerivača Mt, te se računa vrtložni broj D prema izrazu:

D=

M t ⋅ Rcil V& 2 ⋅ ρ Z

gdje je: Rcil – polumjer cilindra, V& - volumni protok, ρZ – gustoća zraka u cilindru.

Slika 13.25. Usis kroz dva kanala: vrtložni (V) i tangencijalni (T) (Mercedes Benz OM 611). Kod Dieselovih motora s izravnim ubrizgavanjem goriva posebno je dobro primijeniti 2 usisna kanala: jedan vrtložni (za dobar vrtlog u cilindru pri smanjenom protoku zraka) a drugi tangencijalni kanal (za bolje punjenje kod visokih brzina vrtnje). Zatvaranjem drugog (tangencijalnog) usisnog kanala zaklopcem, kod manjih protoka zraka (pri nižim brzinama vrtnje), usisavani zrak ulazi samo jednim kanalom ali povećanom 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-18 (2009-11-20)

brzinom strujanja, pa je zbog toga jači i vrtlog s kojim ulazi u cilindar. Otvaranje i zatvaranje kanala naziva se regulacijom vrtloga (njem. Drallregelung). Na taj način se mogu postići optimalni uvjeti vrtloženja zraka na ulazu u cilindar i kod malih i kod velikih protoka zraka. Drugi usisni kanal, koji se otvara pri povećanom punjenju cilindra, izvodi se većinom kao tangencijalni. kanal.

13.9. STRUJANJE PUNJENJA U CILINDRU U cilindru Dieselovih i Ottovih motora dolazi do snažnog strujanja svježeg punjenja i to općenito gledajući: • zbog smanjenog presjeka strujanja između ventila i sjedišta (posljedica toga je naglo povećanje brzine strujanja) • zbog određenog oblika usisnog kanala • zbog tzv. prostora za istiskivanje (njem. Quetschräume) između čela klipa i glave cilindra.

Slika 13.26. Vrtlog zraka savija i razbija mlazove goriva u cilindru te pospješuje stvaranje gorive smjese.

Ova strujanja imaju oblik vrtloga i ona snažno djeluju na tijek izgaranja u cilindru i to na sljedeće načine: • stvaranjem optimalne smjese goriva i zraka, raspuhujući pritom mlazeve goriva u Dieselovim motorima s izravnim ubrizgavanjem • odnošenjem slojeva isparenoga goriva s toplih stijenki prostora izgaranja te stvaranjem slojeva: zrak / ispareno gorivo / zrak / ispareno gorivo ... – tzv. slojevito punjenje (npr. kod MAN-M-postupka) • kaotičnim strujanjem u komori Dieselovih motora (s podijeljenim prostorom izgaranja) • raznoseći plamen po cilindru u Ottovu motoru • slojevitim punjenjem kod izravnog ubrizgavanja benzina (GDI-motori6) Posebice treba naglasiti, da kod Dieselovih motora s komorom, u cilindru nastaje intezivno strujanje uslijed velike brzine kojom radni medij iz komore istječe u glavni prostor izgaranja u cilindru. Oblik usisnog kanala nema nikakvog utjecaja na to strujanje. Međutim, kod motora

6

GDI – Gasoline Direct Injection



XIII-19 (2009-11-20)

s izravnim ubrizgavanjem jedinu mogućnost stvaranja vrtloga u cilindru pruža usisni kanal, koji zbog toga mora imati odgovarajući oblik. Modeliranje pojava strujanja u cilindru jedan je od primarnih istraživačkih ciljeva pri razvoju motora. KAKO NASTAJE STRUJANJE U CILINDRU ? Motori s komorom. Strujanje punjenja u cilindru je isključivo posljedica prestrujavanja iz komore u glavni prostor u cilindru. Ono je određeno oblikom komore i kanala kojim je ona spojena sa cilindrom. Oblik usisnog kanala i strujanja uslijed usisavanja zraka nemaju nikakvog utjecaja na strujanja nakon ekspanzije plinova iz komore u cilindar. Motori s izravnim ubrizgavanjem goriva. Strujanja svježega punjenja u cilindru nastaju uslijed izmjene radnih plinova. Oblik usisnih kanala (tangencijalni ili vrtložni) te njihov broj (jedan ili dva) i raspored je od odlučujućeg utjecaja na oblik koji će poprimiti strujanje u cilindru. Kružno strujanje oko uzdužne osi cilindra naziva se vrtlogom (engl. swirl, njem. Drall) a kružno strujanje oko osi paralelne uzdužnoj osi radilice je tumble (engl. prevrtanje; u njemačkom se jeziku koristi engleski izraz Tumble). Strujanje u cilindru uvijek sadrži obadvije komponente: vrtlog i tumble, nikada samo vrtlog ili samo Tumble. Oblici pri prijelazu strujanja iz oblika tumble u vrtlog prikazani su na slici 13.27. Kod čistog tumble (A) je os oko koje se okreće strujanje (tumble-os) ravna. S povećanjem vrtloga se tumble-os postupno savija (B i C) te se konačno pretvara u kružnicu koja čini os torusnoga vrtloga (D). Ovakav je slijed pojava dokazan brojnim pokusima na Dieselovim motorima s izravnim ubrizgavanjem goriva. Tijekom razvojnih istraživanja optička su snimanja ovih strujanja danas uobičajena, ali i vrlo zahtjevna.

Slika 13.27. Strujanje u cilindru: TUMBLE nastaje ako je strujanje kroz obadva usisna ventila jednakoga intenziteta i okomito na poprečnu os cilindra koja prolazi između usisnih i ispušnih ventila. Slabi li struja kroz jedan ventil (na slici B: donji), postupno se stvara i komponenta vrtložnog strujanja. Ona se pojačava rotiranjem usisnog kanala (slika C i D) te strujanje na kraju prelazi u čisti VRTLOG (slika E).



XIII-20 (2009-11-20)

13.10. PRIMJERI DIESELOVIH MOTORA

IMR - 034/T/A

Slika 13.28. IMR-034: 4T-Diesel s vrtložnom komorom, ukupan radni volumen 3.33 dm3, promjer cilindra 91.4 mm, hod klipa 127 mm, kompresijski omjer 17.4. IMR-034 je tipičan traktorski motor starije generacije. S današnjeg gledišta je zastario i nekonkurentan ali u Hrvatskoj još uvijek ima velik broj traktora pogonjenih ovim motorima. Održavanje motora je jednostavno. Prvobitni pogon bregastog vratila dvostrukim lancem (prikazan na ovoj slici) kasnije je zamijenjen cilindričnim zupčanicima s kosim zubima. Podaci: 37 kW kod 2000 min-1, 195 Nm kod 1300 min-1, tlak ubrizgavanja 160 bar, najmanja potrošnja goriva 252 g/kWh. Najveća regulirana brzina vrtnje 2180 min-1, brzina vrtnje u praznom hodu 500 ... 550 min-1.



XIII-21 (2009-11-20)

DEUTZ FL 912 (1968) / FM 1012 (1992)

Slika 13.29. Deutz FL 912 počeo se proizvoditi 1968. godine. Ovaj zrakom hlađeni motor služio je za pogon gospodarstvenih i poljoprivrednih vozila, a također i kao stabilni motor.

Zakašnjenje Nekontrolirano paljenja izgaranje

Kontrolirano izgaranje … dogorijevanje

Slika 13.30. Lijevo: Toplinska bilanca 4-cilindarskog motora F4L 912 kod punog opterećenja. Snaga na spojci iznosi približno 35% od protoka energije goriva ( ηe ≈ 35% ). Desno: Zakon ubrizgavanja dm& / dα (mg/ºKV) i zakon oslobađanja topline dQ& / dα (J/ºKV). G

Podaci: broj cilindara: 2, 3, 4 ili 6; snaga: od 24 do 81 kW kod 2500 ili 2800 min-1; masa: od 250 do 400 kg; najmanja specifična efektivna potrošnja goriva: 217 g/kWh. Usprkos svojoj za današnje pojmove velikoj težini, motori su za traktorsku primjenu prelagani, pa su na traktore stavljani utezi za povećanje osovinskog pritiska i time sile trenja na pogonskim kotačima. Ove je motore po Deutzovoj licenci proizvodila tvornica Torpedo u Rijeci. Poznati su po izdržljivosti i jednostavni za održavanje. Od prvobitne licencne verzije koja je za današnje 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-22 (2009-11-20)

pojmove zastarjela, neekonomična su i bučna, s emisijom koja daleko prelazi danas dopuštene granice, Torpedo je razvio motor koji je po svojim svojstvima spadao u sam vrh stanja tehnike ali je proizvodnja nažalost obustavljena. Tako je vrijedno znanje, mukotrpno i uporno skupljano i razvijano decenijima, nepovratno izgubljeno i propalo.

Slika 13.31. Cilindarski sklop motora Deutz FL 912 iz 1968. godine (lijevo) i poprečni presjek motora FM 1012 iz 1992. godine (desno). Kod novog motora FM 1012 Deutz je napustio zračno hlađenje po kome je bio poznat. Hlađenje vodom je zahtjevnije u pogledu održavanja ali omogućuje znatno bolju ekonomičnost (ge, min = 195 g/kWh) i nižu štetnu emisiju. Veličina cilindra se nije bitno izmijenila a brzina vrtnje je tek nešto smanjena. Prostor izgaranja u klipu je ostao gotovo isti. Novost je lektrični grijač za hladni start (lijevo uz brizgaljku). Ubrizgavanje je izvedeno s pomoću pojedinačnih pumpi, dok je kod FL 912 bila primijenjena redna pumpa. STEYR M1 Znatno ispred svog vremena, Steyr Monoblock M1 je bio prvi TDI-motor 7 prikladan za ugradnju u osobni automobil. Mnogi problemi koji su to priječili, u prvom redu buka, ovdje su po prvi puta bili riješeni. Relativno nepoznat izvan stručnih krugova, motor je započet 1978.-79. godine kao zajednički projekt BMW-a i Steyra, sa ciljem da naprave Dieselov motor koji bi bio bolji od svih dotadašnjih, te bi odgovarao športskom karakteru BMW-ovih automobila. Zbog neočekivanih i tada još nesagledivih problema (buka8) projekt se odužio toliko da se BMW povukao, a Steyr je nastavio sam i dovršio motor. Odmah u početku odabrana je koncepcija: monoblok (glava motora i cilindarski blok s postoljima ležaja radilice odliveni su u jednom komadu, vidi (4) na slici 13.32.) i pumpa-brizgaljka (8). Ova konstrukcija nema vijaka za 7 8

TDI – Turbo Diesel Direct Injection (engl.) ili Dieselov turbo-motor s izravnim ubrizgavanjem goriva Steyr je problem buke rješavao sustavno, korak po korak. To je urodilo posebnom konstrukcijom bloka i uljnoga korita (9) koje je ovješeno o mekanu gumenu brtvu (B na slici 13.33.., lijevo) visoko na cilindarskom bloku (na polovici hoda klipa), pa buka izgaranja mora proći kroz tri stijenke i dva medija (vodu i zrak). Na preostalom gornjem dijelu motor je dobio zvučni oklop što je dodatno smanjilo rasprostiranje buke u okolinu.



XIII-23 (2009-11-20)

pritezanje glave, niti tunela kroz koje oni prolaze, pa je smještaj ventila i brizgaljke za gorivo znatno slobodniji, hlađenje glave je puno bolje i jednoličnije a deformacije cilindara su znatno manje jer se cijelom dužinom mogu slobodno toplinski rastezati (kod uobičajenih motora to sprečava masivna prirubnica glave i bloka). Zbog boljeg hlađenja glave toplinsko opterećenje motora nije visoko usprkos velike specifične snage (45 kW/dm3). Također nema opasnosti od napuklina između sjedišta ventila i brizgaljke, a sjedište kod zagrijavanja i hlađenja pri radu motora ostaje okruglo zbog jednoličnih debljina stijenki glave. Iako je monoblok izrađen od sivog lijeva, motor ima malu težinu (84 ... 70 kg/dm3 radnog volumena). Broj dijelova je manji nego kod uobičajenih motora, troškovi proizvodnje su niži a trajnost motora je mnogo veća.

Slika 13.32. Steyr M1, prvi Dieselov motor s izravnim ubrizgavanjem goriva prikladan za ugradnju u putnički automobil. Podaci o motoru: cilindar Ø85 × 94mm, broj cilindara 4 ili 5 ili 6, radni volumen 2.13 ili 2.67 ili 3.2 dm3, masa suhog motora 179 ili 208 ili 225 kg, snaga od 74 ... 145 kW kod 3800 ... 4300 min-1, jedinična snaga 35 ... 45 kW/dm3. Svi su motori opremljeni turbopunjačem. Kod 4-cilindarskih motora u poklopac glavnog ležaja koljenastog vratila ugrađeni su protuutezi (10) za uravnotežavanje inercijskih sila 2. reda.

Pripremu gorive smjese vrši elektronički regulirani sustav dvostupanjskog ubrizgavanja pomoću patentirane pumpebrizgaljke, koja je svakako bila ključ uspjeha. Naime, do pojave Steyrovog motora M1, velika buka izgaranja je bila nesavladiv problem DI-motora. Buka ima dva izvora: brzi porast tlaka u hidrauličkom sustavu ubrizgavanja goriva (do 50×106 bar/s) i brzi porast tlaka u cilindru uslijed naglog izgaranja. Kod pumpe-brizgaljke su visokotlačna pumpa, visokotlačni cjevovod i brizgaljka integrirani u jednu cjelinu, smještenu u glavu motora, koja svojim poklopcem znatno smanjuje rasprostiranje buke visokotlačnog hidrauličkog sustava u okolinu. S druge strane, buka izgaranja je smanjena dvostupanjskim ubrizgavanjem. Brizgaljka (slika 13.33. desno) ima dvije opruge, mekšu (M) i tvrđu (T), a gorivo se ubrizgava u dva stupnja: predubrizgavanje i glavno ubrizgavanje. Čim na početku ubrizgavanja tlak goriva pod iglom (1) malo naraste, njegova sila stlači mekšu oprugu i pritom samo malo podigne iglu u brizgaljci. Manja količina goriva se sada ubrizgava pod malim tlakom kroz izlazne otvore 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-24 (2009-11-20)

brizgaljke (tzv. predubrizgavanje), mlazom male prodornosti u obliku oblaka finih sitnih kapljica koje se brzo upale te povećaju tlak i temperaturu u cilindru. Nakon izvjesnog vremena tlak goriva, koje i dalje dotječe pod iglu, poraste toliko da njegova sila stlači i tvrđu oprugu te se igla podigne (za znatno veći iznos) do kraja: ubrizgava se preostala glavna količina goriva, mlazom velike prodornosti koji probija zapaljeni oblak predubrizganoga goriva i dobro se miješa sa zrakom u cilindru i izgara. Porast tlaka izgaranja u cilindru je sporiji nego kod DI-motora bez predubrizgavanja (jer se do istog najvećeg tlaka kreće s višeg polaznog tlaka nakon predubrizgavanja), pa je buka manja. Najveći tlak ubrizgavanja ide kod ovog motora do 1600 bar. Licencu za brizgaljku su otkupili Bosch i Lucas9.

Slika 13.33. Lijevo: Motor Steyr M1: B – mekana gumena brtva za zatvaranje uljnoga korita 9. U sredini: Steyrova pumpa-brizgaljka s dvostupanjskim ubrizgavanjem: T – tvrđa opruga, M – mekša opruga. Desno, dolje: Uložak brizgaljke: 1 – igla s dvostrukim vođenjem, 2 – tijelo uloška brizgaljke, G – kanal za dovod goriva. Steyrov motor obiluje čitavim nizom originalnih rješenja i pravi je primjer izvanredno promišljene konstrukcije, poboljšavane dugotrajnim i upornim inženjerskim radom. U glavi motora, Steyr se odlučio za dva ventila po cilindru. Četiri ventila doduše omogućuju bolju kontrolu procesa izgaranja u cilindru10, ali su odljevci znatno složeniji a između ventila nije

9

10

Ta je brizgaljka, za koju je Bosch tvrdio da se ne može napraviti, omogućila pojavu nadasve uspješnih TDImotora koncerna VW i Audi, koje su potom slijedili i drugi proizvođači. Do pojave Common Raila 1997. g., to je bila jedina brizgaljka za brzohodne Dieselove motore s izravnim ubrizgavanjem, koja je omogućavala predubrizgavanje, nužno za smanjivanje buke izgaranja na prihvatljivu razinu. Kod četiri ventila po cilindru kut otvorenosti ventila za isti razvodni presjek može biti manji, a to omogućava bolju kontrolu procesa u cilindru (jer je točka IO bliža DMT, prekrivanje ventila je kraće, a UZ je također



XIII-25 (2009-11-20)

bilo dovoljno mjesta za tada još prilično veliku pumpu-brizgaljku. Međutim baš je ona omogućila tlakove ubrizgavanja od preko 2000 bar, bez pojave kavitacije, što u je procesu izgaranja dalo veće prednosti od simetričnog 4-ventilskog prostora izgaranja s malom brizgaljkom u sredini koja je ubrizgavala gorivo pod nižim tlakovima, pomoću klasične mehaničke pumpe. Usporedba s konkurencijom je opravdala odabranu koncepciju, pokazavši velike prednosti Steyrovog motora M1 u pogledu potrošnje goriva, snage i štetne emisije. MERCEDES OM 611 (TDI, 4 ventila po cilindru, Common-Rail, 1997. g., 220 cdi)

Slika 13.34. Lijevo: Predubrizgavanje se provodi u gotovo cijelom radnom području (osim kod najveće snage: desni gornji dio), radi smanjivanja buke koja nastaje pri izgaranju. Desno: Tok izgaranja, odnosno brzina razvijanja topline (krivulje) i buka izgaranja (stupci, dBA) bez predubrizgavanja (plava isprekidana crta i viši stupac) i sa predubrizgavanjem (crvena puna crta i niži stupac).

Slika 13.35. Lijevo: Tlak ubrizgavanja, odnosno nazivni tlak goriva (bar) ispred elektromagnetskog ventila za ubrizgavanje u radnom području motora (opterećenje motora iskazano je relativnom količinom ubrizgavanoga goriva). Desno: Utjecaj tlaka ubrizgavanja na zacrnjenje ispuha (Schwarzrauch) i na emisiju NOx. bliža DMT). Osim toga jedan usisni kanal se kod manjih snaga može zatvoriti, čime s povećava brzina strujanja zraka na ulazu u cilindar a time i stvaranje vrtloga, što je povoljno za miješanje goriva i zraka. 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc


XIII-26 (2009-11-20)

Tlak ubrizgavanja je prilagođen različitim uvjetima pogona, tako da se postigne najbolji kompromis između zacrnjenja ispuha (količine čađe), niske štetne emisije NOx i što manje buke, te niske potrošnje goriva.

Slika 13.36. Lijevo: Motor ima 4 ventila po cilindru pa savijeni usisni kanal proizvodi vrtlog, a drugi ravni tangencijalni kanal osigurava povećano punjenje cilindra kod velikog opterećenja (tada je i protok zraka velik). Kod manjih opterećenja pri nižim brzinama vrtnje je tangencijalni kanal zatvoren zaklopkom pa zrak struji u cilindar samo vrtložnim kanalom (Drallkanal) ali zato većom brzinom i s jačim vrtlogom ulazi u cilindar, što doprinosi stvaranje povoljne gorive smjese. Desno: Između usisnih kanala se vidi žarnica (desno) a elektromagnetska brizgaljka je smještena između ventila, na uzdužnoj osi cilindra (vidi i poprečni presjek motora).

Slika 13.37. Lijevo: Iskopčavanjem jednog usisnog kanala kod manjeg opterećenja povećava se vrtloženje (vidi desnu sliku) a to potpomaže miješanje goriva i zraka. To smanjuje emisiju NOx (dolje) ali povećava potrošnju goriva (gore). Desno: Kod manjeg opterećenja motora je tangecijalni kanal zatvoren i zrak ulazi samo kroz vrtložni kanal pa je vrtlog u cilindru veći. Kod većeg opterećenja su obadva kanala otvorena za bolje punjenje cilindra.



XIII-27 (2009-11-20)

Slika 13.38. Lijevo: Mjere za smanjenje štetne emisije NOx: dodatno prigušivanje usisa (1) – radi povećanja udjela ispušnih plinova koji se vraćaju u cilindar 11 ; iskopčavanje jednog usisnog kanala (2) – radi povećanja vrtloga kod manjih protoka zraka; povrat ispušnih plinova AGR (3) – zbog smanjivanja NOx u području 1 su aktivne i mjere 2 i 3, a u području 2 je aktivna i mjera 3. Desno: Specifična efektivna potrošnja goriva.

Slika 13.39. Veliki trud je uložen u optimiranje oblika prostora izgaranja u klipu. Pritom je najvažniji bio rub čela klipa (X1). O njemu ovisi raspršivanje mlaza goriva i vrtložno strujanje u cilindru, a to znači i emisija štetnih tvari. Ako se rub oblikuje pogrešno, klip će na njemu brzo stradati. Da bi se smanjilo stvaranje čađe, važno je da u udubljenju u klipu bude što više svježega zraka u trenutku kada započinje ubrizgavanje. Zbog toga je zračnost između čela klipa i glave cilindra smanjena na samo 0,7 mm čine se postiglo da na početku ubrizgavanja udio svježega zraka u udubljenju klipa dostigne 67%. Brizgaljka za gorivo ima 6 rupica promjera 0,169 mm, dakle točnosti 1/1000 mm.

11

Povrat dijela ispušnih plinova natrag u proces u cilindru je najučinkovitija mjera za smanjivanje štetne emisije NOx. Udio ispušnih plinova se regulira pomoću mjerača masenoga protoka zraka i pneumatskog ventila. Za povećanje toga udjela u donjem području djelomičnoga opterećenja, u komori za miješanje ispušnih plinova i svježega zraka prigušuje se pomoću pneumatičkih zaklopaca usis zraka. Time se povećava razlika tlaka između usisavanoga zraka i ispušnih plinova, pa raste udio ispušnih plinova u odnosu na udio zraka u ukupnom punjenju koje ulazi u cilindar.



XIII-28 (2009-11-20)

Slika 13.40. Daimler Benz motor OM 611 za Mercedes C-klase turbo-Diesel “C 220 CDI”. Motor: 4-cilindarski, 4T-turbo-Diesel s izravnim ubrizgavanjem Common-Rail, 2.15 dm3, ε = 19, snaga 92 kW kod 4200 min-1, 300 Nm kod 1800 ... 2600 min-1, 42.8 kW/dm3, 139 Nm/dm3. (MTZ 1997/11). LITERATURA: [1.] [2.] [3.] [4.] [5.] [6.] [7.] [8.] [9.] [10.] [11.]

Diesel-Einspritzpumpen Typ PE und PF, Bosch Technische Unterrichtung, 1981, Nr. 1 987 722 012. Dieseleinspritztechnik im Überblick, Bosch Technische Unterrichtung, 1993, Nr. 1 987 722 038. Dieseleinspritztechnik im Überblick, Bosch Technische Unterrichtung, 1989, Nr. 1 987 722 038. Kraftfahrtechnisches Taschenbuch / Bosch, 21. Aufl., VDI-Verlag, 1991, ISBN 3-18-419114-1. MTZ, Sonderheft "10 Jahre TDI", Sept. 1999 Shell Lexikon 4, 5, 7, 8, 9, 17, 26, 27, 30, 31, Verbrennungsmotor. Ein Supplement von ATZ u. MTZ (ab Nr. 4/1995), Herausgeber: Richard van Basshuysen, Fred Schäfer, Verlag Vieweg, Wiesbaden. Steyr-M1 236 Marine Turbo Diesel, prospekt tvornice Steyr Motortechnik GmbH, A-4300 St. Valentin Dolenc, A.: Steyr Monoblock High Speed Diesel Engine Family, Promet br. 3, 1995., 1-8. Dolenc, A.: Predavanja na FSB-u i u Brodarskom institutu, tijekom dolazaka u Zagreb 1980-tih i 90-ih godina. Grohe, H.: Otto- und Dieselmotoren, 12. überarbeitete Auflage. Vogel Buchverlag, 2000, ISBN 3-80231826-9. Howe, Pischinger: Der luftgekühlte DEUTZ-Dieselmotor FL 912, MTZ 4/1968



XIII-29 (2009-11-20)

Problemi –Dieselovih motora 1. Problem: buka izgaranja!

Rješenje: višestruko ubrizgavanje u jednom procesu (CR, pumpabrizgaljka).

2. Problem: NOx

Rješenje: EGR ili SCR.

SCR (Selective Catalytic Reduction) reducira dušikove okside pomoću AdBlue (otopina uree CO(NH2)2 ). (točnije: pomoću amonijaka koji se dobiva raspadom uree). Prednosti SCR-a: proces u cilindru se može optimirati za nižu potrošnju goriva i najveću snagu, gorivo ne mora imati niski sadržaj sumpora, smanjenje NOx je mnogo veće nego kod primjene EGR-a. Nedostatak SCR-a: dodatni spremnik za AdBlue + dodatni troškovi za AdBlue

3. Problem: čestice (čađa) u ispušnim plinovima.

Rješenje: visoki tlakovi ubrizgavanja.

Suprotstavljeni ciljevi Za (bolje izgaranje i time) niski sadržaj čađe, potrebni su što viši tlakovi ubrizgavanja (što više sitnih kapljica). To s druge strane povećava brzinu izgaranja, a time i buku izgaranja.

Slika 13.41. Shematski prikaz sustava SCR za redukciju dišikovih oksida pomoću otopine uree (AdBlue), u ispušnim plinovima Dieselovog motora. Na vozilo je ugrađen poseban spremnik za AdBlue i elektronički reguliran sustav za njegovo doziranje. 13_MSUI_Diesel_izgaranje_4b_za_predavanje.doc

14. Ubrizgavanje goriva kod Dieselovog motora Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

XIV-1 (2005-06-02)

14. UBRIZGAVANJE GORIVA KOD DIESELOVOG MOTORA 14.1. UVOD Priprema gorive smjese u najvećoj mjeri utječe na potrošnju goriva, emisiju štetnih tvari u ispušnim plinovima i na buku izgaranja Dieselovog motora. Na pripremu gorive smjese ima veliki utjecaj uređaj za ubrizgavanje goriva čiji su glavni sastavni dijelovi: • viskotlačna pumpa za ubrizgavanje goriva, • visokotlačni cjevovodi i • brizgaljke. Više značajnih veličina utječe na pripremu gorive smjese i na tijek izgaranja u motoru. To su: • početak dobave i početak ubrizgavanja • trajanje i tijek ubrizgavanja (“zakon ubrizgavanja”) • tlak ubrizgavanja • smjer i broj mlazeva goriva • višak zraka i njegovo vrtloženje u cilindru. Da bi mogao obavljati svoje zadaće, uređaj za ubrizgavanje je opremljen s dva regulatora koji mogu biti mogu biti mehanički ili elektronički. To su: • regulator predubrizgavanja ili regulator početka ubrizgavanja: uzima u obzir zakašnjenje ubrizgavanja i zakašnjenje paljenja, • regulator brzine vrtnje motora: štiti motor od brzinskog preopterećenja, a ako je sverežimski tada i održava namještenu brzinu vrtnje. Pored toga, uređaj za ubrizgavanje mora omogućiti i upravljanje snagom motora, odnosno njenu regulaciju. I ovi uređaji mogu biti mehanički ili elektronički. UREĐAJI ZA UBRIZGAVANJE GORIVA Tijekom zadnje dekade dvadesetoga stoljeća Dieselov motor s izravnim ubrizgavanjem i u automobilskoj je industriji preuzeo vodstvo, zahvaljujući nižoj potrošnji goriva od motora s komorom, i tako se još jednom potvrdio kao najekonomičniji toplinski stroj uopće. Istovremeno s ovim prodorom, pod pritiskom sve strožih propisa o dozvoljenoj štetnoj emisiji ispuha, uvedeni su elektronički sustavi regulacije ubrizgavanja goriva i rada cjelokupnog motora poznati pod skraćenim nazivom EDC (engl. Electronic Diesel Control). Kod njih su čisto mehanički upravljački uređaji1 i pojedini sklopovi zamijenjeni mehatroničkim regulatorima pri čemu su u svojim osnovnim oblicima zadržane postojeće mehaničke pumpe za ubrizgavanje. Konačno se 1997. godine kao rezultat visokog stupnja razvoja na mnogim tehničkim područjima pojavio na motorima s izravnim ubrizgavanjem tada novi sustav za ubrizgavanje goriva Common Rail. Treba napomenuti da novi uređaji za ubrizgavanje omogućuju znatno nižu potrošnju goriva i daleko nižu štetnu emisiju ali su i za red veličine osjetljiviji na čistoću goriva. I najmanje količine vode i taloga u gorivu pogubne su za pumpe novih motora s izravnim ubrizgavanjem, dok bi u starima, s komorom, prošle neopaženo i bez ikakvih posljedica. 1

Iako je za ove mehaničke uređaje uobičajen naziv regulatori, oni to zapravo nisu jer im nedostaje povratna veza s informacijom o količini ubrizganoga goriva. Što se tiče informacije o brzini vrtjne, od mehaničkih regulatora nju daje samo sverežimski regulator.

14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-2 (2005-06-02)

TLAKOVI UBRIZGAVANJA I BROJ MLAZOVA Stalna težnja za što potpunijim izgaranjem i što manjom količinom čestica u ispušnim plinovima dovodi do sve većih tlakova ubrizgavanja. Naime, čestice se najvećim dijelom sastoje od čađe, odnosno neizgorjelog ugljika. Ako su tlakovi ubrizgavanja veći, kapljice goriva su manje, izmiješanost sa zrakom je bolja i izgaranje je potpunije, potrošnja i štetna emisija su niže a količina čađe je manja. Međutim, nepoželjna posljedica visokih tlakova ubrizgavanja, odnosno jako sitnih kapljica goriva je velika brzina izgaranja koja dovodi do naglog porasta tlaka u cilindru. To opet ima za posljedicu veliku buku. Jedino rješenje bilo je dvofazno ubrizgavanje kod kojega se u cilindar najprije ubrizgava mala količina goriva u obliku fine maglice a potom ide jaki glavni mlaz. Ovakvim predubrizgavanjem i izgaranjem male količine goriva poveća se tlak i temperatura u cilindru pa izgaranje glavne količine započinje kod višega tlaka. Zadrži li se najveći tlak na istoj visini, gradijent porasta tlaka Δp/Δα (MPa/°KV) je niži pa je i buka izgaranja manja. Prve konstrukcije koje s u omogućile dvofazno ubrizgavanje bile su brizgaljke s dvije opruge (slika 14.13.). Sredinom 1990-ih u serijsku su proizvodnju puštene i pumpebrizgaljke drugačije konstrukcije (slika 14.16.), koje su također omogućavale dvofazno ubrizgavanje. Najveću slobodu u pogledu broja ubrizgavanja u jednom radnom ciklusu pruža sustav Common Rail koji u početku radi samo s odvojenim predubrizgavanjem a od 2003. g. kod novih motora s višestrukim ubrizgavanjem goriva u jednom radnom ciklusu u cilju uspješnog smanjivanja buke izgaranja. Ukratko, najdjelotvornije mjere za smanjenje štetne emisije i potrošnje goriva su veliki tlakovi ubrizgavanja i brizgaljke s više mlazova, a višestruko ubrizgavanje goriva u jednom radnom ciklusu za smanjivanje buke izgaranja. Motori s komorom Kod motora s ubrizgavanjem u komoru, najveći tlak ubrizgavanja iznosio je početkom 1990ih 300 bar a oko 2000. g. na kraju njihova razvoja dostigao je 450 bar. Veći tlakovi ovdje ne donose nikakve prednosti zbog malog volumena komore a donose probleme u pogledu brtvljenja visokotlačnoga dijela uređaja. Za ubrizgavanje se primjenjuje brizgaljka sa čepom koja ima samo jedan mlaz. Motori s izravnim ubrizgavanjem Broj mlazova kod osobnih vozila i kamiona iznosi 4 do 5 kod motora Euro 1, odnosno od 5 do 8 mlazova kod Euro 2 i 3. Da bi kapljice goriva bile što sitnije, promjer rupice na brizgaljci za gorivo treba biti što manji pa npr. kod najnovijeg Mercedesovog motora OM 611 (za automobil 220 CDI) iznosi samo 0,169 mm. Kod tako malih rupica je opasnost od začepljenja brizgaljke velika, pa se zbog toga u sustav napajanja motora gorivom ugrađuju fini filtri. Tlak ubrizgavanja pokazuje tendenciju stalnog porasta. Iako je kod mehaničkog ubrizgavanja određen konstrukcijom brizgaljke, on ustvari ovisi o mogućnostima pumpe za ubrizgavanje i kod motora cestovnih vozila na kraju 2003. g. iznosi : •

kod redne pumpe (njem. Reiheneinspritzpumpe)

pmax ≈ 1200 bar

•

kod razdjelne pumpe (njem. Verteilereinspritzpumpe)

pmax ≈ 1850 bar

•

kod pumpebrizgaljke (njem. Pumpedüse)

pmax ≈ 2100 bar

•

kod ubrizgavanja sa spremnikom pod tlakom - Common-Rail

pmax ≈ 1800 bar .

Iako su veliki tlakovi ubrizgavanja veoma povoljni za čisto izgaranje, oni imaju i negativne posljedice po ljudsko zdravlje. Naime, zbog vrlo dobrog raspršivanSja kapljice goriva su jako sitne pa su jako sitne i čestice čađe u ispušnim plinovima motora. Kod udisanja te se 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-3 (2005-06-02)

mikročestice uvlače duboko u pluća i tamo ostaju, izazivajući kancerogena i druga oboljenja.

14.2. PUMPA – VISOKOTLAČNI CJEVOVOD - BRIZGALJKA

Shema za kolokvij i ispit

Kod ovog se uređaja primjenjuje redna ili pojedinačna pumpa, ili pak razdjelna pumpa, spojena visokotlačnim cjevovodom s brizgaljkom. Osnovu pumpe čini pumpni element s razvodnim klipom koga pokreće brijeg bregastoga vratila koje dobiva pogon od koljenastoga vratila (kod 4T-motora: nKV : nBV = 2 : 1 ). Zakretanjem klipa pumpe pomoću ozubljene regulacijske poluge na koju djeluju papučica snage i mehanički centrifugalni regulator ili mehantronički postavni član (aktuator) spojen s pedalom, mijenja se količina ubrizganoga goriva. Zakretanjem bregastog vratila pumpe u odnosu na pogonski zupčanik sparen s koljenastim vratilom mijenja se početak ubrizgavanja. Kod starijih konstrukcija regulacija1 je mehanička a kod novijih elektronička. 14.2.1. Redna ili pojedinačna pumpa

Slika 14.1. Shema uređaja: klipna pumpa – visokotlačni cjevovod – brizgaljka (lijevo) i ugradnja na motoru.

Označene slike treba znati SKICIRATI. Ostale treba znati OBJASNITI na usmenom ispitu.

6a

DOPUNITI SLIKU I POTPIS

Slika 14.2. Shema uređaja za napajanje Dieselovog motora s rednom pumpom za ubrizgavanje s mehaničkim regulatorima. Oznake: (1) spremnik goriva, (2) dobavna pumpa s ručnom pumpom za odzračivanje vodova goriva, (3) pročišćavač goriva, (4) visokotlačna redna pumpa za ubrizgavanje, (5) regulator početka ubrizgavanja, (6) regulator brzine vrtnje motora, (6a) poluga snage vezana na regulacijsku polugu u pumpi, (7) brizgaljka, (7a) visokotlačni cjevovodi, (8) povrat propuštenoga goriva u spremnik, (9) žarnica za hladni start motora, (10) akumulator, (11) prekidač za uključivanje žarnica za hladni start motora, (12) upravljački uređaj za žarnice za hladni start. 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc



XIV-4 (2005-06-02)

14.2.1.1. Zakašnjenje ubrizgavanja

pCP

pE

pCB

hB V&


Slika 14.3. Zakašnjenje ubrizgavanja u uređaju: klipna pumpa – viskotlačni cjevovod – brizgaljka. Zakašnjenje je vremenski razmak od početka dobave PD (lijevo, gore) do početka ubrizgavanja PU (lijevo, dolje). U visokotlačnoj klipnoj pumpi količina ubrizganog goriva se mijenja zakretanjem klipa (4) pomoću nazubljene regulacijske poluge (5). Početak dobave PD počinje kada klip (4) svojim gornjim bridom zatvori otvore za dovod goriva (2) na cilindru (1) pumpnog elementa i traje sve dok razvodni brid (3) ne otvori donji rub otvora (2) (“djelotvorni hod klipa”). 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-5 (2005-06-02)

Tok tlaka u brizgaljci se znatno razlikuje od toka tlaka u pumpnom elementu a te su razlike uzrokovane elementima koji sudjeluju u ubrizgavanju: brijeg, pumpni element, ventil za rasterećenje, visokotlačni cjevovod i brizgaljka. Kod viših brzina vrtnje naročito veliko zakašnjenje ubrizgavanja uzrokuje dugački visokotlačni cjevovod u kojem tlačni val putuje brzinom zvuka od pumpnog elementa prema brizgaljci (za što mu treba vrijeme tC), tamo se reflektira i ide natrag. Da bi se na minimum smanjile međusobne razlike goriva po cilindrima, visokotlačni cjevovodi se izrađuju od posebnih, preciznih cijevi i svi moraju biti iste duljine. U tom je pogledu bolji pumpabrizgaljka kod koje nema visokotlačnog cjevovoda. Trajanje ubrizgavanja je nešto kraće kod motora s izravnim ubrizgavanjem gdje su tlakovi ubrizgavanja nekoliko puta veći (kod nazivne brzine vrtnje: 25...30ºKV) nego kod motora s komorom (35...40ºKV). 14.2.1.2. Zakašnjenje paljenja Zakašnjenje paljenja je vremenski razmak između početka ubrizgavanja (PU) i početka izgaranja (PI). Ono nastaje zbog toga što je potrebno izvjesno vrijeme da se prve ubrizgane kapljice goriva zagriju i ispare te se pomiješaju sa zrakom u smjesu pogodno za upaljivanje. Zakašnjenje paljenja ovisi o sklonosti goriva ka upaljivanju, o kompresijskom omjeru, o temperaturi zraka, o raspršenosti goriva i o strujanju u cilindru. U radu motora je poželjno malo zakašnjenje paljenja (1/1000 s) jer je tada porast tlaka u cilindru blaži pa motor mekše (tiše) radi. Međutim, ako je zakašnjenje veće (2/1000 s), upaljivanje započinje prekasno pa se prije početka izgaranja u cilindru nakupi više goriva i ono nakon upaljivanja prebrzo izgori. To izaziva naglo povećanje tlaka praćeno tvrdim radom, odnosno glasnim lupanjem motora.

Slika 14.4. Zakašnjenje paljenja u indikatorskom dijagramu. 14.2.1.3. Regulatori Regulator predubrizgavanja Zakašnjenje paljenja naročito dolazi do izražaja kod većih brzina vrtnje. Ako bi kut početka ubrizgavanja stalno bio isti, kod većih brzina bi upaljivanje goriva počelo prekasno. Zbog toga regulator predubrizgavanja pomiče početak ubrizgavanja, ovisno o brzini vrtnje motora, a pritom se uzima u obzir i zakašnjenje ubrizgavanja.



XIV-6 (2005-06-02)

Slika 14.5. Centrifugalni regulator predubrizgavanja. Vanjski pogonski zupčanik je učvršćen na kućište regulatora (2) i spregnut s radilicom motora. Pomoću pomičnih utega (5) i ekscentara (3) i (4), kućište (2) je povezano s glavčinom (1) bregastog vratila pumpe za ubrizgavanje. Pod djelovanjem centrifugalne sile utezi stišću opruge i razmiču se, pa zakreću glavčinu bregastog vratila u smjeru okretanja, u odnosu na zupčanik. To znači da pri većoj brzini vrtnje ubrizgavanje počinje ranije, što i je zadaća regulatora. Regulator brzine vrtnje Opasnost od brzinskog preopterećenja. Momentna krivulja Dieselovog motora, naročito nenabijenog, vrlo sporo opada s povećanjem brzine vrtnje, pa bi opala na nulu tek kad bi brzina vrtnje dostigla višestruku vrijednost brzine nazivne brzine. Takvo mehaničko opterećenje motor ne bi izdržao. Ta se opasnost naročito pojavljuje kod naglog rasterećenja motora, kada dolazi do naglog povećanja njegove brzine vrtnje. Zato regulator iznad nazivne brzine vrtnje naglo smanjuje količinu ubrizgavanoga goriva i ne onemogućuje povećanje brzine vrtnje iznad nmax. Me


100 % opterećenja

n nmax

~ 3n

Slika 14.6. Regulator brzine vrtnje štititi Dieselov motor od brzinskog preopterećenja. Postoje dvije vrste regulatora s obzirom na zadaće koje obavljaju (slika 14.7.): dvorežimski regulator: ograničava najveću (da se motor ne razleti) i najmanju brzinu vrtnje (da se ne zaustavi) sverežimski regulator: ograničava najveću i najmanju brzinu vrtnje te još održava i namještenu brzinu vrtnje bez obzira na opterećenje (npr. kod motora za pogon električnih generatora izmjenične struje). 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-7 (2005-06-02)

Puna linija (a) prikazuje ovisnost pomaka regulacijske poluge u pumpi za ubrizgavanje o brzini vrtnje kad je papučica snage u položaju punog opterećenja, a crtkane linije ispod nje prikazuju tu ovisnost pri različitim konstantnim položajima papučice (b, …, f) pri djelomičnom opterećenju. Mijenja li se narinuti moment, odnosno opterećenje motora a papučica snage ostaje u istom položaju, tada se radna točka (T) pomiče po odgovarajućoj crtkanoj liniji (kod punog opterećenja po punoj liniji) a regulacijska poluga zauzima položaje koji odgovaraju tim točkama. Oznake: PH – točka praznog hoda; +K – pozitivna kompenzacija količine ubrizganoga goriva u gornjem području brzine vrtnje; R – područje djelovanja regulatora; NeR – neregulirano područje. NeR

R

R Pomak regulacijske poluge


Pomak regulacijske poluge

R

+K a b T

c d

PH

e nmin

Brzina vrtnje motora

nmax

+K

f PH nmin

e

d

c

b

a

T Brzina vrtnje motora

nmax

Slika 14.7. Značajke dvorežimskog regulatora (lijevo) i sverežimskog (desno). Regulacija količine ubrizgavanoga goriva Regulacija snage Dieselova motora provodi se promjenom količine ubrizgavanoga goriva. Postoje dvije vrste ove regulacije: Mehaničko upravljanje: upravlja se količinom goriva, regulira se samo brzina vrtnje n (ovisno o regulatoru). Bitno: otvoreni regulacijski lanac bez povratne veze. Jednostavnom postavnom veličinom (položajem papučice snage) utječe se na ubrizgavanje, bez povratne veze koja bi utjecala na tu postavnu veličinu. Rezultat: zadovoljavanje manje strogih normi o dopuštenoj štetnoj emisiji ispušnih plinova (Euro 1). Elektronička regulacija EDC (EDC – Electronic Diesel Control): računalo (kompjuter) regulira količinu goriva (mG), početak i kraj ubrizgavanja (°KV) te brzinu vrtnje motora, uzimajući u obzir čitav niza radnih parametara (primjerice čak i toplinsko rastezanje dijelova pumpe pa čak i samoga goriva). Bitno: kod regulacije postoji zatvoreni regulacijski krug s povratnom vezom za dojavu o stvarnoj (izmjerenoj) vrijednosti regulirane veličine. Regulacijski uređaj stalno uspoređuje stvarnu i potrebnu vrijednost regulirane veličine, te vrši potrebne korekcije stvarne vrijednosti. Rezultat: zadovoljavanje najstrožih normi o dopuštenoj štetnoj emisiji ispušnih plinova (Euro 3 i Euro 4).



XIV-8 (2005-06-02)

Regulacijski krug položaja izvršnog elementa za količinu ubrizgavanoga goriva

Davač položaja pedale gasa

Elektr. računalo

Unazivno -

Regulator položaja

Pumpa za ubrizgav. goriva

mG, °KV

Motor i vozilo

Brzina vrtnje motora

Trenje Brzina vrtnje motora

Ustvarno Regulacijski pomak izvršnog elementa za količinu goriva Temperature i tlakovi, protoci, pomaci, brzine, ...

Slika 14.8. Onovna shema elektroničke regulacije ubrizgavanja goriva kod Dieselova motora. 14.2.1.4. Elektronički regulacijski uređaj - EDC Elektronički regulacijski uređaj EDC uzima u obzir čitav niz radnih parametara motora a može se kombinirati s bilo kojom pumpom za ubrizgavanje. EDC upravlja radom cjelokupnog motora. Ukoliko je na vozilo ugrađen neki od sustava za poboljšanje trakcije TCS (Traction Control System) ili dinamičke stabilnosti vozila ESP (Electronic Stability Program), ili kod teških teretnih vozila sustav za regulaciju ovjesa ECAS (Electronically Controlled Air Suspension), tada je EDC hijerarhijski podređen ovim sustavima. Osim vrlo točne regulacije količine ubrizgavanoga goriva, EDC može osiguravati i sigurnost pogona motora. U slučaju otkazivanja pojedinih funkcija (npr. kod neispravnosti osjetnika), ili kod pojave kvara koji ugrožava sigurnost, sustav se prebacuje u sigurnosni način rada sa smanjenom snagom motora koja je dovoljna da vozilo dođe do servisne radionice.


Slika 14.9. Shema elektroničkog uređaja (EDC) za regulaciju ubrizgavanja kod Dieselovih motora na kamionima tvornice MAN. Programiranje svih veličina bitnih za upotrebu vozila vrši se ručicom na volanu (primjerice: programiranje brzine vrtnje motora u praznom hodu, brzine vrtnje pomoćnih pogona koje motor tjera, brzine vožnje (FGR), najveće brzine vožnje (FGB) itd.). Oznake: P – pumpa za ubrizgavanje, 15 – plus preko prekidača u električnoj bravi na volanu (za startanje i zaustavljanje motora), 30 – izravni plus od akumulatora. 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-9 (2005-06-02)

Slika 14.10. Shema jedne od prvih izvedbi EDC-uređaja za napajanje Dieselovog motora s rednom pumpe za ubrizgavanje. Oznake: (1) spremnik goriva, (2) dobavna pumpa s ručnom pumpom za odzračivanje vodova goriva, (3) filtar goriva, (4) redna pumpa za ubrizgavanje, (5) električni uređaj za zaustavljanje motora (ELAB), (6) davač temperature goriva, (7) davač pomaka regulacijske poluge u pumpi (zakreće pumpne elemente), (8) izvršni član s linearnim magnetom (pomiče regulacijsku polugu), (9) davač brzine vrtnje motora, (10) brizgaljka, (11) davač temperature rashladne tekućine, (12) davač pomaka papučice snage, (13) prekidač pedale spojnice, (14) ručica za programiranje na volanu, (15) lampica upozorenja i priključak za dijagnostički uređaj, (16) brzinomjer ili davač brzine vožnje, (17) elektronički upravljački uređaj (računalo), (18) davač temperature zraka, (19) davač tlaka nabijenog zraka, (20) turbopunjač, (21) akumulator, (22) prekidač za uključivanje žarnica za hladni start motora.

14.2.1.5. Razdjelna pumpa s jednim klipom 12

13

14

11 10 2

6 5

1

3

8

4

7

Slika 14.11. Razdjelna pumpa. Gorivo ulazi iz dobavne krilne pumpe (1) u razdjelnu pumpu i ispunjava njen cijeli prostor. Tlak goriva u unutrašnjosti razdjelne pumpe raste razmjerno porastu brzine vrtnje a određuje se posebnim ventilom za regulaciju tlaka (2), koji ujedno odvaja višak goriva te ga ponovno dovodi na usisnu stranu pumpe. 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-10 (2005-06-02)

Usisni presjek otvoren. U GMT razvodni klip (1) zatvara ulazni kanal, a razdjelni utor (2) je spojen na izlazni kanal.

Dobava goriva. Za vrijeme gibanja klip stvara tlak u gorivu koje je u visokotlačnom cilindru (3). Gorivo odlazi izlaznim kanalom (4) prema brizgaljci.

Prekid dobave. Dobava se prekida kada kulisa (5) otvori poprečne otvore na klipu (5)

Dotok goriva. Malo prije GMT otvara se ulazni kanal. Dok se klip vraća u DMT, visokotlačni cilindar se puni gorivom a kulisa zatvara poprečne otvore na klipu. Izlazni kanal je također zatvoren. Slika 14.12. Razdjelni klip u fazi podizaja i dobave.

Razdjelna pumpa ima samo jedan element pumpe, s klipom (5) i cilindrom pumpe, koji potiskuje gorivo u sve cilindre motora. Pogonsko vratilo okreće klip pumpe (5) polovinom brzine radilice motora, a preko prijenosa (3) i regulator. Klip (5) i ploča s bregovima (4) čine jednu cjelinu, a broj bregova jednak je broju cilindara motora. Pri okretanju klip s bregovima nailazi na valjčiće (smještene u posebnom prstenu) koji ga podižu, a opruga osigurava stalni kontakt ploče s bregovima i valjčića. Hod klipa se ne mijenja a na slici je klip prikazan u krajnjem desnom položaju. Dakle, kretanje klipa (5) je složeno: kružno i pravocrtno. Gorivo ulazi u element pumpe kroz otvor i uzdužne žljebove na vrhu klipa (5) i to onda kada je ovoren elektromagnetski ventil za isključivanje dovoda goriva (D). Broj žljebova jednak je broju cilindara. Pri okretanju, za vrijeme ubrizgavanja, provrt i uzdužni žlijeb na klipu naizmjence uspostavljaju vezu tlačne strane iznad klipa s odvodom goriva prema ventilima za rasterećenje (7) i brizgaljkama na cilindrima (B), već prema redoslijedu ubrizgavanja. Početak ubrizgavanja odgovara nailasku bregova (na ploči s bregovima) na valjčiće i podešava se zakretanjem ploče s valjčićima (8). Ploča s valjčićima zakreće se pod djelovanjem tlaka 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-11 (2005-06-02)

goriva, koji vlada u unutrašnjosti razdjelne pumpe i koji je promjenljiv. Ako se valjčići zakrenu u smjeru u kojem se okreće i klip (5), njegovo će podizanje početi kasnije pa će i ubrizgavanje započeti kasnije. Zato ovaj uređaj djeluje kao regulator predubrizgavanja. Kraj ubrizgavanja određen je časom kada kulisa (6) otvori poprečne provrte na klipu (5), pa gorivo s tlačne strane istječe u unutrašnjost pumpe gdje je tlak niži. Regulator pomiče kulisu u aksijalnom smjeru pa mijenja završetak ubrizgavanja, odnosno količinu goriva. Pomakne li se kulisa ulijevo, ubrizgavanje se prekida ranije a količina goriva se smanjuje. Na slici su prikazani utezi centrifugalnog regulatora (10) i opruga regulatora (13) koji, povezani s tuljkom (11) i sa sistemom poluga (14), djeluju na pomicanje kulise (6). U slučaju ubrzavanja motora utezi se zbog veće centrifugalne sile razmiču, potiskuju gornji kraj poluge udesno a poluga, koja se okreće oko naznačene osi, pomiče kulisu ulijevo, preljev na klipu se otvara ranije a količina ubrizganog goriva se smanjuje. Vozač zakreće polugu (12) i tako mijenja silu u opruzi. Kako sila u opruzi mora biti u ravnoteži s centrifugalnom silom utega, koja raste s kvadratom brzine vrtnje, to će ovaj regulator održavati po želji odabranu brzinu vrtnje, kao sverežimski regulator. Motor se zaustavlja putem elektromagnetskog ventila (D) kojim se prekida dovod goriva. 14.2.1.6. Brizgaljka


Slika 14.1. Uložak brizgaljke i različiti završetci (lijevo i gore). Obična brizgaljka (desno): 1- dovod goriva, 2 – tijelo držača brizgaljke, 4 – međupločica, 6 – stezna matica s visokotlačnim cjevovodom, 7 – filtar goriva, 8 – izlaz propuštenoga goriva, 9 – pločice za manještanje tlaka ubrizgavanja, 10 – tlačni kanal, 12 – tlačni zatik. Brizgaljka mora omogućiti dobro raspršivanje goriva a završetak ubrizgavanja mora biti brz i bez kapanja. Velika kapljica na kraju ubrizgavanja stvorila bi čađu u ispuhu i pogoršala štetnu emisiju. Kod motora s komorom gorivo se ubrizgava jednim mlazom pa se primjenjuje brizgaljka sa čepom (oblici 1 do 2b na slici 14.1.). Pri svakom otvaranju/zatvaranju čep pročisti izlazni otvor pa je opasnost od začepljivanja brizgaljke mala a i zahtjevi na 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-12 (2005-06-02)

pročišćavanje goriva su manji. Nasuprot njima brizgaljke za motore s izravnim ubrizgavanjem brizgaju gorivo u nekoliko mlazova kroz provrte smještene na bočnim stranama kapice kojom završava brizgaljka (oblici 3 do 5). Kod najmanjih brizgaljki promjer ovih otvora iznosi svega 0.15 mm pa je opasnost začepljivanja vrlo velika te gorivo treba biti jako čisto. Najnovije brizgaljke imaju stoga oblik kao na slici 14.1./5: konusni završetak igle brtvi točno na izlaznim otvorima pa gorivo koje preostane ispod igle ne može kapati. Međutim, prilikom sjedanja igle na sjedište kod ove se brizgaljke pojavljuje hidraulički udar u volumenu goriva ispod igle. Taj udar izaziva povećana naprezanja koja su na početku razvoja ovih relativno novih brizgaljki rezultirala odlomljivanjem kapice već nakon prilično kratkog vremena uporabe.

Slika 14.13. Lijevo: Brizgaljka s 2 opruge za dvofazno ubrizgavanje: kad počne dobava, igla se malo podigne za mali iznos H1 i posredstvom tlačnog svornjaka (4) stisne mekanu oprugu (3). Gorivo istječe pod malim tlakom, mlazom male prodornosti, ali se zato raspršuje u finu maglu. U međuvremenu, dok gorivo istječe, puni se volumen ispod vrha igle brizgaljke i tlak u njemu raste sve dok ne stisne tvrdu oprugu (6) i podigne iglu za veliki iznos H2. Sada su rupice za istjecanje goriva na vrhu brizgaljke potpuno slobodne i gorivo istječe pod velikim tlakom u snažnim i prodornim mlazovima. Desno, gore: Brizgaljka s davačem pomaka igle: 1 – zatik za podešavanje, 2 – zavojnica davača, 3 – tlačni zatik, 4 – električni kabel, 5 – priključak. 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-13 (2005-06-02)

14.3. PUMPABRIZGALJKA Pumpabrizgaljka ima u istom kućištu pumpni element i brizgaljku. Na taj je način na minimum svedena duljina visokotlačnog cjevovoda pa je i znatno manji utjecaj oscilacija tlaka u njemu na količinu ubrizgavanoga goriva a i zakašnjenje ubrizgavanja je znatno manje. Ideju i prve skice pumpebrizgaljke razradio je u svojoj patentnoj prijavi 1905. godine Rudolf Diesel. Današnje pumpebrizgaljke rade s predubrizgavanjem goriva a za regulaciju ubrizgavanja i rada cjelokupnog motora koristi se elektronički sustav EDC. Pumpa brizgaljka

Regulacijska poluga

Postavni član

Dotok goriva


Brizgaljka

Slika 14.14. Pumpabrizgaljka (lijevo) i shema cijelog uređaja (gore).

Slika 14.15. Faze rada pumpebrizgaljke: a – usis, b – pretpodizaj, c – dobava, d – preostali podizaj. Dijelovi: 1 – pogonski brijeg, 2 – klip pumpe, 3 – povratna opruga, 4 – visokotlačni cilindar, 5 – igla magnetskog ventila, 6 – prostor magnetskog ventila, 7 – dovod goriva, 8 – povrat goriva, 9 – zavojnica elektromagneta, 10 – sjedište magnetskog ventila, 11 – igla sapnice.



XIV-14 (2005-06-02)

Slika 14.16. Faze rada pumpebrizgaljke s predubrizgavanjem: a – mirovanje, b – početak predubrizgavanja, c – kraj predubrizgavanja, d – glavno ubrizgavanje. Dijelovi: 1– klip pumpe, 2 – visokotlačni cilindar, 3 – klip akumulatora, 4 – prostor akumulatora, 5 – tlačna opruga, 6- prostor opruge, 7 – igla sapnice.

Slika 14.17. Radni parametri pumpebrizgaljke prikazane na slici 14.15. (lijevo) i na slici 14.16. (desno). Rad pumpe. Usis (a). Gorivo ulazi dovodnim niskotlačnim kanalom (7) u pumpu, puni prostor magnetskog ventila (5) i visokotlačni cilindar (4). Pretpodizaj (b). Potiskivan brijegom (1), klip (2) putuje prema dolje. Magnetski ventil je otvoren i gorivo izlazi niskotlačnim povratnim vodom iz pumpe. Ubrizgavanje (c). Elektronički upravljački uređaj u određenom trenutku propusti struju u elektromagnet (9) pa se ventil (10) zatvori ( to je točka elektroničkog ubrizgavanja). Daljnjim gibanjem klipa tlak goriva se povećava te kod 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-15 (2005-06-02)

približno 300 bar savlada silu opruge i podigne iglu sapnice. Započinje ubrizgavanje goriva u cilindar (točka stvarnog ubrizgavanja). Daljnjim gibanjem klipa tlak ubrizgavanja uslijed velike količine dobave stalno raste. Analizom struje magneta upravljačko računalo određuje razliku između ovih točaka i uzima je u obzir već u sljedećem radnom ciklusu. Preostali podizaj (d). Nakon isključivanja elektromagneta ventil (10) se naglo otvara i ubrizgavanje se prekida.

Slika 14.18. Uređaj za ubrizgavanje goriva pumpom-brizgaljkom u osobnom automobilu. A – opskrba gorivom (niskotlačni dio): 1 – spremnik goriva, 2 – filtar goriva, 3 – dobavna pumpa goriva s protupovratnim ventilom, 4 –ventil za ograničenje tlaka, 5 – hladnjak goriva. B – visokotlačni dio: 6- pumpa –brizgaljka. C – Elektronička regulacija motora EDC: 7 – osjetnik temperature goriva, 8upravljačko računalo, 9 – osjetnik položaja papučice snage, 10 – osjetnik brzine vožnje, 11 – prekidač kočnice, 12 – osjetnok temperature zraka, 13 –osjetnik brzine vrtnje bregastoga vratila, 14 – osjetnik temperature usisavanoga zraka, 15 – osjetnik tlaka nabijanja, 16 – zaklopka u usisnoj cijevi, 17 – mjerač protoka zraka, 18 – osjetnik temperature motorskog prostora, 19 – osjetnik položaja koljenastoga vratila. D – periferija: 20 – kombi-instrument na vozačkom mjestu, 21- regulator zagrijavanja za hladni start motora, 22 – žarnica, 23 – prekidač spojke, 24 – ručica na volanu za programiranje tempomata (regulatora brzine vožnje), 25 – kompresor klimauređaja, 26 – komande klimauređaja, 27 – kontak-brava na volanu, 28 – dijagnostički priključak, 29 – akumulator, 30 – turbopunjač, 31 – hladnjak recirkuliranih ispušnih plinova (EGR), 32 – ventil za upravljanje EGRuređajem, 33 – ventil za upravljanje tlakom nabijanja (waste-gate), 34 – vakuum-pumpa, 35 – motor. CAN – (Controler Area Network) – serijska sabirnica u vozilu.

Rad pumpebrizgaljke s predubizgavanjem. Mirovanje (a). Igla sapnice (7) i klip akumulatora (3) miruju na svojim sjedištima, magnetski ventil (prikazan na slici 14.15.) je otvoren i ne 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-16 (2005-06-02)

može doćo do povećanja tlaka. Početak predubrizgavanja (b). Magnetski ventil se zatvorio, počinje porast tlaka. Kad se dostigne tlak otvaranja, igla sapnice se podiže i počinje predubrizgavanje. U ovoj je fazi podizaj igle ograničen hidrauličkim prigušivačem. Kraj predubrizgavanja (c). Kod daljnjeg porasta tlaka podiže se klip akumulatora sa svoga sjedišta i te se uspostavlja veza između visokotlačnog cilindra (2) i prostora akumulatora (4). Uslijed toga u visokotlačnom dijelu opadne tlak a poraste i pritisak opruge (5) na iglu sapnice (7) te se ona zatvori. Predubrizgavanje je prestalo. Razmak između predubrizgavanja i glavnog ubrizgavanja ovisi o podizaju klipa akumulatora. Glavno ubrizgavanje (d). Nastavkom gibanja klipa pumpe (1) tlak u visokotlačnom cilindru i dalje raste. Kad se dostigne sada povećani tlak otvaranja sapnice, počinje glavno ubrizgavanje. Tijekom ubrizgavanja tlak raste do vrijednosti od 2050 bar. Otvaranjem magnetskog ventila ubrizgavanje u potpunosti naglo prestaje.

14.4. UREĐAJ COMMON RAIL Ovaj se uređaj još naziva i uređajem za ubrizgavanje sa spremnikom goriva pod visokim tlakom. Zbog toga što je tlak za cijelo vrijeme ubrizgavanja gotovo stalan, naziva se i ubrizgavanjem sa stalnim tlakom. Sama ideja i nije posve nova. Prve izvedbe s elektroničkom regulacijom bile se na sporohodnim brodskim motorima MAN B&W još 1979. g. Glavna prepreka primjeni kod mnogo bržih automobilskih motora bila je ta što tada još nisu postojali dovoljno brzi elektromagnetski ventili za ubrizgavanje. Primjerice ako ubrizgavanje goriva traje 20°KV tada to kod četverotaktnog motora pri brzini vrtnje od 4000 min-1 traje svega 0.8 ms. To zahtijeva veliku brzinu zatvaranja i otvaranja ventila za ubrizgavanje, kao i veliku pouzdanost i izdržljivost. Npr. tijekom 100000 km, uz prosječnu brzinu vožnje od 40 km/h i prosječnu brzinu vrtnje motora od 2000 min-1, te ako se gorivo ubrizgava samo dvaput u svakom radnom ciklusu, ventil mora obaviti 300 milijuna otvaranja i isto toliko zatvaranja. Sve je to zahtijevalo silan napora u procesu razvoja ovih uređaja. Izvedbu prikazanu na slikama, poznatu pod nazivom Common Rail zajednički su razvili Daimler-Benz, Bosch i Fiat a u serijskoj se proizvodnji pojavila 1997. godine. (Danas ove uređaje proizvodi i tvrtka Delphi.) Uređaj se sastoji od visokotlačne klipne pumpe koja dobavlja gorivo u zajednički spremnik pod visokim tlakom (Common Rail). Iz spremnika se gorivo cijevima odvodi do elektromagnetskih ventila za ubrizgavanje koje otvara i zatvara elektronički upravljački uređaj. Poseban brzi regulator održava tlak u visokotlačnom spremniku za vrijeme ubrizgavanja praktički konstatnim (npr. kod nazivne vrijednosti od 1300 bar tlak za vrijeme ubrizgavanja varira za manje od 20 bar). Najveći tlak ubrizgavanja iznosi kod: 1. 2. 3. 4.

Common Rail 1 (1997.) Common Rail 2 (2000.) Common Rail 3 (2003.), piezo-ventili, višestruko glavno ubrizgavanje Common Rail 4 (~2007.)

1350 bar, 1600 bar, 1800 bar, > 2200 bar,

U odnosu na druge sustave ubrizgavanja Common Rail ima ove osnovne prednosti: 1. Ubrizgavanje se vrši elektromagnetskim ventilima pa je izbor početka, kraja i trajanja ubrizgavanja potpuno slobodan i nije ograničen geometrijskim oblikom brijega kao u pumpi s mehaničkim ubrizgavanjem. 2. Tlak ubrizgavanja je konstantan od početka do kraja ubrizgavanja. Iako pumpabrizgaljka ubrigava gorivo pod najvećim tlakom od 2100 bar, a Common Rail kod 1600 bar, prosječni tlak za vrijeme ubrizgavanja veći je kod Common Raila. U stvarnosti se tlak za vrijeme ubrizgavanja mijenja ali su te promjene zbog brze regulacije vrlo



XIV-17 (2005-06-02)

male i zanemarive u odnosu na druge sustave ubrizgavnja. Npr. kod nazivnog tlaka od 1300 bar oscilacije tlaka iznose ± 20 bar.

3. U jednom radnom ciklusu motora gorivo se može ubrizgavati nekoliko puta. To je od velike prednosti jer omogućuje dobro regulirano predubrizgavanje koje je važno za smanjenje buke izgaranja. Također omogućuje naknadno ubrizgavanje u taktu ekspanzije i ispuha, nužno za rad uređaja za smanjivanje štetne emisije (čestica i NOx). 4. Visokotlačna pumpa ne treba biti sinkronizirana s koljenastim vratilom motora. Time pogon pumpe i njezin smještaj postaju jednostavnijima. Osjetnik tlaka u spremniku Spremnik goriva pod visokim tlakom (Rail)

Regulator tlaka


S P

F0 F

Elektromagnetski ventili za ubrizgavanje (injectori)

Visokotlačna pumpa ECU

nKV

αBV

Položaj pedale gasa

pT

tZ

tM

Slika 14.19. Uređaj za ubrizgavanje goriva sa spremnikom pod tlakom - Common-Rail. Crveno – gorivo pod visokim tlako, žuto – gorivo pod niskim tlakom. Oznake: ECU – elektronički upravljački uređaj; F0 – predfiltar; F – filtar; P – dobavna pumpa goriva; S – spremnik goriva; osjetnici: nKV –brzina vrtnje motora, α BV –položaj bregastog vratila, pT – tlak nabijanja zraka u turbopunjaču, t Z – temperatura zraka, t M – temperatura motora. Uobičajeno ubrizgavanje

Common Rail predubrizgavanje

Tlak ubrizgavanja p

p max

glavno ubrizgavanje

početak dobave

psred

početak ubrizgavanja

Kut zakreta KV, °

p rail = psred


Kut zakreta KV, °

Slika 14.20. Tlak goriva za vrijeme ubrizgavanja je kod Common Raila cijelo vrijeme stalan. 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc

14. Ubrizgavanje goriva kod Dieselovog motora Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem 1

2

XIV-18 (2005-06-02)

Elektromagnet je privukao ventil

3 4

5 6 7 8 9

10

11

Slika 14.21. Ventil za ubrizgavanje goriva u zatvorenom položaju (lijevo) i otvorenom (desno). Oznake: 1 – povrat goriva, 2 – električni priključak, 3 – regulacijski član (elektromagnetski ventil), 4 – dovod goriva pod visokim tlakom iz Raila, 5 – kuglasti ventil, 6 – izlazna prigušnica, 7 – ulazna prigušnica, 8 – upravljački volumen, 9 – upravljački klip, 10 – dovodni kanal prema sapnici, 11 – igla sapnice. Otvaranje i zatvaranje brizgaljke (slika 14.21.) vrši se pomoću elektromagnetskog regulacijskog ventila. Pokretni dio ventila, koji je ujedno kotva elektromagneta, ima vrlo malu masu tako da je za njegovo pomicanje dovoljna vrlo mala sila. Kotva elektromagneta pritisnuta je s gornje strane tvrđom oprugom a s donje je poduprta mekšom. U zatvorenom stanju kroz elektromagnet (3) ne teče nikakva struja a rezultirajuća sila opruga dovoljna je da drži kuglasti ventil (5) zatvorenim jer visoki tlak djeluje na kuglicu na vrlo maloj površini. Zbog toga što je kuglasti ventil zatvoren, igla sapnice pritisnuta je na sjedište silom tlaka goriva koja djeluje u upravljačkom volumenu (8) na gornju stranu upravljačkoga klipa (9) i silom silom opruge smještene s gornje strane igle. Tim se silama suprotstavlja sila tlaka goriva na donju stranu igle. Zahvaljujući malim poprečnim presjecima izloženim tlaku goriva i malim dimenzijama brtvenih ploha, iglu u zatvorenom stanju drži vrlo mala rezultirajuća sila. Otvaranje ventila započinje tako što elektronička upravljačka jedinica (ECU) propusti struju u elektromagnet (3) koji privuče kotvu i tako otvori kuglasti ventil (5). Tlak u upravljačkom vomenu (8) naglo opadne, pa sila tlaka goriva s donje strane podigne iglu sapnice i gorivo se ubrizgava u cilindar. U otvorenom stanju kotva je privučena vrlo blizu elektromagnetu pa je za njeno držanje sada dovoljna znatno manja struja od relativno velikog početnog impulsa potrebnog za povlačenje udaljene kotve. Kad se prekine struja, rezultirajuća sila opruga pritisne kotvu prema dolje i zatvori kuglasti ventil. Treba uočiti da se za zatvaranje sapnice opet koristi sila tlaka goriva pa je dovoljna vrlo mala sila u opruzi igle jer ona treba nadvaladati samo razliku sila tlaka goriva s donje i gornje strane. Zahvaljujući tome dimenzije brizgaljke su vrlo male pa je ona idealna za motore s 4 ventila po cilindru jer se



XIV-19 (2005-06-02)

može provući imeđu ventila tako da se gorivo ubrizgava na idealnom mjestu u sredini cilindra. Protok goriva kroz brizgaljku mora biti znatno veći od količine potrebne za ubrizgavanje jer se veliki dio goriva koristi za upravljanje gibanjem upravljačkoga klipa (9), odnosno igle sapnice (11). Velika brzina otvaranja i zatvaranja sapnice za ubrizgavanje omogućena je time što elektromagnetski regulacijski ventil ima vrlo malu masu pokretnoga dijela koja prevaljuje vrlo mali put pa je za to dovoljna mala privlačna sila, mase svih pokretnih dijelova u brizgaljci su vrlo male, kuglicu regulacijskog ventila tlak goriva pritišće na vrlo maloj površni a na iglu djeluje rezultirajuća sila tlaka goriva na gornjoj i donjoj strani. F


Rail

N

V

I I I I

PVT

Slika 14.22. Lijevo: Mapa tlaka ubrizgavanja goriva. Desno: Komponente uređaja CommonRail ugrađene na motor zauzimaju vrlo malo mjesta: visokotlačna pumpa (PVT), filtar goriva (F), spremnik goriva pod visokim tlakom (Rail), elektromagnetski ventili za ubrizgavanje (injectori, I) spojeni visokotlačnim cijevima (V) na spremnik dok se niskotlačnima (N) odvodi višak goriva. Zahvaljujući elektroničkom upravljanju, tlak ubrizgavanja se može dobro prilagoditi potrebama procesa izgaranja u cilindru, slika 14.22. Primjenom elektronike točnost ubrizgavanja se povećala a kvarovi su postali drugačiji. Tako se npr. kod Common Rail brizgaljke pojavljuju oštećenja na elektromagnetskom ventilu uslijed nabijanja na sjedište već nakon 100000 km kod kamionskih motora. Ugradnjom prigušnica u odvod goriva trajnost je porasla na 250000 km ali je i to znatno manje nego kod starih mehaničkih brizgaljki. I kvarovi na novim pumpama za ubrizgavanje s elektroničkim sklopovima su češći. Cijene su također jako porasle. Tako je primjerice početkom 1970-ih 12-litarski Dieselov V8-motor DaimlerBenz, sa svim agregatima, stajao za prvu ugradnju 4500 EUR (te su cijene znatno niže nego za rezervne dijelove). Nasuprot tome, već je 2000. godine pumpa za ubrizgavanje Bosch za 6cilindarski kamionski motor stajala čak 12500 EUR, odnosno triput više nego 28 godina ranije cijeli motor.



XIV-20 (2005-06-02)

14.5. UREĐAJI ZA HLADNI START DIESELOVOG MOTORA Problem Dieselov motor usisava zrak i komprimira ga, te zraku pritom rastu tlak i temperatura. Gorivo se ubrizgava u vrući komprimirani zrak u cilindru, miješa se s tim zrakom, a nastala goriva smjesa se upaljuje uslijed visoke temperature zraka. Drugim riječima, vrući zrak u cilindru upaljuje gorivo. Dakle, temperatura zraka u cilindru, u trenutku kada počinje ubrizgavanje goriva, mora biti dovoljno visoka da omogući sigurno upaljivanje. Ta se temperatura kod hladnoga motora i kod niskih temperatura okolnog zraka ne može postići. Shema za kolokvij i ispit

v2

T START ⇐ T2'' > Tupalj

T2

p2,ad

2ad

T2,ad

p2

2

2'' nk = κ

Tupalj {

START ⇐ T2' < Tupalj

2'

v1

2T T = konst.

1hl

1z

p1

1t

s

Slika 14.23. Hladni start Dieselovog motora u (T, s)-dijagramu. Oznake: 1hl – početna točka kompresije u cilindru kod hladnog motora bez uređaja za zagrijavanje zraka zavrijeme hladnoga starta; 1hl → 1z – povećanje temperature u cilindru zagrijavanjem (npr. električnim grijačem); 1t – početna točka kompresije kod toplog motora; 2 – krajnja točka kompresije kad u cilindru ne bi došlo do izgaranja. Rješenje Zbog toga na Dieselovu motoru postoje posebni uređaji za povećanje temperature komprimiranoga zraka u cilindru, kojima je svrha olakšavanje pokretanja hladnoga motora, odnosno olakšavanje hladnoga starta. Osim toga, kod hladnoga se starta u cilindar ubrizgava povećana količina goriva da bi se u cilindru našla dovoljna količina lakše upaljivih frakcija. Uređaji, odnosno mjere za olakšavanje hladnog starta mogu biti: 1. žarnica ili žarna svjećica 2. plamena sapnica 3. grijač rashladne tekućine 4. električni grijač u karteru 5. tegljenje vozila. 14.5.1. Uređaj sa žarnicom Žarnica ili žarna svjećica (njem. Glühkerze) je električni grijač koji se kod motora s podijeljenim prostorom izgaranja ugrađuje u komoru a kod motora s izravnim ubrizgavanjem u cilindar. Moderna žarnica (npr. Bosch GSK2) se u roku od deset sekundi zagrije na preko 1000°C te značajno podigne početnu temperaturu u cilindru, a time i krajnju temperaturu kompresije. S obzirom da predugo zagrijavanje može previše isprazniti električnu bateriju, kojoj je kod niskih temperatura kapacitet ionako znatno smanjen a nakon zagrijavanja treba 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-21 (2005-06-02)

još i dovoljno brzo okretati uljem slijepljene dijelove motora, na vozačkom se mjestu pali upozoravajuća svjetiljka kad se u cilindru dovoljno podigne temperatura. To je znak vozaču da treba motor zavrtjeti elektropokretačem i pokrenuti ga. Ovaj se uređaj primjenjuje kod motora osobnih automobila.


Slika 14.24. Uređaj sa žarnicom, za hladni start Dieselovog motora s izravnim ubrizgavanjem (A), kod motora s vrtložnom komorom (B) i motora s pretkomorom (C).


Slika 14.25. Temperatura na kraju kompresije u cilindru motora s izravnim ubrizgavanjem (DI), odnosno u komori motora s podijeljenim prostorom izgaranja, za vrijeme kompresije pri hladnom startu motora, kod različitih tremperatura okolnog zraka tZ. Električnim grijačem povećava se početna temperatura za vrijeme hladnoga starta zimi. tUG – područje upaljivanja dizelskoga goriva. 14.5.2. Uređaj s plamenom sapnicom Ovaj uređaj radi tako da se mala količina goriva posebnom sapnicom (koja se naziva plamenom sapnicom) ubrizgava u usisnu cijev i tamo odmah pali s pomoću električne žarnice. Plinovi nastali izgaranjem griju usisavani zrak i tako olakšavaju start motora. (Na taj način se doduše troši i nešto kisika iz usisavanoga zraka. Međutim, kako je količina ubrizganoga goriva mala, to u zraku još uvijek preostane dovoljno kisika za startanje motora.) Gorivo se u plamenu sapnicu dovodi od pročišćavača goriva, preko posebnog elektromagnetskog ventila. Trajanje zagrijavanja iznosi do približno 25 sekundi (MAN). Plamena sapnica i žarnica se uključuju s pomoću posebnog regulacijskog sklopa koji uključuje ovaj uređaj samo kad temperatura motora padne ispod određene granice (kod MAN-a ispod 13°C). Temperaturu motora regulacijskom sklopu dojavljuje termometar rashladne tekućine. Uređaj s plamenom sapnicom se primjenjuje kod većih motora teretnih vozila i autobusa. 14_MSUI_Diesel_ubrizgavanje_4f_za_predavanje.doc


XIV-22 (2005-06-02)

Slika 14.26. Shema uređaja s plamenom sapnicom: 1 –akumulator, 2 – električna brava za startanje i zaustavljanje motora, 3 – električni prekidač, 4 – upravljački uređaj, 5 – relej, 6 – pokazna lampica na vozačkom mjestu, 7 – plamena sapnica, 8 – elektromagnetski ventil za gorivo, 9 – dovod goriva.


Slika 14.27. Plamena sapnica spaljuje malu količinu (desno) goriva i zagrijava zrak u usisnoj cijevi (lijevo). 14.5.3. Uređaj sa zagrijavanjem rashladne tekućine Grijač rashladne tekućine (slika 14.28.) sastoji se od komore u kojoj, prije pokretanja hladnog motora, izgara dizelsko gorivo pa nastali vrući plinovi zagrijavaju rashladnu tekućinu. Električna pumpa tjera zagrijanu tekućinu kroz rashladni sustav i na taj način zagrijava cijeli motor a i putnički prostor, jer je sustav grijanja povezan s rashladnim sustavom motora. Za sigurnost pogona motora ovo je najbolji način startanja, ali je znatno sporiji od plamene sapnice. Poznati proizvođači ovih uređaja u Europi su Webasto i Ebespächer. 14.5.4. Električni grijač u karteru Električni grijač u karteru sastavni je dio opreme osobnih automobila pogonjenih Ottovim i Dieselovim motorima za tržišta s hladnim podnebljem (Švedska, Norveška, Kanada i sl.). Dok je automobil na parkiralištu, grijač, sličan onom u električnom bojleru, spoji se na električnu mrežu te zagrijava ulje u karteru. Toplo ulje omogućava znatno lakše okretanje motora kod ponovnog starta. Ovim zagrijavanjem se ujedno donekle zagrijava i cijeli motor.



XIV-23 (2005-06-02)

14.5.5. Ostalo Tegljenje vozila drugim vozilom može pomoći kada su uređaji za hladni start neispravni. Guranje ljudskom snagom nije dovoljno jer su otpori okretanja hladnog Dieselovog motora vrlo veliki (tlak kompresije je velik zbog visokog kompresijskog omjera, hladno koljenasto vratilo je uljem zalijepljeno za ležajeve a klipovi za cilindre) pa se ne može postići dovoljno visoka brzina vrtnje motora. U prodaji su i posebna lako upaljiva goriva, pakirana u spray-bocama. Vrlo je opasno ispod motora ložiti vatru da bi ga se zagrijalo. Iako se time olakšava hladni start, rizik od požara je nerazumno velik.

Slika 14.28. Shema zajedničkog sustava za hlađenje motora i zagrijavanje putničkog prostora s grijačem rashladne tekućine. Lijevo: 1 – radijatori za zagrijavanje vozačkog i putničkog prostora, 8 – grijač (u presjeku na desnoj slici), 12 – hladnjak motora.

LITERATURA [1.] Diesel-Einspritzsysteme Unit Injector System / Unit Pump System, Bosch, Technische Unterrichtung, 1999, Nr. 1 987 722 056, ISBN 3-934584-17-9. [2.] Diesel-Radialkolben-Verteilerpumpen, 2. Ausg., Bosch, Technische Unterrichtung, 1998, Nr. 1 987 722 053, ISBN 3-934584-12-8. [3.] Diesel-Speichereinspritzsystem Common Rail, Bosch, Technische Unterrichtung, 1998, Nr. 1 987 722 054, ISBN 3-934584-13-6. [4.] Dieseleinspritztechnik im Überblick, 3. Ausg., Bosch, Technische Unterrichtung, 1998, Nr. 1 987 722 038, ISBN 3-934584-05-5. [5.] Dieselmotor-Management Bosch, 2. Aufl., Vieweg, 1998, ISBN 3-528-03873-X. [6.] Karsten, H., Boecking, F., Groß, J., Stein, J.-O., Dohle, U.: 3. Generation Pkw-Common-Rail von Bosch mit Piezo-Inline-Injektoren, MTZ 3/2004, 181-199.


15. Modeliranje procesa u motorima Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

XV-1 (2007-05-02)

15. MODELIRANJE PROCESA U MOTORIMA Procesi koji se odvijaju u motoru za vrijeme njegova rada su vrlo složeni. Tok tlaka u cilindru motora prikazuje se (p,V) dijagramom ili razvijenim dijagramom tlaka u ovisnosti o kutu zakreta koljenastog vratila, a ovi se pak dijagrami koriste za analizu učinkovitosti motora.

Slika 15.1. (p,V) dijagram (lijevo) i razvijeni dijagram tlaka (desno) u cilindru motora (p,V) dijagram i razvijeni dijagram tlaka dobivaju se mjerenjem tlaka u cilindru motora, za vrijeme njegova rada. No, da bi se ovakve dijagrame promjene tlaka za neki motor moglo dobiti još u fazi razvoja motora, ili da bi se moglo vidjeti kako određena promjena na nekom dijelu motora djeluje na taj motor, procese u motoru treba matematički što vjernije i što točnije opisati. Ovdje će prvo biti prikazan proračun toka tlaka i temperature u cilindru motora prema teoriji Vibea, a zatim proračun procesa u motoru upotrebom programskog paketa AVL Boost. U poglavlje 15.2. gdje je opisan proračun programskog paketa Boost upotrijebljene su oznake fizikalnih veličina koje se koriste u Boostovom priručniku [3.], a na kraju ovog poglavlja prikazana je tablica s oznakama korištenim u Boostu i na FSB.

15.1. PRORAČUN TOKA TLAKA I TEMPERATURE U CILINDRU MOTORA PREMA VIBEU S obzirom da su procesi koji se odvijaju u cilindru motora za vrijeme njegova rada vrlo složeni uvedene su određene pretpostavke koje mijenjaju sliku dijagrama i na taj način olakšavaju proračun. Uvedene pretpostavke su: 1. Usis traje do donje mrtve točke. 2. Tlak u cilindru za vrijeme usisa je konstantan i jednak je tlaku na početku kompresije. 3. Kompresija u cilindru započinje u donjoj mrtvoj točki, a završava početkom procesa izgaranja. 4. Kompresija je predstavljena kao politropska promjena stanja s prosječnim eksponentom politropske kompresije nk. 5. Po završetku izgaranja nastavlja se ekspanzija koja je isto tako predstavljena kao politropska promjena stanja s prosječnim eksponentom politropske ekspanzije ne. 6. Ekspanzija traje do donje mrtve točke kada započinje ispuh.

15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-2 (2007-05-02)

7. Tok tlaka i temperature za vrijeme usisa i ispuha ispušta se iz razmatranja u ovom proračunu. Tlak usisa i ispuha koji su polazne veličina za proces kompresije, za potrebe proračuna samo se pretpostavlja, na osnovu iskustva. Ako se sada ove pretpostavke prenesu na (p, V) dijagram i na razvijeni dijagram tlaka, izvorni dijagrami će poprimiti oblik prikazan na slici 15.2.

Slika 15.2. (p, V) dijagram (lijevo) i razvijeni dijagram tlaka (desno) matematičkog modela nakon uvođenja pretpostavki 1.-7. Točka A predstavlja točku početka politropske kompresije, točka Y predstavlja početak izgaranja, točka Z kraj izgaranja, a točka B kraj politropske ekspanzije. U točki C dolazi do promjene iz kompresije u ekspanziju za vrijeme izgaranja.

Odavde se može vidjeti da će sam proračun biti podijeljen na tri različita dijela: 1. kompresija (od A do Y) 2. izgaranje (od Y do Z) 3. ekspanzija (od Z do B). Prije nego što se prikaže proračun po dijelovima uvest će se tzv. funkcija volumena ψ(α) koja se u kasnijem proračunu vrlo često koristi. Funkcija volumena ψ(α) predstavlja vezu volumena u proizvoljnoj točki položaja klipa i volumena na početku kompresije. Dakle poznavanjem funkcije volumena ψ(α), volumena na početku kompresije VA i kompresijskog omjera ε možemo pomoću izraza: V =

VA

ε

⋅ψ (α )

(15.1)

izračunati volumen V za bilo koji položaj klipa, određen kutom α zakreta koljenastog vratila od GMT. Funkcija volumena ψ(α) određena je izrazom:

ψ (α ) = 1 +

ε −1 ⎡

1 ⎢(1 − cos α ) + 2 ⎣ λH

gdje je:

λH = r / l, - omjer klipnjače. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc

⎛⎜1 − 1 − λ 2 sin 2 α ⎞⎟⎤ H ⎝ ⎠⎥⎦

(15.2)


XV-3 (2007-05-02)

15.1.1. Kompresija Kao što je već rečeno kompresija je predstavljena kao politropska promjena stanja što znači da ukoliko je poznato stanje plina u točki A, može se jednostavno odrediti tlak i temperatura na kraju kompresije u točki Y. Tlak u cilindru pA na početku kompresije pretpostavlja se na osnovu iskustva, a temperatura se može izračunati postavljanjem bilance topline:

c p ⋅ m(To + ∆T ) + c pi ⋅ mi ⋅ Ti = c pA (m + mi )TA

(15.3)

gdje su: cp

[J/kgK] - specifični toplinski konstantnom tlaku;

medija

pri

cpi

[J/kgK] - specifični toplinski kapacitet zaostalih plinova izgaranja konstantnom tlaku;

pri

cpA

[J/kgK] - specifični toplinski kapacitet mješavine plinova u cilindru (u točki A) pri konstantnom tlaku;

m

[kg]

- masa svježeg radnog medija koja je ušla u cilindar;

mi

[kg]

- masa zaostalih plinova izgaranja;

To

[K]

- temperatura okoline;

∆T

[K]

- povećanje temperature svježeg radnog medija uslijed zagrijavanja od vrućih stjenki usisnog sustava i cilindra;

Ti

[K]

- temperatura zaostalih plinova izgaranja;

TA

[K]

- temperatura plinova u cilindru na početku kompresije.

kapacitet

svježeg

radnog

Uz pretpostavku da je cp ≈ cpi ≈ cpA dobije se:

TA =

To + ∆T + γTi 1+ γ

(15.4)

Stupanj punjenja λpu i faktor zaostalih plinova izgaranja γ pri tom se izračunavaju pomoću izraza:

λpu = γ=

To To + ∆T

⎡ pA 1 ⎛ pi p A ⎞ ⎤ ⎟⎟⎥ ⎜⎜ − − ⎢ ⎣ po ε − 1 ⎝ po po ⎠⎦

To + ∆T 1 ⋅ 1 Ti ε −1 ⎡ ⎤ ⎢⎣ pA − ε − 1 ( pi − pA )⎥⎦ pi

⋅

gdje su: pA

[Pa]

- tlak u cilindru na početku kompresije;

pi

[Pa]

- tlak ispuha;

po

[Pa]

- tlak okoline.


(15.5) (15.6)


XV-4 (2007-05-02)

Specifični volumen plinova u cilindru na početku kompresije vA jednak je:

⎡ Z 1 ⎤ ℜ ⋅ TA ⎢λ o + ⎥ MZ MG ⎦ ⎣ vA = (1 + λ ⋅ Z o ) ⋅ pA

za Ottov motor

(15.7a)

za Dieselov motor

(15.7b)

vA =

ℜ ⋅ TA M Z ⋅ pA

ℜ

[J/kmol K] - opća plinska konstanta (8314J/kmolK);

λ

[-]

- faktor zraka;

Zo

[kgZ/kgG]

- stehiometrijski omjer goriva i zraka;

MZ

[kg/kmol] - molekularna masa zraka (28.96 kg/kmol);

MG

[kg/kmol] - molekularna masa goriva (114 kg/kmol).

gdje su:

pri čemu se stehiometrijski omjer goriva i zraka može izračunati iz: h s o⎤ ⎡ c + + − ⎥ Z o = 137.85 ⋅ ⎢ ⎣12.01 4.032 32.06 32 ⎦

(15.8)

gdje su: c

[-]

- maseni udio ugljika u gorivu

h

[-]

- maseni udio vodika u gorivu

s

[-]

- maseni udio sumpora u gorivu

o

[-]

- maseni udio kisika u gorivu.

Tlak pY i temperatura TY na kraju kompresije jednaki su: n

⎛v ⎞ k pY = ⎜⎜ A ⎟⎟ ⋅ pA ⎝ vY ⎠ ⎛v TY = ⎜⎜ A ⎝ vY

⎞ ⎟⎟ ⎠

(15.9)

nk −1

⋅ TA

(15.10)

gdje je specifični volumen na kraju kompresije jednak:

vY =

vA

ε

αY [°]

ψ (α Y ) - kut zakretaS KV za trenutak kraja kompresije u odnosu na GMT


(15.11)


XV-5 (2007-05-02)

15.1.2. Izgaranje Proces izgaranja mnogo je složeniji od kompresije i ekspanzije, te ga nije moguće predstaviti nekom politropskom promjenom stanja. Za vrijeme procesa izgaranja, pored promjene stanja uslijed promjene volumena, postoji i intenzivno dovođenje topline uslijed izgaranja goriva, koje mijenja svoj intenzitet. Proces izgaranja zbog toga se dijeli na male vremenske intervale, na način prikazan na slici 14.3.

Slika 15.3. Shema podijele procesa izgaranja na male vremenske intervale.

Za svaki vremenski interval izračuna se tlak i temperatura na kraju intervala, na osnovi tlaka i temperature na početku intervala. Proračun započinje s poznatim tlakom i temperaturom na kraju kompresije, i ponavlja se sve dok se ne prođe kroz cijeli proces izgaranja. Broj koraka u proračunu ovisit će dakle o duljini trajanja izgaranja i veličini malih vremenskih intervala. Što je mali vremenski interval manji proračun će biti precizniji, ali će zato trebati veći broj koraka što znači da će vrijeme računanja biti dulje.

15.1.2.1. Proračun toka tlaka

Proračun toka tlaka provodi se tako što se za svaki odsječak procesa izgaranja postavlja prvi glavni stavak termodinamike: q1− 2 = c v1,2 ⋅ (T2 − T1 ) +

v2

∫ pdv

(15.12)

v1

Količina iskorištene topline q1-2 u intervalu 1-2 može se izračunati iz jednadžbe: q1− 2 = q z ( x 2 − x1 ) = q z ⋅ ∆x1− 2


(15.13)


XV-6 (2007-05-02)

Ukupna količina iskorištene topline qz tokom cijelog procesa izgaranja je: qz = qz =

ξ ⋅ Hd (1 + λ ⋅ Z o )(1 + γ ) ξ ⋅ Hd

λ ⋅ Z o ⋅ (1 + γ ) + 1

za Ottov motor

(15.14a)

za Dieselov motor

(15.14b)

gdje je: Hd

[J/kg] - donja ogrjevna vrijednost goriva

ξ

[-]

- koeficijent iskoristivosti topline pri izgaranju.

Za Ottove motore s λ≤1 koeficijent iskoristivosti topline pri izgaranju ξ može se izračunati iz:

ξ = δ ⋅ψ k

(15.15)

gdje je faktor pretvorbe energije goriva δ jednak:

δ =

H d − 10216 ⋅ 404 ⋅ (1 − λ ) ⋅ Z o , Hd

(15.16)

a faktor hlađenja i disocijacije ψk≈0.88 – 0.92. Za Ottove motore s λ>1 koeficijent iskoristivosti topline pri izgaranju ξ može se izračunati izrazom (15.15), ako se pretpostavi da je faktor pretvorbe energije goriva δ = 1. Koeficijent iskoristivosti topline pri izgaranju ξ, za proračun Dieselovih motora može se očitati iz tablice 15.1. Udjeli izgorjelog goriva na početku x1 i na kraju intervala x2 izračunavaju se iz Vibeove 'funkcije izgaranja', tj. funkcije udjela izgorjelog goriva, koja glasi:

x = 1− e

⎛ϕ −6.908⋅⎜⎜ ⎝ ϕz

⎞ ⎟⎟ ⎠

m +1

(15.17)

gdje su: m

[-]

- značajka izgaranja;

ϕz

[°KV] - duljina trajanja izgaranja;

ϕ

[°KV] - kut zakreta koljenastog vratila u odnosu na početak izgaranja.

Značajka izgaranja m određuje oblik funkcije izgaranja goriva (slika 15.4.). Vrijednosti značajke izgaranja m određuju se analizom snimljenih indikatorskih dijagrama, odnosno odabiru se na temelju iskustva. Značajka m ovisi o vrsti motora te o obliku prostora izgaranja, pa se zbog toga u nekim knjigama naziva i parametrom oblika (engl. shape parameter). . 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc

1 x (-) m=0.5 m=1 m=1.5

0.5

m=2 m=2.5 m=3 m=3.5 m=4

0 -30

0

α (°KV) 30

Slika 15.4. Vibeova funkcija izgaranja x za: duljinu trajanja izgaranja 60°KV i različite vrijednosti značajke izgaranja m.


XV-7 (2007-05-02)

Na osnovu termodinamičkih i matematičkih pretvorbi ostali članovi izraza (15.12) mogu se isto tako transformirati: c v1,2 (T2 − T1 ) = v2

∫ pdv ≈

v1

1

κ 1, 2 − 1

( p 2 v2 − p1v1 )

(15.18)

p 2 + p1 (v2 − v1 ) 2

(15.19)

Uvrštenjem tih izraza u izraz (15.12), sređivanjem izraza tako da se p2 uzme kao nepoznata veličina, te uvrštenjem izraza za volumene na pojedinim mjestima dobije se: 2⋅ p2 =

⎞ ⎛ κ 1, 2 + 1 q z ⋅ ∆x1, 2 + p1 ⎜ ⋅ψ (α 1 ) − ψ (α 2 )⎟ ⎟ ⎜ κ −1 vA ⎠ ⎝ 1, 2 κ 1, 2 + 1 ⋅ψ (α 2 ) − ψ (α 1 ) κ 1, 2 − 1

ε

(15.20)

κ 1,2 gdje je izentropski eksponent u intervalu 1-2: κ 1,2 = 1.405 −

0.5 ⎛ x + x2 ⎞ T1 − a ⋅ ⎜ 1 ⎟ 10000 ⎝ 2 ⎠

(15.21)

Faktor a ovisi o vrsti motora: za Ottov motor:

a = 0.05

za brzohodni Dieselov motor:

a = 0.04 ± 0.005

za sporohodni Dieselov motor:

a = 0.03

U tablicama 15.1. i 15.2. prikazane su vrijednosti duljine trajanja izgaranja i značajke izgaranja m prema Vibeu (1970. g.) i prema Boost-u (2000. g.)

Tablica 15.1. Duljina trajanja izgaranja i značajka procesa izgaranja prema Vibe-u.

Dieselovi motori s izravnim ubrizgavanjem

sa slabim vrtloženjem sa vrtloženjem od usisa sa jakim vrtloženjem, M – postupak

Dieselovi motori s podijeljenim prostorom izgaranja Ottovi motori

bogata smjesa siromašna smjesa


∆αc[°KV]

m

ξ

90 – 150

0 – 0.15

0.8 – 0.9

60 – 75

0.35 – 0.5

75 – 0.88

50 – 75

0.4 – 1

0.75 – 0.85

50 – 75

0.8 – 1.2

0.75 – 0.85

60 – 100

0.4 – 0.6

0.65 – 0.8

45 – 55 60 - 70

3-4 3-4


XV-8 (2007-05-02)

Tablica 15.2 Duljina trajanja izgaranja i značajka procesa izgaranja prema Boostu.

s dva ventila po cilindru sa četiri ventila po cilindru koncept brzog izgaranja

Ottovi motori

Dieselovi motori s podijeljenim prostorom izgaranja za osobne automobile

nenabijeni s turbopunjačem s turbopunjačem i hladnjakom zraka

nenabijeni Dieselovi motori s izravnim s turbopunjačem ubrizgavanjem za osobne automobile s turbopunjačem i hladnjakom zraka nenabijeni Dieselovi motori s izravnim ubrizgavanjem za kamione

s turbopunjačem s turbopunjačem i hladnjakom zraka motori srednjih brzina vrtnje

Brzina vrtnje 1500 5000 1500 5000 1500 5000 nominalna 30% nominalne nominalna 30% nominalne nominalna 30% nominalne nominalna 30% nominalne nominalna 30% nominalne nominalna 30% nominalne nominalna 50% nominalne nominalna 50% nominalne nominalna 50% nominalne

∆αc[°KV] 60 65 50 55 45 50 90 65 90 65 90 65 80 55 75 55 75 55 70 55 70 55 75 60

m 2.3 .9 2.5 2.1 2.6 2.6 0.5 0.5 1 0.8 1.1 0.8 0.4 0.4 0.9 0.7 1 0.7 0.5 0.6 1.1 0.8 0.9 1

nominalna

65

1

15.1.2.2. Proračun toka temperature

Nakon izračunavanja toka tlaka za vrijeme procesa izgaranja može se izračunati i tok temperature. Međutim za vrijeme izgaranja dolazi do promjene sastava plinova u cilindru, pa je u proračunu temperature potrebno uzeti u obzir i promjenu količine (broja molova) plinova tijekom procesa izgaranja. Izraz za izračunavanje temperature u proizvoljnom trenutku procesa izgaranja glasi: T=

p ψ (α ) TY ⋅ p Y ψ (α Y ) β

(15.22)

gdje su: p

[Pa]

- tlak u proizvoljnom vremenskom trenutku;

α

[°KV] - kut zakreta KV u odnosu na GMT u proizvoljnom vremenskom trenutku;

β

[-]

- faktor trenutačne promjene količine plina.



XV-9 (2007-05-02)

Faktor trenutačne promjene količine plina β može se izračunati iz:

β = 1 + (β max − 1) ⋅ x

(15.23)

gdje su:

βmax [-]

- faktor maksimalne promjene količine plina

x

- udio izgorjelog goriva za proizvoljni trenutak

[-]

Za faktor maksimalne promjene količine plina βmax vrijedi:

β max =

β 0, max + γ 1+ γ

(15.24)

gdje je β0, max faktor maksimalne promjene količine plinova za slučaj kada pri izgaranju nisu prisutni zaostali plinovi izgaranja. Faktor maksimalne promjene količine plinova β0, max za slučaj kada pri izgaranju nisu prisutni zaostali plinovi izgaranja od prethodnog procesa, različito se izračunava ukoliko je λ ≤ 1 ili ukoliko je λ > 1. Za Ottove motore s λ ≤ 1vrijedi:

β 0, max

c h o 1 1 − λ ) + (1 − 0.5 ⋅ λ ) + ⋅ λ − ( n′ − n′ 12 2 32 MG =1+ z =1+ , (15.25a) λ ⎛c h o⎞ 1 n′ ⋅⎜ + − ⎟ + 0.21 ⎝ 12 4 32 ⎠ M G

a Ottove motore za λ > 1 vrijedi:

β 0, max

h o 1 + − 4 32 M G =1+ λ ⎛c h o⎞ 1 ⋅⎜ + − ⎟ + 0.21 ⎝ 12 4 32 ⎠ M G

(15.25b)

Za Dieselove motore faktor maksimalne promjene količine plinova βomax računa se iz:

β 0, max

h o + 4 32 =1+ λ ⎛c h o⎞ ⋅⎜ + − ⎟ 0.21 ⎝ 12 4 32 ⎠

(15.26)

Kad se provede proračun kroz sve male vremenske intervale za vrijeme trajanja izgaranja, dobiju se vrijednosti tlaka i temperature u ovisnosti o kutu zakreta koljenastog vratila ili u ovisnosti o volumenu V. U dijagramu su te točke spojene ravnim linijama. Smanjivanjem veličine malih vremenskih intervala povećava se gustoća točaka, a time i broj linija pa na taj način dijagram sve preciznije oponaša stvarnu krivulju. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-10 (2007-05-02)

15.1.3. Ekspanzija Proračun procesa izgaranja završio je izračunavanjem temperature i tlaka u točki Z koja predstavlja kraj izgaranja. Ova točka, pripadajući tlak i temperatura, predstavljaju početne vrijednosti za proces ekspanzije. Taj je proces predstavljen politropskom promjenom stanja, s eksponentom ne. Prema tome, tlak i temperatura na kraju ekspanzije mogu se izračunati iz: n

⎛ vZ ⎞ e p B = ⎜⎜ ⎟⎟ p Z ⎝ vB ⎠ ⎛v ⎞ TB = ⎜⎜ Z ⎟⎟ ⎝ vB ⎠

(15.27)

ne −1

TZ

(15.28)

Specifični volumeni vZ i vB mogu se dobiti iz izraza (15.11). Na taj su način izračunate točke krivulje tlaka prikazane na slici 15.2. Sada se može izračunati površina koju krivulja u (p, V)-dijagramu omeđuje, i ta površina je jednaka pozitivnom radu procesa W1. Za izračunavanje indiciranog rada potrebno je odrediti negativan rad izmjene radnog medija W2. S obzirom na pretpostavku da su tlakovi za vrijeme usisa i ispuha konstantni, rad izmjene radnog medija može se izračunati iz: W2 = ( p A − p i ) ⋅ VH

(15.29)

Indicirani rad procesa tada je jednak: Wi = W1 + W2

(15.30)

15.2. PRORAČUN PROCESA U MOTORU POMOĆU PROGRAMA BOOST Prva razlika koju je bitno uočiti je da se Vibe-ovim proračunom izračunava tlak i temperatura u cilindru motora, dok se programom Boost izračunavaju procesi i stanje u cijelom motoru. To znači da pad tlaka, odnosno, gubitke u usisnom i ispušnom sustavu neće trebati pretpostaviti, već će se procesi promjene stanja plina i promjene sastava plina od mjesta ulaska svježeg zraka u usisnu cijev, pa sve do izlaska produkata izgaranja iz ispušne cijevi izračunavati. Program Boost vrši jednodimenzionalne proračune. To znači da se u Boost-u ne izrađuju trodimenzionalni proračunski modeli razmatranog motora. Utjecaj trodimenzionalne geometrije, npr. kod strujanja iz cijevi većeg promjera u cijev manjeg promjera, uzima se u obzir pomoću koeficijenata strujanja koji predstavljaju omjer stvarnog strujanja na nekom mjestu i teorijskog izentropskog strujanja bez gubitaka. S obzirom da radni medij od ulaska u motor pa sve do izlaza iz motora prolazi kroz razne elemente, proračun je podijeljen na više modula. Izlazne veličine jednog modula koriste se kao ulazne veličine za drugi modul. Kod proračuna se pojave u cijelom motoru promatraju u istom trenutku. Kada se za određeni vremenski trenutak proračun izvrši kroz cijeli motor, on se ponavlja s odabranim vremenskim pomakom.



XV-11 (2007-05-02)

Elementi kroz koje u radu motora, struji radni medij, a koji u programu Boost stoje na raspolaganju, su: 1. cilindar 2. spremnik (plenum) 3. spremnik promjenjiva volumena (variable plenum) 4. sapnica goriva – brizgaljka (injector) 5. cijevni spoj (junction) 6. pročistač zraka (air cleaner) 7. katalizator (catalist) 8. hladnjak zraka (air cooler) 9. razvodnik s kružnom pločom (rotary valve) 10. turbopunjač (turbocharger) 11. turbo kompresor (turbo compressor) 12. rotorni kompresor (positive displacemant kompresor) 13. regulator protoka (check valve) 14. otpor strujanju (flow restriction) 15. regulacioni ventil (waste gate). Ovi elementi povezuju se s cijevima i na taj način dobiva se put radnog medija kroz motor. Pored ovih, u Boostu postoje još neki dodatni elementi: mjerna točka, unutarnji rubni uvjeti, vanjski rubni uvjeti, upravljačko računalo, dll element i element za povezivanje s programom Fire.

Slika 15.5. Model motora DMB 128A s usisnim sustavom pregrađenim na ubrizgavanje goriva, napravljen u programu Boost. Oznake: SB1 - vanjski rubni uvjet, Cl1 - pročistač zraka, MP1 – mjerna točka, Pl1 – spremnik, C1 – cilindar, R1 – otpor strujanju, I1 – sapnica goriva, J1 – cijevni spoj, brojčane oznake predstavljaju cijevi. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-12 (2007-05-02)

Primjer gotovog modela motora u programu Boost prikazan je na slici 15.5. Na slici se može vidjeti kako se od Boost-ovih elemenata može napraviti proračunski model motora. U navedenom primjeru nisu korišteni svi elementi, već samo oni koji su se na razmatranom motoru nalazili.

15.2.1. Cilindar Cilindar je najsloženiji i najznačajniji element na putu radnog medija. U cilindru dolazi do pretvaranja kemijske energije goriva u toplinu koja se zatim pomoću klipnog mehanizma pretvara u mehanički rad. Toplinski procesi koji se odvijaju u cilindru motora opisani su ranije. Pri tome treba zamijetiti da su za vrijeme kompresije, izgaranja i ekspanzije ventili cilindra zatvoreni pa je masa koja se nalazi u cilindru konstantna, dok su za vrijeme izmjene radnog medija ventili otvoreni pa se masa tvari koja se nalazi u cilindru mijenja. Zbog toga će se i proračun u periodu otvorenih ventila razlikovati od proračuna u periodu zatvorenih ventila. 15.2.1.1. Proračun procesa u cilindru za vrijeme zatvorenih ventila

Proces sa zatvorenim ventilima započinje u trenutku zatvaranja usisnog ventila (UZ na slici 15.1.) i traje sve do trenutka otvaranja ispušnog ventila (IO na slici 15.1.). Masa plinova u cilindru za to vrijeme je konstantna (izuzev gubitaka uslijed strujanja pored klipa), ali se zato tijekom procesa izgaranja sastav plinova mijenja. Proračun procesa u cilindru za vrijeme zatvorenih ventila baziran je na prvom glavnom stavku termodinamike. Prvi glavni stavak za radni medij koji se nalazi u cilindru motora kaže: toplina dovedena izgaranjem potroši se na promjenu unutarnje energije u cilindru, na rad klipa, na toplinu koja se predaje stijenkama (klipa, cilindra i glave motora) i na protok entalpije uslijed strujanja pored klipa. Matematička formulacija prvog glavnog stavka glasi: dV dQW dQF d (mc ⋅ u ) dmBB = + pc ⋅ c + + hBB dα dα dα dα dα

(15.31)

gdje su: d ( mc ⋅ u ) - promjena unutarnje energije u cilindru (c = cilindar) dα dV pc ⋅ c - rad klipa dα dQF - brzina oslobađanja topline izgaranjem (F=fuel) dα dmBB hBB - protok entalpije uslijed strujanja pored klipa (BB=blow by) dα dQW - toplinski tok koji prolazi kroz stijenke (W=wall) dα hBB, J/kg - specifična entalpija mase koja struji pored klipa; mBB, kg - masa koja struji pored klipa; mc, kg - masa u cilindru; pc, Pa - tlak u cilindru; QF, J - energija oslobođena izgaranjem goriva; QW, J - toplina predana stijenkama; u, J/kg - specifična unutarnja energija; Vc, m3 volumen cilindra; α, °KV - kut koljenastog vratila u odnosu na GMT.



XV-13 (2007-05-02)

Kod Ottovih motora s pripremom smjese izvan cilindra vrijede sljedeće pretpostavke: − mješavina je na početku izgaranja homogena − omjer goriva i zraka za vrijeme izgaranja je konstantan − izgorjela i neizgorjela smjesa imaju isti tlak i temperaturu iako im je sastav različit. Korištenjem pretvorbi i termodinamičkih postavki jednadžba (15.31) može se transformirati tako u oblik: ⎡ dQ dTc 1 = ⋅⎢ F dα ⎡ ∂u mB ⋅ pc ∂u B ⎤ ⎢⎣ dα + ⋅ ⎢ mc ⎥ ∂p ⎦ Tc ⎣ ∂T dV ⎛ ∂u ⎞ ⎞ ⎞ dQW − pc c ⋅ ⎜⎜ u B + pc B ⎟⎟ ⎟⎟ ⎟ − ∂p ⎠ ⎠ ⎟⎠ dα dα ⎝

⎛ 1 ⋅ ⎜⎜1 + ⋅ (u F + λ ⋅ Lst ⋅ u Air − (1 + λ ⋅ Lst ) ⋅ ⎝ Hu

⎛ mB ∂u B ⎞ dmBB ⎜⎜1 − ⎟− ⋅ Vc ∂p ⎟⎠ dα ⎝

⎛ m ∂u ⎞⎤ ⎜⎜ hBB − u c − pc B ⋅ B ⎟⎟⎥ (15.32) mc ∂p ⎠⎦⎥ ⎝

gdje su: Hu, J/kg G - donja ogrjevna vrijednost goriva; Lst, kgZr/kgG - stehiometrijski omjer goriva i zraka; mB, kg – izgorjela masa, tj. masa izgorjelog goriva i zraka; Tc, K - temperatura plinova u cilindru; uB, J/kg - specifična unutarnja energija izgorjele mase; uF, J/kg - specifična unutarnja energija goriva; uAir, J/kg - specifična unutarnja energija zraka; uc, J/kg - specifična unutarnja energija mase u cilindru; λ, - faktor zraka.

Da bi se ova jednadžba mogla riješiti potrebni su posebni moduli za izračunavanje: prijelaza topline na stijenke, količine oslobođene topline izgaranjem, gubitaka uslijed strujanja pored klipa i značajki mješavine plinova u ovisnosti o tlaku, temperaturi i sastavu. Pored toga potreban je modul za izračunavanje položaja klipa i volumena u ovisnosti o kutu zakreta koljenastog vratila. Uz pomoć ovih modula i jednadžbe stanja plina: pc ⋅ Vc = mc ⋅ R0 ⋅ Tc

(15.33)

određuju se tlak i temperatura na kraju svakog vremenskog perioda, a te veličine nadalje služe kao početne veličine pri izračunavanju sljedećeg vremenskog perioda. Ponavljanjem proračuna određeni broj puta (to ovisi o veličini vremenskog perioda) proračun se izvrši za cijeli proces. Količina oslobođene topline izgaranjem

Da bi se mogle riješiti jednadžbe (15.31) i (15.32) potrebno je u svakom vremenskom periodu izračunati brzinu oslobađanja topline. Za izračunavanje brzine oslobođene topline u programu Boost postoji nekoliko različitih modela izgaranja: Vibe, dvostruki Vibe, tablica, Woschni/Anisits, Hires et al., izgaranje kod konstantnog volumena, izgaranje kod konstantnog tlaka, gonjen, Vibe sa dvije zone, kvazidimenzionalan model, Hiroyasu, AVLMCC.Za različite modele potrebno je unijeti različite ulazne podatke za izračunavanje brzine oslobađanja topline. Vibeov model koristi Vibeovu jednadžbu za izračunavanje udjela izgorjelog goriva (15.17), dok se ostatak proračuna provodi prema jednadžbama Boostovog proračunskog modela.



XV-14 (2007-05-02)

Ukupna količina topline koja se oslobodi u cilindru za vrijeme jednog radnog ciklusa izračunava se iz količine goriva koja je dovedena u cilindar, ogrjevne vrijednosti goriva te omjera goriva i zraka pri izgaranju. Omjer goriva i zraka pri kojem će kompletno gorivo izgorjeti i pri tome potrošiti sav kisik iz dovedenog zraka naziva se stehiometrijskim omjerom goriva i zraka. On ovisi o sastavu goriva i jednak je: h s o⎤ ⎡ c + + + ⎥ KgZ/KgG Lst = 137.85 ⋅ ⎢ ⎣12.01 4.032 32.06 32 ⎦

(15.34)

gdje su: c, - maseni udio ugljika u gorivu; h, - maseni udio vodika u gorivu; o, - maseni udio kisika u gorivu; s, - maseni udio sumpora u gorivu.

Ukoliko je λ>1, smjesa goriva i zraka sadrži višak zraka i naziva se siromašnom. Takova smjesa, bi mogla u potpunosti izgorjeti s obzirom da postoji dovoljna količina kisika potrebnog za izgaranje. Ukoliko je λ<1 smjesa goriva i zraka sadrži premalo zraka i naziva se bogatom. U tom slučaju ne postoji dovoljna količina kisika za potpuno izgaranje. Pri tom izgaranju kompletno će se gorivo pretvoriti u produkte izgaranja međutim sastav plinova izgaranja je drugačiji nego kod potpunog izgaranja. Masa goriva mF u cilindru, koja se dodaje zraku, izražena pomoću količine svježeg zraka mAir u cilindaru i faktora zraka λ jednaka je: mF =

mAir λ ⋅ Lst

(15.35)

gdje je: mAir, kg - masa svježeg zraka u cilindru,

a ukupna količina dovedene energije po ciklusu Q jednaka je: Q = mF ⋅ H u ⋅ δ

(15.36)

gdje je:

δ, - faktor pretvorbe energije goriva (δ = 0 za izostajanje izgaranja; δ = 1 za potpuno izgaranje) U stvarnim uvjetima u motoru, uslijed brzine odvijanja procesa, potpuno se izgaranje ne postiže ni s faktorom zraka λ>1. Zbog toga je u program AVL Boost uključen model koji izračunava faktor pretvorbe energije goriva δ za faktore zraka λ = 0.9 ... 1.2. S izračunatom ukupnom dovedenom količinom topline Q po radnom ciklusu, izračunava se brzina oslobađanja topline: dQF dx = Q⋅ dα dα

gdje je : dx dα

- relativna brzina izgaranja goriva


(15.37)


XV-15 (2007-05-02)

Relativna brzina izgaranja goriva izračunava se deriviranjem Vibeove funkcije izgaranja koja iskazuje udio izgorjelog goriva x (15.17). U tom izrazu omjer ϕ/ϕz predstavlja relativno vrijeme trajanja izgaranja koje može biti iskazano:

ϕ α −α0 = ϕz ∆α c

(15.38)

gdje su:

α, °KV – položaj koljenastog vratila mjeren od GMT; α0, °KV - početak izgaranja; ∆αc, °KV - duljina trajanja izgaranja; ϕ, °KV - kut zakreta koljenastog vratila mjeren od početka izgaranja. Tako izraz za udio izgorjelog goriva x prelazi u oblik: x = 1− e

⎛ α −α 0 ⎞ ⎟ −6.908⋅⎜⎜ ⎟ ⎝ ∆α c ⎠

m +1

,

(15.39)

a izraz za relativnu brzinu izgaranja goriva dx/dα pri promatranom položaju koljenastog vratila α je: m

⎛α −α0 ⎞ dx 6.908 ⎟⎟ ⋅ e = ⋅ (m + 1) ⋅ ⎜⎜ dα ∆α c ⎝ ∆α c ⎠

⎛ α −α 0 ⎞ ⎟ − 6.908⋅⎜⎜ ⎟ ⎝ ∆α c ⎠

m +1

(15.40)

Toplinski tok koji prolazi kroz stijenke

Toplinski tok koji pri procesu prolazi kroz stijenke klipa, cilindra i glave motora izračunava se, u programu Boost, prema opće poznatim izrazima: dQW dQW,h dQW,p dQW,L = + + dt dt dt dt dQW,h dt dQW,p dt dQW,L dt

= Ah ⋅ α W ⋅ (Tc − Th )

(

(15.41) (15.42)

)

(15.43)

= AL ⋅ α W ⋅ (Tc − TL )

(15.44)

= Ap ⋅ α W ⋅ Tc − Tp

gdje su: Ah, m2 - površina stijenke glave(h=head); Ap, m2 - površina stijenke klipa; AL, m2 - površina stijenke cilindra; QW,L, J - toplina koja prolazi kroz stijenku cilindra (L=liner); QW,h, J toplina koja prolazi kroz stijenku glave(h=head); QW,p, J - toplina koji prolazi kroz stijenku klipa (p=piston); Th, K - temperatura stijenke glave; Tp, K - temperatura stijenke klipa; TL, K - temperatura stijenke cilindra; αW, W/m2K - koeficijent prijelaza topline na stijenke (glave, cilindra, klipa).

Temperature stijenki nisu konstantne po površini pa vrijednosti Th, Tp i TL predstavljaju njihove srednje vrijednosti. Iz tog razloga će se temperatura stijenke cilindra TL mijenjati s promjenom položaja klipa (mijenja se veličina površine koja se nalazi u dodiru s plinovima), što znači da će ovisiti o kutu zakreta koljenastog vratila. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-16 (2007-05-02)

Temperatura stijenke cilindra tako je jednaka: TL = TL,TDC ⋅

1 − e − c⋅ x x⋅c

(15.45)

gdje su: ⎛ TL,TDC ⎞ ⎟ c = ln⎜ ⎜T ⎟ L, BDC ⎝ ⎠ x=

(15.46)

h H

(15.47)

H, m - hod klipa; h, m - udaljenost klipa od GMT; x, - relativna udaljenost klipa od GMT; TL,BDC, K - temperatura stjenke cilindra kada je klip u DMT; TL,TDC, K - temperatura stjenke cilindra kada je klip u GMT.

Koeficijent prijelaza topline αW izračunava se po modelu G. Woschnia iz 19781. godine, prema izrazu:

α W = 130 ⋅ D

− 0.2

⋅ pc

C1 = 2.28 + 0.308

0.8

⋅ Tc

− 0.53

cu , cm

⎡ ⎤ VD ⋅ Tc,1 ⋅ ⎢C1 ⋅ c m + C 2 ⋅ ( p c − p c,0 )⎥ p c,1 ⋅ Vc,1 ⎢⎣ ⎥⎦

0.8

,

(15.48)

C 2 = 0.00324

gdje su: cm, m/s - srednja brzina klipa; cu, m/s - obodna brzina vrtloga; D, m - promjer cilindra; pc,o, Pa - tlak u cilindru gonjenog motora; pc,1, Pa - tlak u cilindru u trenutku zatvaranja usisnog ventila; Tc,1, K - temperatura u cilindru u trenutku zatvaranja usisnog ventila; Vc,1, m3 volumen cilindra u trenutku zatvaranja usisnog ventila; VD, m3 - radni volumen cilindra (D=Displacement).

Toplinski tok (dQW / dα) u izrazima (15.31) i (15.32) predstavlja protok topline po jedinici kuta zakreta KV (J/rad), dok toplinski tok (dQW / dt) predstavlja protok topline u jedinici vremena (J/s). Njihovi međusobni odnosi prikazani su izrazima:

1

dQW dQW dα dQW = ⋅ = ⋅ω dt dα dt dα

(15.49)

dQW dQW 1 = ⋅ dα dt ω

(15.50)

Woschni, G.: A Universally Applicable Equation for the Instantaneous Heat Transfer Coefficient in Internal Combustion Engines, SAE 6700931 Woschni, G.; Fieger, J.: Experimental Investigation of the Heat Transfer at Normal and Knocking Combustion in Spark Ignition Engines, MTZ vol. 43, pp. 63 – 67, 1982. Sihling, K.; Woschni, G.: Experimental Investigation of the Instantaneous Heat Transfer in the Cylinder of a High Speed Diesel Engine, SAE paper 790833, 1979



XV-17 (2007-05-02)

Proračun kinematike klipnog mehanizma

U toku proračuna procesa u motoru, na raznim mjestima koriste se veličine koje ovise o klipnom mehanizmu npr. trenutni volumen cilindra, položaj klipa, brzina klipa, trenutna površina stijenke cilindra itd. Udaljenost klipa od GMT, u ovisnosti o kutu zakreta koljenastog vratila jednaka je (slika 15.6.):

e⎞ ⎛r h(α ) = (r + l ) cosψ − r ⋅ cos(ψ + α ) − l ⋅ 1 − ⎜ sin(ψ + α ) − ⎟ l⎠ ⎝l

2

(15.51)

gdje je: ⎛ e ⎞ ⎟ ⎝r +l⎠

ψ = arcsin⎜

(15.52)

r, m - polumjer koljenastog vratila; l, m - duljina klipnjače; e, m - pomak osi KV u odnosu na uzdužnu os cilindra klipa; ψ, °KV - kut između koljenastog vratila i uzdužne osi cilindra kada je klip u GMT.

Slika 15.6. Klipni mehanizam. Proračun gubitaka uslijed strujanja pored klipa

U toku rada motora brtvljenje klipa i cilindra nije idealno, pa dolazi do određenih gubitaka uslijed strujanja plinova pored klipa. U izrazu (15.31) taj je gubitak izražen protokom entalpije. Maseni protok plinova koji struje pored klipa ⋅

m BB = Aeff ⋅ po1 ⋅

2 ⋅Ψ Ro ⋅ To1

BB

[kg/s] jednak je: (15.53)

gdje su: po1, Pa - statički tlak na ulazu; To1, K - temperatura na ulazu; Aeff, m2 - efektivna površina strujanja, Ψ - funkcija tlaka. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-18 (2007-05-02)

Za brzine strujanja manje od brzine zvuka funkcija tlaka Ψ jednaka je: 2 κ −1 ⎤ ⎡ κ κ ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ p p κ ⎢ 2 ⎜⎜ ⎟⎟ − ⎜⎜ 2 ⎟⎟ ⎥ Ψ= ⎥ κ − 1 ⎢⎝ po1 ⎠ ⎝ p o1 ⎠ ⎥ ⎢⎣ ⎦

(15.54)

gdje je: p2, Pa - tlak na izlazu.

Za strujanja brzinom zvuka, funkcija tlaka jednaka je: 1 ⎞ κ −1

⎛ 2 Ψ=⎜ ⎟ ⎝ κ + 1⎠

⋅

κ κ −1

(15.55)

Efektivna površina strujanja određena je efektivnom širinom strujanja δ koja mora biti zadana: Aeff = D ⋅ π ⋅ δ

(15.56)

Ukoliko je tlak u cilindru veći od tlaka u kućištu motora tada dolazi do strujanja iz cilindra u kućište. Temperatura i tlak u cilindru tada predstavljaju ulaznu temperaturu To1 i ulazni tlak po1, a tlak u kućištu motora predstavlja tlak na izlazu p2. Sastav plinova koji struje i njihov energetski sadržaj odgovara sastavu plinova i energiji plinova u cilindru. Ukoliko je pak tlak u kućištu motora veći od tlaka u cilindru, dolazi do strujanja iz kućišta u cilindar. Tlak u kućištu tada odgovara ulaznom tlaku po1, a tlak u cilindru izlaznom p2. Ulazna temperatura plinova postavlja se tako da bude jednaka temperaturi stijenke klipa. Sastav plinova i njihov energetski sadržaj u ovom slučaju odgovaraju sastavu i energiji plinova koji su izašli iz cilindra neposredno prije promjene smjera strujanja.

15.2.1.2. Proračun procesa u cilindru za vrijeme izmjene radnog medija

Izmjena radnog medija traje od trenutka kada se u cilindru otvori ispušni ventil, pa sve do trenutka kada se zatvori usisni ventil. U tom se vremenu ne mogu primijeniti jednadžbe (15.31) i (15.32) s obzirom na to da je kod tih izraza pretpostavljeno da je masa u cilindru konstantna. Jednadžba za izračunavanje procesa izmjene plinova u cilindru je također jednadžba prvog glavnog stavka termodinamike samo u drugačijem obliku: d (mc ⋅ u ) dm dm dV dQW = − pc − + ∑ i hi − ∑ e he dα dα dα dα dα

(15.57)

gdje su: dmi hi dα

- količina energije dovedena masom koja ulazi u cilindar

dme he dα

- količina energije odvedena masom koja izlazi iz cilindra.

me, kg - masa koja izlazi iz cilindra; mi, kg - masa koja ulazi u cilindar; he, J/kg -entalpija mase koja izlazi iz cilindra; hi, J/kg - entalpija mase koja ulazi u cilindar. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-19 (2007-05-02)

Pored jednadžbe (15.57) postavljena je i jednadžba za izračunavanje promjene mase plinova koji se nalaze u cilindru: dmc dm dm = ∑ i −∑ e dα dα dα

(15.58)

Jednadžba (15.57) može se transformirati tako da se dobije izraz za izračunavanje promjene temperature u cilindru: dTc = dα

⎧ dQW ⎛ m ∂u ⎞ dV 1 − − p c ⎜⎜1 − B ⋅ B ⎟⎟ ⋅ ⎨− V ∂p ⎠ dα ⎛ ∂u c mB ⋅ p c ∂u B ⎞ ⎩ dα ⎝ ⎟ mc ⎜⎜ + ⋅ Tc ∂p ⎟⎠ ⎝ ∂T

⎡⎛ dme dm dm ⎤ dmi ⎫⎪ ∂u ⎞ dm − hi − ⎢⎜⎜ u B + pc B ⎟⎟ ⋅ B + u Air ⋅ Air + u F ⋅ F ⎥ + he ⎬ dα dα ⎦ dα dα ⎪⎭ ∂p ⎠ dα ⎣⎝

(15.59)

Toplinski tok koji se predaje stijenkama, sastav plinova u cilindru i njegove značajke, količina plinova koji struje u cilindar i količina plinova koji struje iz cilindra izračunavaju se u posebnim modulima programa. Svi ovi proračuni, uključujući i izraz (15.59), provode se postupkom iteracije, s obzirom da značajke plinova u cilindru (tlak, temperatura, sastav itd.) utječu na količinu mase koja ulazi i izlazi iz cilindra. Proračun količine plinova koji ulaze u cilindar i izlaze iz cilindra

Količina plinova koji ulaze ili izlaze iz cilindra jednaka je: dm 2 = Aeff ⋅ p o1 ⋅ ⋅Ψ dt Ro ⋅ To1

(15.60)

Za brzine strujanja koje su manje od brzine zvuka funkcija tlaka ovisi o vrsti plina i o razlici tlakova: ⎡

2

κ ⎢⎛ p 2 ⎞ κ ⎛ p 2 ⎞ ⎜ ⎟ − ⎜⎜ ⎟ Ψ= κ − 1 ⎢⎜⎝ po1 ⎟⎠ po1 ⎟⎠ ⎝ ⎢

κ +1 ⎤ κ ⎥

⎣

⎥ ⎥⎦

(15.61)

dok kod strujanja brzinom zvuka funkcija tlaka ne ovisi o razlici tlakova već samo o vrsti plina: 1

Ψ = ΨMAX

κ ⎛ 2 ⎞ κ −1 =⎜ ⋅ ⎟ κ +1 ⎝ κ + 1⎠

(15.62)

Efektivna površina strujanja iz izraza (15.60) određuje se na sljedeći način: Aeff = µσ ⋅

d vi 2 ⋅ π 4

(15.63)

gdje je: dvi, m - unutrašnji promjer sjedišta ventila; µσ, -koeficijent strujanja ventila sveden na unutrašnji promjer sjedišta ventila. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-20 (2007-05-02)

Koeficijent strujanja eksperimentalno je dobiveni koeficijent koji uzima u obzir razne gubitke koji se javljaju pri trodimenzionalnom strujanju, a sveden je na unutrašnji promjer sjedišta ventila. Određuje se ispitivanjem na posebnoj opremi za mjerenje protoka, a predstavlja omjer stvarnog masenog protoka kroz ventil i masenog protoka koji bi se ostvario kroz zadani promjer strujanjem bez gubitaka, pri istoj razlici tlakova na otvoru. Koeficijent strujanja kroz ventil ovisi o razlici tlakova na otvoru, i o podizaju ventila. Kada je ventil zatvoren koeficijent strujanja je nula i kroz taj ventil nema strujanja. Kod maksimalnog podizaja ventila koeficijent strujanja kreće se u rasponu od 0.5 do 0.7. Sastav plinova koji izlaze iz cilindra kroz ispušni ventil u proračunu je srednja vrijednost sastava plinova koji se u tom trenutku nalaze u cilindru. Isto tako i energetski sadržaj plinova koji izlaze kroz ispušni ventil odgovara srednjoj vrijednosti energije plinova u cilindru. Ovakav model ispiranja cilindra naziva se modelom potpunog miješanja. Proračun prijelaza topline za vrijeme izmjene radnog medija

Za vrijeme procesa izmjene radnog medija u cilindru dolazi do prijelaza topline na stijenke klipa, cilindra i glave motora. Isto tako pri strujanju plinova kroz kanale ventila dolazi do prijelaza topline na stijenke kanala. Zbog različitih uvjeta pri kojima se ostvaruju ti prijelazi topline, oni se i izračunavaju na različite načine. Prijelaz topline na stijenke cilindra Toplinski tok koji prolazi kroz stjenke jednak je: dQW dQW,h dQW,p dQW,L = + + dt dt dt dt

(15.64)

pri čemu su: dQW,h dt dQW,p dt dQW,L dt

= Ah ⋅ α W ⋅ (Tc − Th )

(

(15.65)

)

(15.66)

= AL ⋅ α W ⋅ (Tc − TL )

(15.67)

= Ap ⋅ α W ⋅ Tc − Tp

Koeficijent prijelaza topline računa se Wochnievom jednadžbom:

α W = 130 ⋅ D −0.2 ⋅ pc 0.8 ⋅ Tc −0.53 ⋅ ( C3 ⋅ cm ) gdje je:

C3 = 6.18 + 0.417 ⋅


cu cm

0.8

(15.68)


XV-21 (2007-05-02)

Prijelaz topline pri strujanju plinova kroz kanale Pri strujanju plinova kroz kanale dolazi do izmjene topline između plinova i stijenki kanala i uslijed toga do njihovog zagrijavanja ili hlađenja. Temperatura plina na izlazu iz kanala jednaka je: Td = (Tu − TW ) ⋅ e

⎛ α ⎜⎜ − AW P m⋅cP ⎝

⎞ ⎟⎟ ⎠

+ TW

(15.69)

gdje su: TW, K - temperatura stijenke; Tu, K - temperatura plina na ulazu; Td, K - temperatura plina na izlazu; AW, m2 - površina stijenke; cp, J/kgK] - specifični toplinski kapacitet pri konstantnom tlaku; αP, W/m2K - koeficijent prijelaza topline u kanalu.

Koeficijent prijelaza topline αP posebno se računa za strujanje plinova u cilindar, a posebno za strujanje iz cilindra. Za strujanje u cilindar vrijedi:

⎡

α P = ⎡⎣C7 + C8 ⋅ Tu − C9 ⋅ Tu 2 ⎤⎦ ⋅ Tu 0.33 ⋅ m0.68⋅ ⋅ d vi −1.68 ⋅ ⎢1 − 0.765 ⎣

hv ⎤ ⎥ (15.70) d vi ⎦

a za strujanje iz cilindra:

⎡

α P = ⎡⎣C4 + C5 ⋅ Tu − C6 ⋅ Tu 2 ⎤⎦ ⋅ Tu 0.44 ⋅ m0.5⋅ ⋅ d vi −1.5 ⋅ ⎢1 − 0.797 ⎣

hv ⎤ ⎥ d vi ⎦

(15.71)

gdje je: hv, m - podizaj ventila.

Toplinski tok (dQW,P /dt) koji je pri tome predan stijenkama kanala jednak je: dQW,P dt

= m ⋅ c p [Tu − Td ]

(15.72)

15.2.2. Spremnik i spremnik promjenjiva volumena Spremnik je element modela motora koje je postavljen u sustav cijevi usisa i ispuha. Možemo ga predočiti kao volumen u koji se s jedne strane dovode plinovi, a s druge strane se istovremeno odvode. U spremniku masa plinova miruje, što znači da se momenti inercije strujanja plinova u njemu zanemaruju. Temperatura i tlak su u određenom vremenskom trenutku jednaki u cijelom volumenu spremnika. Spremnik promjenjiva volumena ima potpuno iste karakteristike kao i spremnik, ali mu volumen nije konstantan, već se mijenja u vremenu. Koristi se kao kompresor u kućištu dvotaktnih motora, ili kao pumpa za ispiranje cilindara. Proračun stanja plina u spremniku vrši se izrazom: dm dQW d (mPl ⋅ u ) dm dV = − p Pl ⋅ + ∑ i ⋅ hi − ∑ e ⋅ he − dα dα dα dα dα

gdje je: mPl, kg - masa plinova u spremniku. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc

(15.73)


XV-22 (2007-05-02)

Promjena mase plinova u spremniku pri tome je jednaka: dm dmPl dm = ∑ i −∑ e dα dα dα

(15.74)

Maseni protok plinova koji ulaze i izlaze iz spremnika računa se na isti način kao i kod ulaska i izlaska iz cilindra izrazima (15.60), (15.61), (15.62). Efektivna površina strujanja koja se koristi u izrazu (15.60) pri tome je jednaka: Aeff = µ ⋅ Apipe

(15.75)

gdje je: Apipe, m2 - površina poprečnog presjeka mjesta spoja cijevi sa spremnikom; µ, - koeficijent strujanja.

Toplinski tok kroz stijenke spremnika jednak je: dQW = AW ⋅ α Pl ⋅ (TPl − TW ) dt

(15.76)

gdje su: TPl, K - temperatura plinova u spremniku; αPl, W/m2K - koeficijent prijelaza topline na stijenke spremnika.

U izrazu (15.73) toplinski tok izražen je vremenom u stupnjevima koljenastog vratila. to dobijemo na sljedeći način: dQW dQW dα dQW = ⋅ = ⋅ω dt dα dt dα

(15.77)

dQW dQW 1 = ⋅ dα dt ω

(15.78)

Koeficijent prijelaza topline αPl jednak je:

α Pl = 0.018 ⋅

κ κ −1

(

⋅ Ro ⋅ ρ Pl ⋅ u ch 0.8 ⋅ Lch −0.2 ⋅ 0.2 ⋅ 0.127 + 1.3 ⋅ TPl ⋅ 10 −4

)

(15.79)

gdje su: Lch = 3 VPl u ch =

Apipe 1 ⋅ ∑ u pipe ⋅ 2 n n Lch

karakteristična duljina karakteristična brzina strujanja

upipe, m/s - brzina strujanja u cijevi na mjestu spoja; n, -broj spojenih cijevi; ρPl, -gustoća u plenumu kg/m3; VPl, m3 - volumen plenuma.



XV-23 (2007-05-02)

15.2.3. Sapnica goriva – brizgaljka Sapnica goriva predstavlja element u usisnom sistemu, na mjestu kojeg se dodaje gorivo. U stvarnosti to može biti rasplinjač ili mlaznica za ubrizgavanje goriva. Količina goriva, koje se dodaje, određena je masenim protokom zraka na mjestu dodavanja goriva i željenim omjerom goriva i zraka: .

m m F = Air L .

(15.80)

Pretpostavlja se da na mjestu dodavanja goriva dolazi do trenutnog miješanja, te da je smjesa koja izlazi homogena. Gorivo se zraku dodaje u obliku pare goriva, tako da se hlađenje smjese uslijed topline isparavanja goriva ne razmatra.

15.2.4. Cijevni spoj Cijevni spoj predstavlja mjesto gdje dolazi do spajanja nekoliko cijevi, ili pak mjesto gdje se jedna cijev grana na više njih. U općem slučaju spoja tri cijevi razlikujemo šest mogućih shema strujanja. Za svaki put strujanja rješavaju se jednadžbe (15.60) i (15.61). Pri tome koeficijenti strujanja pojedinih putova ovise o geometriji spoja, o shemi strujanja i o odnosu masenih protoka pojedinih grana i zajedničke grane. S obzirom na to da se jednadžbe (15.60) i (15.61) rješavaju za dvanaest različitih putova strujanja bilo bi potrebno unijeti dvanaest različitih koeficijenata strujanja. Zbog toga je u program AVL Boost unesena datoteka s podacima o koeficijentima strujanja svih putova strujanja za veliki broj različitih cijevnih spojeva, iz koje se automatski na osnovu zadane geometrije očitavaju koeficijenti strujanja.

15.2.5. Pročistač zraka i katalizator Iako pročistač zraka i katalizator imaju potpuno različitu funkciju u motoru, proračun otpora strujanju kroz te elemente je isti. Pročistač zraka predstavljen je s dva volumena (volumen ulaznog i izlaznog kolektora) i elementom filtra. Gubici uslijed ustrujavanja i izstrujavanja kod tih kolektora izračunavaju se pomoću koeficijenata strujanja. Pad tlaka u elementu filtra izračunava se na osnovi referentne točke. Za referentnu točku potrebno je unijeti tlak, temperaturu maseni protok zraka i pripadajući pad tlaka. Za sve ostale masene protoke, temperature i tlakove, pad tlaka kroz element filtra izračunati će Boost.

15.2.6. Otpor strujanju Lokalni otpor strujanju postavljen je na mjestima u cijevnom sustavu gdje dolazi do naglog suženja ili proširenja, odnosno do nagle promijene površine poprečnog presjeka. Maseni protok kroz mjesto lokalnog otpora računa se izrazom (15.60), a pripadajuća funkcija tlaka izrazima (15.61) i (15.62). 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-24 (2007-05-02)

Funkcija tlaka postiže svoj maksimum pri kritičnom omjeru tlakova: κ

⎛ p2 ⎞ 2 ⎞ κ −1 ⎜⎜ ⎟⎟ = ⎛⎜ (15.81) ⎟ ⎝ po1 ⎠ crit ⎝ κ + 1 ⎠ Za omjere tlakova veće od kritičnog omjera, brzine strujanja na mjestu lokalnog otpora manje su od brzine zvuka i funkcija pritiska računa se izrazom (15.61). Za omjer tlakova jednak kritičnom omjeru, brzina strujanja na mjestu lokalnog otpora jednaka je brzini zvuka, a funkcija pritiska računa se izrazom (15.62). Ukoliko je pak omjer tlakova manji od kritičnog omjera, može se ostvariti brzina strujanja veća od brzine zvuka. Međutim potrebno je napomenuti da se brzine strujanja veće od brzine zvuka ne mogu ostvariti samo razlikom tlakova. Za postizanje brzina strujanja većih od brzine zvuka potrebni su i posebni oblici cijevi prije mjesta lokalnog otpora. Ukoliko su i ti uvjeti ispunjeni, funkcija pritiska računa se izrazom (15.61), a ako ne onda strujanje na mjestu lokalnog otpora zadržava mahov broj jednak jedan, tj. brzina strujanja jednaka je brzini zvuka.. Efektivna površina strujanja koja se koristi u izrazu (15.60) za lokalni otpor jednaka je:

Aeff = µ ⋅ Ageo

(15.82)

gdje je: Ageo, m2 - površina manjeg poprečnog presjeka na mjestu promjene.

Koeficijent strujanja µ predstavlja omjer stvarnog masenog protoka i masenog protoka koji bi se na tom mjestu ostvario strujanjem bez gubitaka. Koeficijent strujanja određuje se ispitivanjem, a za razne omjere površina može se odabrati iz tablice u Boostovom priručniku ili iz neke druge literature.

15.2.7. Hladnjak zraka Hladnjak zraka je element koji se postavlja kod motora sa prednabijanjem. Zrak se uslijed kompresije u kompresoru zagrije, što utječe na smanjenje njegove gustoće, a time i na smanjenje stupnja punjenja motora. Zbog toga se iza kompresora postavlja hladnjak zraka. Temperatura plina na izlazu iz hladnjaka u programu Boost dobije se iz stupnja djelovanja hladnjaka, ili ju odredi korisnik programa. Korisnik programa mora unijeti temperaturu rashladnog sredstva i po želji unosi temperaturu izlaza ili željeni stupanj djelovanja. Nenavedena vrijednost izračunava se pomoću izraza: T −T η c = in out (15.83) Tin − Tcool gdje su: Tin, K – temperatura plina na ulazu; Tout, K –temperatura plina na izlazu; Tcool, K – temperatura rashladnog sredstva, ηc, -stupanj korisnog djelovanja hladnjaka zraka. Gubitak uslijed strujanja zraka kroz elemente hladnjaka izračunava se i zadaje na isti načina kao i kod pročistača zraka i kod katalizatora.

15.2.8. Razvodnik s kružnom pločom (rotirajući disk) Koristi se na mjestima gdje je takav razvodni mehanizam postavljen. Proračun strujanja vrši se na isti način kao i kod otpora strujanja, što znači da korisnik programa mora zadati kako se mijenja koeficijent strujanja na mjestu tog elementa u ovisnosti o kutu zakreta KV. 15_MSUI_Modeliranje_procesa_u_motorima.doc


XV-25 (2007-05-02)

15.2.9. Turbopuhalo Turbopuhalo je element koji predstavlja turbokompresor pogonjen turbinom na ispušne plinove. Boost za proračun turbo-puhala nudi izbor od dva modela: - jednostavan model - kompletan model. Jednostavan model je pogodan za proračune stacionarnih stanja. Zahtijeva manji broj ulaznih podataka, ali nije pogodan za proračune gdje su neki parametri promjenjive veličine. Za rad motora u stacionarnoj radnoj točki, učinak turbopuhala određuje se iz energetske bilance turbinske i kompresorske strane, odnosno:

Pc = Pt

(15.84)

gdje su: Pc, W –srednja snaga koju troši kompresor, Pt, W –srednja snaga koju proizvodi turbina. .

Snaga kompresora ovisi o masenom protoku mc , te o razlici entalpija (h2 - h1), pa je: .

Pc = mc (h2 − h1 )

(15.85)

gdje je: h2 − h1 =

1

η s,c

κ −1 ⎡ ⎤ ⎛ p2 ⎞ κ ⎢ ⋅ c p ⋅ T1 ⋅ ⎢⎜⎜ ⎟⎟ − 1⎥⎥ p ⎢⎣⎝ 1 ⎠ ⎥⎦

(15.86)

ηs,c, - izentropski stupanj korisnog djelovanja; cp, J/kgK –srednja vrijednost specifičnog toplinskog kapaciteta pri konstantnom tlaku između ulaza i izlaza kompresora; T1, K – temperatura na ulazu u kompresor; p2/p1, -porast tlaka u kompresoru. Snaga koju proizvodi turbina može se izračunati iz: .

Pt = mt ⋅ η m,TC ⋅ (h3 − h4 )

(15.87)

gdje je: η m,TC , -mehanički stupanj korisnog djelovanja turbopuhala h3 − h4 = η s, t

κ −1 ⎡ ⎤ ⎢⎛⎜ p 4 ⎞⎟ κ ⎥ ⋅ c p ⋅ T3 ⋅ ⎢⎜ ⎟ − 1⎥ p ⎢⎣⎝ 3 ⎠ ⎥⎦

(15.88)

Sveukupni stupanj korisnog djelovanja turbopuhala kod ovakvog jednostavnog modela ostaje konstantan za cijelo vrijeme trajanja radnog ciklusa motora i može se izračunati iz:

η TC = η m,TC ⋅ η s, t ⋅ η s,c

(15.89)

Ovim jednostavnim modelom nije moguće izračunati djelovanje turbopuhala u promjenjivom režimu rada motora, odnosno nije pogodan za simulacije s ubrzavanjem i usporavanjem. Za proračune turbopuhala s promjenjivom brzinom vrtnje primjenjuje se kompletan model. On je povoljniji od jednostavnog jer se može koristiti za sve radne točke i za prijelazna stanja. Međutim ovaj model zahtijeva poznavanje kompletne mape kompresora i turbine i još niz



XV-26 (2007-05-02)

drugih podataka. Kod ovog modela brzina vrtnje rotora turbopuhala izračunava se iz jednakosti momenata: dω TC 1 Pt − Pc = ⋅ dt I TC ω TC

(15.90)

Na osnovu brzine vrtnje rotora iz kompletnih mapa očitavaju se ostali podaci vezani uz kompresor odnosno turbinu.

15.2.10.

Turbokompresor i rotorni kompresor

Za simulaciju mehanički pogonjenih kompresora potrebno je poznavati kompletnu kompresorsku mapu, ili barem karakteristiku kompresora uzduž linije konstantne brzine vrtnje rotora koja je proporcionalna brzini vrtnje motora. U ovom proračunu izlazni pritisak iz kompresora podešava se na osnovu stvarnog masenog protoka i brzine vrtnje kompresora. Temperatura na izlazu iz kompresora izračunava se izrazom: ⎧ 1 ⎪ T2 = T1 ⋅ ⎨1 + ⎪ ηs ⎩

κ −1 ⎡ ⎤⎫ ⎛ ⎞ ⎢⎜ p 2 ⎟ κ − 1⎥ ⎪ ⎢⎜ p ⎟ ⎥⎬ 1 ⎠ ⎝ ⎢⎣ ⎥⎦ ⎪⎭

(15.91)

gdje su: T2, K –temperatura na izlazu iz kompresora; T1, K –temperatura na ulazu u kompresor; ηs, - izentropski stupanj korisnog djelovanja kompresora; p1, Pa – ulazni tlak u kompresor; p2, Pa – izlazni tlak iz kompresora. Snaga koju je potrebno osigurati za pogon mehanički pogonjenog kompresora može se izračunati iz: κ −1 ⎡ ⎤ 1 ⎢⎛ p 2 ⎞ κ P = m⋅ c p ⋅ T1 ⋅ − 1⎥⎥ ⋅ ⎢⎜⎜ ⎟⎟ η TOT ⎝ p1 ⎠ ⎢⎣ ⎥⎦ .

(15.92)

gdje je: η TOT = η m ⋅ η s - ukupni stupanj korisnog djelovanja kompresora, ηm –mehanički stupanj korisnog djelovanja kompresora.

15.2.11.

Regulator protoka

Regulator protoka je element koji sprečava strujanje u jednom smjeru. To je neka vrst ventila koji se uključuje uslijed razlike tlakova, ali dozvoljava strujanje samo u jednom smjeru. Za proračun strujanja kroz regulator protoka u Boost-u postoji jednostavniji i složeniji proračun. Kod jednostavnijeg proračuna moraju biti navedeni koeficijenti strujanja u ovisnosti o razlici tlakova na spojevima cijevi. Ovakav model ne uzima u obzir inerciju tijela ventila. Inercija tijela ventila uzima se u obzir kod složenog proračuna. Kod složenog proračuna za izračunavanje položaja tijela ventila koristi se vibracijski model masa – opruga – prigušivač prikazan na slici 15.7.



XV-27 (2007-05-02)

Slika 15.7. Shema složenog modela proračuna regulatora protoka

Pomak ventila računa se iz jednadžbe: m ⋅ a = A ⋅ ( p1 − p2 ) − Fo − c ⋅ x − d ⋅ v

(15.93)

gdje su: m, kg – masa tijela ventila; a, m/s2 – akceleracija tijela ventila, A, m2 – površina tijela ventila; p1, p2, Pa –statički tlakovi; Fo, N – prednapon opruge; c, N/m – konstanta krutosti opruge; d, Ns/m – konstanta prigušenja; v, m/s – brzina tijela ventila. Koeficijent strujanja ovisi o pomaku ventila, pa kada se izračuna pomak ventila, može se izračunati i koeficijent strujanja. S tako određenim koeficijentom strujanja maseni protoci izračunavaju se istim izrazima kao i kod otpora strujanju (15.60, 15.61, 15.62)

15.2.12.

Regulacijski ventil (Waste gate)

Regulacijski ventil je element koji se koristi za održavanje određenog tlaka iza kompresora, odnosno za osiguranje da tlak ne poraste preko neke zadane vrijednosti, kod nabijanja turbopuhalom. Shema regulacijskog ventila prikazana je na slici 15.8.

Slika 15.8. Shema regulacijskog ventila

Usisna cijev na mjestu iza kompresora spaja se sa tzv. komorom visokog tlaka, dok se tzv komora niskog tlaka povezuje s okolinom. Ove dvije komore odvojene su pomičnom membranom koja je vezana na tijelo ventila. Na tijelo ventila postavljena je opruga s određenim prednaponom koja drži ventil zatvorenim. Kada sila na membrani, uslijed razlike tlakova, postane veća od prednapona opruge, ventil će se podići i dio ispušnih plinova proći će kroz njega zaobilazeći pri tom turbinu. Tako će se snaga turbine smanjiti, a time i tlak iza kompresora.



XV-28 (2007-05-02)

Pomak ventila izračunava se vibracijskim modelom masa – opruga – prigušivač, sličnim onom kod regulatora protoka. Za određivanje položaja ventila koristi se izraz koji je sličan izrazu (15.93) samo ima još dodatak sile uslijed razlike tlakova na tijelu ventila u ispušnom sustavu. Korisnik programa unosi krivulje koeficijenata strujanja u ovisnosti o podizaju ventila za oba moguća smjera strujanja. Na osnovu izračunatog pomaka tijela ventila određen je i koeficijent strujanja, a izrazima (15.60), (15.61) i (15.62) izračunava maseni protok kroz ventil.

15.2.13.

Proračun strujanja u cijevima

Proračun strujanja u cijevima baziran je na jednadžbi kontinuiteta, zakonu o održanju količine gibanja i zakonu o održanju energije. Jednadžba kontinuiteta: ∂ρ ∂(ρ ⋅ u ) 1 dA =− − ρ ⋅u ⋅ ⋅ ∂t ∂x A dx

(15.94)

Zakon održanja količine gibanja:

(

)

∂(ρ ⋅ u ) ∂ ρ ⋅u2 + p 1 dA FR − ρ ⋅u2 ⋅ ⋅ − =− ∂t ∂x A dx V

(15.95)

Zakon održanja energije: ∂E ∂[u ⋅ (E + p )] 1 dA q w =− − u ⋅ (E + p ) ⋅ + ∂t ∂x A dx V

(15.96)

gdje su:

ρ, kg/m3 – gustoća; u, m/s - brzina strujanja; x m - dužinska koordinata cijevi; A, m2 -

površina poprečnog presjeka cijevi; FR, N - sila trenja na stjenkama cijevi; E, J/m3 -energija plina; V, m3 - volumen ćelije; qw, W - toplinski tok kroz stijenke Energija plina jednaka je: E = ρ ⋅ cv ⋅ T +

1 ⋅ ρ ⋅u2 2

(15.97)

gdje je: cv , J/kgK - specifični toplinski kapacitet pri konstantnom volumenu. Sila trenja na stjenkama cijevi jednaka je: FR =

λf 2⋅ D

⋅ ρ ⋅ u ⋅ u ⋅V

(15.98)

gdje je: λf, - koeficijent otpora trenja; D, m - promjer cijevi. Za izračunavanje toplinskog toka koji se predaje stijenci cijevi koristi se Raynold`s analogija, pa je toplinski tok jednak: qw =

λf 2⋅ D

ρ ⋅ u ⋅ c p ⋅ (Tw − T ) ⋅ V

gdje je: Tw, K - temperatura stijenke cijevi.


(15.99)


XV-29 (2007-05-02)

Prije početka izračunavanja, cijevi se po duljini podijele na male ćelije koje imaju konačne volumene. Volumen ćelije određen je promjerom cijevi te duljinom ćelije. Duljina ćelije i vremenski period računanja međusobno ovise jedan o drugom, i da bi se moglo postići stabilno rješenje mora biti zadovoljen CFL-kriterij stabilnosti (Courant, Friedrichs, Lewy):

∆t ≤

∆x u+a

(15.100)

gdje su:

∆t, s - vremenski period računanja; ∆x, m - duljina ćelije; a, m/s -brzina zvuka Brzina zvuka koja se koristi u ovim jednadžbama ovisi o temperaturi i sastavu plina i jednaka je: a = κ ⋅ R ⋅T

(15.101)

Ukoliko je u proračunu zadana duljina ćelije, tada se prije samog računanja, na osnovu početnih uvjeta, određuje vremenski korak računanja. Isto tako se nakon svakog vremenskog koraka vrši se provjera CFL kriterija i ukoliko on nije zadovoljen vremenski period se smanjuje na vrijednost kojim će uvjet (15.100) biti zadovoljen. Ukoliko je u proračunu zadan vremenski korak računanja tada se izrazom (15.100) računa duljina ćelije ∆x. Pri izračunavanju jednadžbi (15.94) ... (15.96) koristi se tzv. ENO shema (engl. Essentially Non-Oscillatory Schemes) koja je bazirana na principu konačnih volumena. To znači da se vrijednosti veličina na kraju vremenskog perioda dobiju iz vrijednosti na početku perioda i iz strujanja kroz granice ćelija. Da bi se to postiglo potrebno je izračunati protok mase, energije i momenta kroz granice ćelija na polovini vremenskog perioda. Ove vrijednosti dobijemo rješavanjem izraza (15.94) ... (15.96) koji daju izravan odnos između gradijenta po dužini i vremenu. Gradijent promatranih veličina po dužini određuje se linearnom rekonstrukcijom polja strujanja na početku vremenskog perioda. Na taj su način izračunati protoci mase, količine gibanja i energije na granicama svake ćelije. Pri tome protok neke veličine na lijevoj granici jedne ćelije i protok iste veličine na desnoj granici susjedne ćelije nisu isti, a to je nužan uvjet da bi se zadovoljili uvjeti kontinuiteta. Zbog toga, da bi se riješio ovaj problem, izračunava se srednja vrijednost dva protoka na jednoj granici.



XV-30 (2007-05-02)

15.3. USPOREDBA PRORAČUNA BOOST – VIBE

BOOST

VIBE Općenito

Opisana verzija izdana je 2000 g., a prva verzija izdana je početkom devedesetih

Knjiga prof Vibe-a “Brennverlauf und Kreisprozeß von Verbrennungsmotoren” u kojoj je opisan ovaj proračun izdana je 1970 g.

Proračun procesa kroz cijeli motor

Proračun procesa izgaranja u cilindru

Proračun diferencijalnih jednadžbi složenim numeričkim metodama upotrebom računala.

Nema diferencijalnih jednadžbi, već je cijeli proračun zasnovan na algebarskim izrazima

Zahtijeva izvođenje na brzim računalima (prosječno vrijeme proračuna Boost-ovog modela

Hardverski zahtjevi na računalo su vrlo mali (prosječno vrijeme proračuna bilo kojeg cilindra na

prikazanog na slici 5. na računalu s procesorom Celeron 333 MHz petnaest minuta)

računalu s procesorom Celeron 333 je oko jedne sekunde)

Ulazni podaci Za proračun modela u Boost-u potrebno je unijeti mnogo veći broj podataka( npr. za Za proračun procesa prema Vibe-u potrebno je model na slici 5. potrebno je 465 raznih unijeti 25 podataka. podataka).

Točnost proračuna Ispravno unesenim ulaznim podacima Pravilno podešenim parametrima proračun može proračun vrlo točno oponaša stvarne dosta točno prikazati krivulje tlaka i temperature procese u kompletnom motoru (od ulaza u za vrijeme kompresije izgaranja i ekspanzije. usisnu cijev do izlaza iz ispušne cijevi). Kroz cijeli ciklus provodi se diskretizirani Kompresija i ekspanzija predstavljene su kao proračun. politropske promjene stanja. Kompresija započinje u trenutku zatvaranja usisnog ventila, a ekspanzija završava u Kompresija započinje u donjoj mrtvoj točki, a točki otvaranja ispušnog ventila. Mala ekspanzija završava u gornjoj mrtvoj točki, dok početna površina strujanja, uslijed male se strujanja kroz ventile uopće ne razmatraju. otvorenosti ventila, strujanja uzima se u obzir pomoću krivulje podizaja ventila.



BOOST

XV-31 (2007-05-02)

VIBE

Prijelaz topline sa stijenki na radni medij izračunava se u svakom vremenskom periodu.

Prijelaz topline se ne izračunava, već se kod izgaranja uzima u obzir pomoću faktora ψk, a kod kompresije i ekspanzije pomoću eksponenata politropske kompresije i ekspanzije.

Gubitci u cijevnom sustavu se izračunavaju, a masa radnog medija koji se nalazi u cilindru se izračunava u procesu s otvorenim ventilima.

Gubitci u cijevnom sustavu se uzimaju u obzir pomoću pretpostavljenog pada tlaka i pretpostavljenog porasta temperature. Masa radnog medija dobije se tako što se pretpostavi da tlak u cilindru odgovara tlaku na mjestu iza ventila.

Zbog načina na koji proračunava strujanje u cijevima, dinamika plinova također je uzeta u obzir.

Ne proračunava strujanje u cijevima, pa niti ne uzima u obzir dinamiku plinova.

Izračunavaju se gubitci uslijed strujanja radnog medija pored klipa.

Gubitke uslijed strujanja radnog medija pored klipa ne uzima u obzir.

Izlazni podaci Program Boost nudi veliki broj izlaznih podataka. (npr. broj izlaznih podataka u ovisnosti o kutu zakreta KV za svaki cilindar je 41).

Broj izlaznih podataka je mnogo manji (u zavisnosti o kutu zakreta izračunavaju se samo tlak i temperatura).

Za svaki element dostupni su podaci u zavisnosti o kutu zakreta KV i prosječne vrijednosti u toku ciklusa (transients).

Iz toka tlaka i temperature mogu se dodatnim jednadžbama izračunati i neke prosječne veličine procesa, npr. srednji indicirani tlak.

Prikaz rezultata je organiziran u posebnom grafičkom sučelju gdje se podaci prikazuju dijagramski.

Proračunom će se izračunati točke tlaka i temperature u ovisnosti o kutu zakreta KV, a korisnik si sam mora napraviti dijagrame u jednom od programskih paketa.

Na slikama 15.9. ... 15.11. usporedno su prikazani rezultati proračuna u cilindru motora, prema Vibeu i Boostu (s Vibeovim modelom izgaranja) za iste ulazne podatke.



XV-32 (2007-05-02)

60 p (bar)

Motor DMB 128A: n =3000 min-1 Vibe λ pu =0.7595 p i =10.49 bar Boost λpu=0.761 p i =9.67 bar

50

40

30

20

10

IO

UZ

IZ

UO 0

-360 GMT GM T

-270

-180 GMT DM

-90

0 GMT GM α (°KV)

90

180 GMT DM

270

360 GMT GM

Slika 15.9. Razvijeni dijagrami tlaka izračunati proračunom prema Vibe-u i pomoću programa Boost.

T (K) 3000

Motor DMB 128A

Vibe Boost 2500

2000

1500

1000

500 IZ

UZ

IO

UO

0 -360 GMT GM

-270

-180 GMT DM

-90

0 GMT GM α (°KV)

90

180 GMT DM

270

360 GM GMT

Slika 15.10. Dijagrami temperature izračunati proračunom prema Vibeu i pomoću programa Boost.



XV-33 (2007-05-02)

60

VA

50

Motor DMB 128A: n =3000 min-1 Vibe λ pu =0.7595 p i =10.49 bar

p (bar)

40

Boost λpu=0.761 p i =9.67 bar 30

20

VK

VH

10

0

GMT

V (m3)

DMT

Slika 15.11. (p, V) dijagrami izračunati proračunom prema Vibeu i pomoću programa Boost.



XV-34 (2007-05-02)

15.4. OZNAKE FIZIKALNIH VELIČINA INDEKSI I KRATICE 15.4.1. Fizikalne veličine Oznaka

Jedinica

Naziv fizikalne veličine

a a

m/s m2 m2 m2 m2 m2 m2 m2 m2 N/m m/s J/kg K m/s J/kgK

brzina zvuka faktor proporcionalnosti

A Aeff Ageo Ah AL Ap Apipe AW c c cm cp cu cv1,2 D d dvi E e Fo FR H h h h1 h2 h3 h4 hBB he hi Hu hv ITC

m Ns/m m J/m3 m N N m kg/kg m J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg kgm2

površina poprečnog presjeka efektivna površina strujanja geometrijska površina poprečnog presjeka površina stijenke glave površina stijenke cilindra površina stijenke klipa površina poprečnog presjeka mjesta spoja cijevi sa spremnikom površina stjenke maseni udio ugljika u gorivu konstanta krutosti opruge srednja brzina klipa specifični toplinski kapacitet pri konstantnom tlaku obodna brzina specifični toplinski kapacitet pri konstantnom volumenu u intervalu 1-2 promjer cilindra konstanta prigušenja promjer unutrašnjeg sjedišta ventila energija plina pomak osi osovinice klipa od uzdužne osi klipa prednapon opruge sila trenja na stjenkama cijevi hod klipa maseni udio vodika u gorivu položaj klipa u odnosu na GMT specifična entalpija na ulazu u kompresor specifična entalpija na izlazu iz kompresora specifična entalpija na ulazu u turbinu specifična entalpija na izlazu iz turbine specifična entalpija mase koja struji pored klipa specifična entalpija mase koja izlazi iz cilindra specifična entalpija mase koja ulazi u cilindar donja ogrjevna moć goriva podizaj ventila moment tromosti rotora turbopuhala



l L Lst m m m mAir mB mBB mc me mF MG mi mPl MZ o p p1 p2 p2 pB pc Pc pc,1 pc,o pi po po1 pPL Pt pV pY pZ Q q1-2 QF QW QW,h QW,L QW,p

m kg kg/s kg kg kg kg kg kg kg/kmol kg kg kg/kmol Pa Pa Pa Pa Pa W Pa Pa Pa Pa Pa Pa W Pa Pa Pa J J/kg J J J J J

duljina klipnjače stvarni omjer goriva i zraka stehiometrijski omjer zraka i goriva masa svježeg radnog medija koja je ušla u cilindar maseni protok Vibeova značajka izgaranja masa svježeg zraka u cilindru izgorjela masa masa koja struji pored klipa masa u cilindru masa koja izlazi iz cilindra masa goriva molekularna masa goriva masa koja ulazi u cilindar masa plinova u spremniku molekularna masa zraka maseni udio kisika u gorivu tlak tlak na početku intervala 1 - 2 tlak na izlazu tlak na kraju intervala 1 – 2 tlak u cilindru na kraju ekspanzije tlak u cilindru snaga koju troši kompresor tlak u cilindru u trenutku zatvaranja usisnog ventila tlak u cilindru gonjenog motora (bez izgaranja) tlak ispuha tlak standardne atmosfere tlak na ulazu tlak u spremniku snaga koju proizvodi turbina tlak na kraju kompresije tlak u cilindru na kraju kompresije tlak u cilindru na kraju izgaranja ukupna količina dovedene energije po radnom procesu iskorištena toplina izgaranja u intervalu 1-2 energija oslobođena izgaranjem goriva toplina predana stijenkama toplina predana stijenci glave toplina predana stijenci cilindra toplina predana stijenci klipa


XV-35 (2007-05-02)


QW,P qz

ℜ r Ro s T1 T2 TA TB Tc Tc,1 Tcool Td Th Ti Tin TL TL,BDC TL,TDC To To1 Tout Tp TPl Tu TW TY TZ u u uAir uB uc uF upipe V v v1 v2 VA

J J/kg J/kmol K m J/kgK K K K K K K K K K K K K K K K K K K K K K K m/s J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg m/s m3 m/s m3/kg m3/kg m3

XV-36 (2007-05-02)

toplina predana stjenkama kanala ukupna količina iskorištene topline opća plinska konstanta polumjer osnog koljena koljenastog vratila plinska konstanta (individualna) maseni udio sumpora u gorivu temperatura na početku intervala temperatura na kraju intervala temperatura plinova u cilindru na početku kompresije temperatura u cilindru na kraju ekspanzije temperatura plinova u cilindru temperatura u cilindru u trenutku zatvaranja usisnog ventila temperatura rashladnog sredstva temperatura plina na izlazu temperatura stjenke glave temperatura plinova zaostalih u cilindru od prethodnog ciklusa temperatura plinova na ulazu u hladnjak zraka temperatura stijenke cilindra temperatura stijenke cilindra kada je klip u DMT temperatura stijenke cilindra kada je klip u GMT temperatura okoline temperatura na ulazu temperatura plinova na izlazu iz hladnjaka zraka temperatura stijenke klipa temperatura plinova u spremniku (Plenumu) temperatura plina na ulazu temperatura stjenke temperatura na kraju kompresije temperatura u cilindru na kraju izgaranja brzina strujanja plina specifična unutarnja energija specifična unutarnja energija zraka specifična unutarnja energija izgorjele mase specifična unutarnja energija mase u cilindru specifična unutarnja energija goriva brzina strujanja plina u cijevi volumen brzina specifični volumen na početku intervala specifični volumen na kraju intervala volumen na početku kompresije



vB Vc Vc,1 VPl vA vY vZ W1 W2 x x x1 x2 ∆T

m3/kg m3 m3 m3 m3/kg m3/kg m3/kg Nm Nm K

α αP αPl αW αY α0 β βmax β0max

s m °KV °KV W/m2K W/m2K W/m2K °KV °KV -

δ δ ε γ ηc ηm, TC ηs ηs,c ηs,t ϕ κ

m °KV -

∆t ∆x ∆x1-2 ∆αc Ψ

XV-37 (2007-05-02)

specifični volumen na kraju ekspanzije volumen cilindra volumen cilindra u trenutku zatvaranja usisnog ventila volumen plenuma specifični volumen na početku kompresije specifični volumen u trenutku zapaljenja specifični volumen na kraju izgaranja rad kompresije i ekspanzije rad izmjene radnog medija relativan položaj klipa udio izgorjelog goriva udio izgorjelog goriva na početku promatranog intervala udio izgorjelog goriva na kraju promatranog intervala povećanje temperature svježeg radnog medija uslijed zagrijavanja od vrućih stjenki usisnog sustava i cilindra vremenski period računanja duljina ćelije cijevi udio izgorjelog goriva u intervalu 1 – 2 duljina trajanja izgaranja funkcija pritiska kut zakreta koljenastog vratila od GMT koeficijent prijelaza topline u kanalu koeficijent prijelaza topline u plenumu koeficijent prijelaza topline na stjenke kut zakreta KV na kraju kompresije mjeren od GMT kut zakreta KV na početak izgaranja mjeren od GMT faktor promjene količine plina (broja molova). faktor maksimalne promjene količine plina faktor maksimalne promjene količine plina za slučaj kada pri izgaranju nisu prisutni zaostali plinovi od prethodnog procesa efektivna širina strujanja faktor pretvorbe energije goriva kompresijski omjer faktor zaostalih plinova izgaranja stupanj korisnog djelovanja hladnjaka zraka mehanički stupanj korisnog djelovanja turbopuhala izentropski stupanj korisnog djelovanja izentropski stupanj korisnog djelovanja kompresora izentropski stupanj korisnog djelovanja turbine kut zakreta koljenastog vratila mjeren od početka izgaranja izentropski eksponent



λ

-

faktor zraka

λF λH λpu µσ ρ ρ ρPl ω ωTC ξ

-

koeficijent otpora trenja omjer klipnjače stupanj punjenja

ψ ψk

kg/m3 kg/m3 rad/s s-1 ° -

(2007-05-02)

koeficijent strujanja gustoća relativna gustoća aktivnih centara gustoća plinova u plenumu kutna brzina vrtnje motora brzina vrtnje rotora turbine koeficijent iskoristivosti topline pri izgaranju kut između koljenastog vratila i uzdužne osi cilindra kada je klip u GMT faktor hlađenja i disocijacije

15.4.2. Indeksi Indeks

XV-38

Značenje

1-2

veličine u intervalu od 1 do 2

A

veličine koje se odnose na početak kompresije

Z

Zrak (engl. A - air)

B

izgorjela smjesa (engl. burned)

BB

strujanje pored klipa (engl. blow by)

c

cilindar

CP

produkti izgaranja (engl. combustion products)

G

gorivo ( engl. F - fuel)

h

glava motora (engl. head)

i

zaostali ispušni plinovi

L

košuljica cilindra (engl. liner)

P

kanal (engl. port)

p

klip (engl. piston)

pipe

cijev

Pl

spremnik (engl. plenum)

st W

stehiometrijski stjenka (engl. wall)



XV-39 (2007-05-02)

15.4.3. Kratice Kratica

Značenje

GMT DMT E I IO IZ K KV U UO UZ

gornja mrtva točka donja mrtva točka ekspanzija ispuh ispuh otvara ispuh zatvara kompresija koljenasto vratilo usis usis otvara usis zatvara

15.4.4. Usporedna tablica oznaka Boost

a cm dvi Hu L Lst mAir mF QW TL,BDC TL,TDC TW u uAir uF VD

∆αc αW

FSB

c vsred dvu Hd Z Z0 mZ,izg mG QS TSc,DMT TSc,GMT TS v uZr uG VH

ϕz αS

Značenje

brzina zvuka srednja brzina klipa promjer unutrašnjeg sjedišta ventila donja ogrjevna vrijednost goriva stvarni omjer goriva i zraka stehiometrijski omjer goriva i zraka masa svježeg zraka za izgaranje u cilindru masa goriva po procesu toplina predana stjenkama temperatura stjenke cilindra kada je klip u DMT temperatura stjenke cilindra kada je klip u GMT temperatura stjenke brzina strujanja plina specifična unutarnja energija zraka specifična unutarnja energija goriva radni volumen cilindra duljina trajanja izgaranja koeficijent prijelaza topline na stijenke (glave, cilindra, klipa)

LITERATURA [1.] Vibe I. I.: Brennverlauf und Kreisprozeß von Verbrennungsmotoren, VEB Verlag Technik, Berlin 1970. [2.] Ferguson C.R., Kirkpatrick A.T.: Internal combustion engines – applied termosciences, John Wiley & Sons, New York 2001. [3.] AVL Boost user`s guide, AVL, Graz 2000 [4.] Galović A.: Termodinamika 1, Fakultet strojarstva i brodogradnje, Zagreb 1998, ISBN 953-6313-13-8 [5.] Galović A.: Nauka o toplini 2, Fakultet strojarstva i brodogradnje, Zagreb 1997, ISBN 953-6313-10-3 [6.] Benson R.S.: The Thermodynamics and Gas Dynamics of Internal Combustion Engines – Volume I, Clarendon Press, Oxford 1982, ISBN 0-198562101


16. Nabijanje motora Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

XVI-1 (2008-04-04)

16. NABIJANJE MOTORA 16.1. SVRHA NABIJANJA, PROBLEMI I OGRANIČENJA Svrha nabijanja je povećanje snage motora bez povećanja radnoga volumena i brzine vrtnje. Snaga motora:

Pe = z VH ⋅ pe ⋅

2n T

⇒

Jedinična snaga:

Pe 2n ⎡ kW ⎤ = pe ⋅ z VH T ⎢⎣ dm 3 ⎥⎦

Dakle, pri konstatnoj brzini vrtnje snaga ovisi samo o srednjem efektivnom tlaku. Npr. za motor koji usisava zrak srednji efektivni tlak je:

pe, Diesel = ηe ⋅ λ pu ⋅ ρ Z,o

Hd = f (λ pu ) , λ Z0

naime, veličina efektivnog stupnja djelovanja je u promatranom trenutku određena stupnjem tehničkog razvitka pa za dano gorivo (Hd) srednji efektivni tlak ovisi samo o stupnju punjenja: λ pu =

mZ, izg mref

Nabijanjem: mcil ↑ ⇒ λpu ↑ ⇒ Pe ↑

Oznake: Hd - donja ogrijeva vrijednost goriva (J/kg), mZ, izg – masa svježeg zraka u cilindru nakon zatvaranja usisnog ventila (kg po procesu), mref – referentna masa zraka koja bi stala u radni volumen VH kod stanja okolne (standardne) atmosfere (kg po procesu), n - brzina vrtnje (s-1), Pe - efektivna snaga (W), pe - srednji efektivni tlak (Pa), T = 2 ili 4, broj taktova, VH radni volumen cilindra (m3), z - broj cilindara, Z0 - stehiometrijska količina zraka za izgaranje (kgZ/kgG), ηe - efektivni stupanj korisnosti, λ - faktor zraka za izgaranje, λpu - stupanj punjenja, ρZ,o - gustoća zraka kod stanja okolne (standardne) atmosfere. Nabijanje pruža i niz drugih pogodnosti: ● Moguće je kratkotrajno povećanje snage motora kada je to potrebno, npr. pri polijetanju. ● Pri letu aviona ili kretanju automobila na većim visinama nabijanjem se kompenzira mala gustoća zraka i omogućava razvijanje normalne snage motora. ● Kod velikih brodskih motora koji su direktno spojeni s elisom, brzina vrtnje ograničena je mogućnošću pojave kavitacije, te je nabijanje pravi put za povećanje snage motora. ● Relativno veliki pretičak zraka potreban za rad Dieselovih motora uzrokuje malu jediničnu snagu, što oteževa njegovu primjenu kod automobila. Nabijanjem ove vrste motora povećava se njegova snaga i omogućuje ravnopravna primjena s Ottovim motorima.

Problemi i ograničenja koji se javljau kod nabijanja motora jesu ● povećano toplinsko opterećenje ⇒ potrebno intenzivnije hlađenje ● povećano mehaničko opterećenje primjer: tlak na kraju kompresije: pko = pus ε n = 0,26 ⋅141,35 = 9,1 MPa (Diesel) maksimalni tlak u cilindru: 13 do 15 MPa ● Zrak se u kompresoru zagrijava ⇒ raste toplinsko opterećenje motora jer je T1 veća! ● Otto – zbog veće T1 ⇒ opasnost od detonacije!


XVI-2 (2008-04-04)

16.2. VRSTE NABIJANJA 1. Rezonantno nabijanje ili inercijsko natpunjenje (njem. Schwingsaugrohr-Aufladung) 2. Mehanički pogon kompresora (njem. mechanische Aufladung) 3. Pogon kompresora turbinom na ispušne plinove (njem. Turboaufladung): •

nabijanje statičkim tlakom ispušnih plinova

•

nabijanje dinamičkim tlakom ispušnih plinova

•

kombinirano nabijanje pomoću turbopunjača i rezonantnih usisnih cijevi.

4. Comprex-nabijanje (njem. Comprex-Verfahren) Kod svih vrsta nabijanja pomoću kompresora, komprimirani se zrak nakon kompresora u pravilu vodi kroz hladnjak, da bi mu se snizila temperatura (vidi sl. 16.20..). Na taj se način povećava punjenje cilindra a smanjuje se i toplinsko opterećenje motora. Prema pravilima Međunarodne automobilističke federacije (FIA) rezonantno nabijanje se ne smatra nabijanjem motora.

16.2.1. Rezonantno nabijanje Kod ovog se postupka ne primjenjuje kompresor, već se za prednabijanje koristi dinamički tlak plinova na usisu i u ispuhu. Kod rezonantnog prednabijanja svaki cilindar ima svoju usisnu cijev (slika 16.1.). Periodičko otvaranje usisnog ventila i uvlačenje zraka iz usisne cijevi u cilindar, koje vrši klip, djeluje kao poremećaj koji izaziva titranje stupca zraka u usisnoj cijevi. Kod titranja se stupac plina u cijevi naizmjenično sabija i širi, pri čemu nastaju tlačni valovi. Val tlaka putuje brzinom zvuka1 od mjesta poremećaja (ventila) do izlaznog otvora cijevi, tamo se reflektira i sa suprotnim se predznakom vraća natrag, te za vrijeme usisa ulazi u cilindar. Ovisno o duljini cijevi l (promjer općenito ostaje nepromijenjen) pri određenoj brzini vrtnje u času zatvaranja usisnog ventila u cilindru nastaje pretlak (točka UZ na slici 16.4. a), uslijed čega dolazi do natpunjenja, odnosno do povećanja stupnja punjenja. Međutim ovo se događa samo u uskom području tzv. rezonantne brzine vrtnje motora. Izvan toga područja djelovanje je suprotno: ako u cilindar na kraju usisa uđe negativni dio tlačnoga vala tada je punjenje cilindra smanjeno. To rezultira skokovima na krivulji momenta motora, vidi sliku 16.3.. Rezonantno područje može se proširiti promjenjivom geometrijom usisnog sustava i na taj način postiže se veća snaga u cijelom području brzine vrtnje motora. Sustav s promjenjivom geometrijom može mijenjati duljinu usisne cijevi s promjenom brzine vrtnje motora. Ta promjena može biti stupnjevita s dvije ili tri duljine (slika 16.5.) ili kontinuirana (BMW V8). S druge strane postoje sustavi koji mijenjaju oblik usisnog sustava pregradama u zajedničkim spremnicima. Spajanjem / razdvajanjem usisnih spremnika mijenja se njihova rezonantna frekvencija pa se mijenja i brzina vrtnje motora kojoj takav oblik pogoduje. Takav sustav npr. ima. 6cilindarski boxer motoru iz Porsche-a 911 GT3 kod kojeg se pregradom spajaju / razdvajaju dva spremnika iz kojih pojedine grupe cilindara usisavaju zrak (dvije grupe po tri cilindra).

1

Brzina zvuka c u plinu tlaka p, gustoće ρ, temperature T, plinske konstante R i eksponenta adijabate κ jednaka p je: c = κ ⋅ = κ ⋅ R ⋅T .

ρ


XVI-3 (2008-04-04)

Usisne cijevi kojima se postiže povećanje punjenja cilindra pri nekoj brzini vrtnje nazivaju se rezonantnim usinim cijevima i obično su priključene na rezonantni spremnik (služi kao spremnik tlaka). Rezonantno prednabijanje može biti izvedeno i u kombinaciji s kompresorom (slike 16.16., 16.17. i 16.20.) Ako nisu kombinirane s kompresorom, rezonantne usisne cijevi se u pravilu izvode zajedno s rezonantnim ispušnim cijevima. One djeluju na isti način kao i usisne, samo što ovdje koristi negativni dio reflektiranog vala tlaka. Naime, kada se klip zaustavlja u području gornje mrtve točke, inercija ispušnih plinova koji struje prema izlaznom otvoru ispušne cijevi, uzrokuje pad tlaka u ispušnom ventilu u trenutku njegova zatvaranja, čime se potpomaže pražnjenje i ispiranje cilindra2 (količina ispušnih plinova zaostalih u cilindru se smanjuje a stupanj punjenja raste).

Slika 16.1. Volumen rezonantne usisne cijevi mora biti veći od radnog volumena cilindra. Vlastita frekvencija titranja f vala duljine λ u plinu u kome je brzina zvuka c iznosi: f =c/λ. Prema Fialinom rezonantnom modelu za dobro punjenje cilindra duljina cijevi mora biti λ/4. Slika 16.2. Bilanca energije kod rezonantnog nabijanja sastoji se u tome da se rad usisavanja (A), kojega proizvodi klip, pretvori u kinetičku energiju stupca plina pred usisnim ventilom, a ona pak prelazi u rad kompresije (B) svježega punjenja.

Slika 16.3. Stupanj punjenja kod rezonantnog nabijanja je povećan samo u uskom rezonantnom području brzine vrtnje motora. Izvan toga područja punjenje može biti znatno slabije nego kod nerezonantnog usisa.

2

Kako je brzina kretanja vala tlaka u cijevi konstantna, to će on za put do izlaznog otvora (gdje se reflektira) i natrag do cilindra trebati manje vremena u kratkoj nego u dugačkoj cijevi. Zbog toga će rezonancija u kraćoj usisnoj cijevi nastupiti pri višoj brzini vrtnje motora (poremećajnoj frekvenciji), a u duljoj ispušnoj cijevi pri nižoj brzini vrtnje (poremećajnoj frekvenciji).


l =250mm

b)

n =4000 min-1 Promjer usisne cijevi d =φ35 Duljine usisne cijevi:

l =500mm

d= φ35 l1 =250 mm l2 =500 mm l3 =800 mm C1

UO 0

90

C3

C3

630

720

l =500 mm

l =800 mm

Stupanj punjenja λ pu Moment motora M e 1000

C2

UZ

180 270 360 450 540 Kut zakreta koljenastog vratila (°)

c)

Filtar za zrak

V =8.5 l

Motor DMB 128A Promjer usisne cijevi d =φ 35 Duljina usisne cijevi: promjenjiva

l =250

2000

d=φ26

Motor: DMB 128A Brzina vrtnje

l =800mm

l= 68 mm

Tlak u usisnoj cijevi iza ventila

a)

XVI-4 (2008-04-04)

3000

4000

5000

-1

6000

Brzina vrtnje motora n (min )

Slika 16.4. Krivulje toka tlaka (a), te krivulje punjenja, odnosno efektivnog momenta (c) motora DMB 128A s usisnim sustavom oblikovanim prema slici (b). Krivulje su dobivene simulacijskim proračunima modela motora u programu AVL Boost. Krivulje toka tlaka prikazane za brzinu vrtnje n = 4000 min-1 pokazuju da se pri toj brzini u području zatvaranja usisnih ventila najveći tlakovi postižu s najvećom duljinom usisne cijevi. U skladu s time na dijagramu momenta vid se da motor s najvećom duljinom usisne cijevi pri 4000 min-1 ima i najveće punjenje (moment). Osim toga na slici (c) prikazan je utjecaj duljine usisne cijevi na punjenje (moment) motora. 225

M (Nm)

200 175 150 rad s duljom cijevi rad s kraćom cijevi

125

kombinirani rad 100 0

2000

4000

-1 n (min )

6000

8000

Slika 16.5. Shema usisnog sustava motora VW VR5 (lijevo) i momentni dijagram istog motora (desno). Motor upotrebljava dvije duljine usisnih cijevi kako bi proširio područje djelovanja rezonantnog nabijanja. Zrak se u području niže brzine vrtnje usisava kroz dulju cijev duljine 688 mm. U tom području rada motora postiže se i maksimalni moment motora pa se ta cijev još naziva cijev za maksimalni moment. Iznad 4500 min-1 motor usisava zrak kroz kraću cijev duljine 362 mm i s njom se postiže maksimalna snaga motora. Na desnoj slici prikazane su krivulje rada motora s duljom cijevi, s kraćom cijevi te kombinirani rad s prebacivanjem pri 4500 min-1.


XVI-5 (2008-04-04)

16.2.2. Mehanički pogon kompresora

Rad za pogon kompresora uzima se od radilice motora. Međutim dio toga rada se dobiva natrag u obliku rada izmjene radnoga medija (petlja izmjene radnoga medija u (p,V)-dijagramu je desnokretna pa je rad pozitivan). Zbog toga smanjenje stupnja korisnosti motora, uslijed pogona kompresora, ipak nije veliko. Kompresori: •

klipni

•

rotorni: Rootov kompresor vijčani kompresor G - kompresor

Kod velikih brodskih 2-taktnih Dieselovih motora klipni se kompresori primjenjuju zajedno s trubonabijanjem.

Slika 16.6. Shema nabijanja s mehaničkim pogonom kompresora. p, Pa

Slika 16.7. (p, v)-dijagram nabijanja s mehaničkim pogonom strujnoga kompresora.

(+)

p2

p us

p1

p isp

(+) v, m3/kg toplina odvedena u hladnjaku

p2 (-) p1

rad strujnog kompresora

rad strujnog kompresora s međuhladnjakom


XVI-6 (2008-04-04)

Slika 16.8. ROOTOV kompresor: ηe,k ≈ 0,6

p2/p1 ≈ ... 1,25

Slika 16.9. VIJČANI kompresor: ηe,k ≈ 0,8

p2/p1 ≈ ... 2,0

Slika 16.10. G-kompresor tvornice Volkswagen: Vratilo s ekscentrom (e) pokreće spiralni dio (2) na polumjeru (e) tako da on izvodi kružno gibanje, ali ostaje paralelan sam sebi. Dio (2) se tijesno kreće u kućištu (1). Pritom se mijenja volumen s njegove unutrašnje i s vanjske strane, pa se usisavani zrak kreća od usisne cijevi (4) do potisne (3) i pritom se komprimira.


XVI-7 (2008-04-04)

16.2.3. Pogon kompresora turbinom na ispušne plinove

ATL (njem. AbgasTurboaufLadung) Ovaj način nabijanja se još naziva i turbonabijanjem. Kod motora cestovnih vozila gotovo se isključivo primjenjuje upravo turbonabijanje. Zbog masovne proizvodnje cijena turbopunjača je mala, a njegova jednostavna konstrukcija je dostigla visok stupanj pouzdanosti. Ugradbeni volumen ja također malen pa ga je lako smjestiti na motor.

Slika 16.11. Shema turbonabijanja. Oznake: H - hladnjak komprimiranoga zraka (engl. Intercooler, njem. Ladeluftkühler) I - ispuh, K - kompresor, P - pročišćavač zraka, PT - plinska turbina, U - usis.

Postoje ove vrste turbonabijanja: •

turbonabijanje statičkim tlakom

•

turbonabijanje dinamičkim tlakom

•

kombinirano: turbonabijanje + rezonantno nabijanje


XVI-8 (2008-04-04)

16.2.4. Turbonabijanje statičkim tlakom

(korištenje konstatnog tlaka ispušnih plinova) Sve ispušne cijevi spojene su na zajedničku cijev većeg volumena ili sabirnik (S) u kojem se smiruju impulsi tlaka od pojedinih cilidara, te se ispušni plin dovodi u turbinu pod konstantnim tlakom (3). Tlak ispred turbine je nešto niži od tlaka nabijanja. Rad turbine je veći od rada kompresora, a razlika se troši na pokrivanje gubitaka u turbini i u kompresoru.

Slika 16.12. Turbonabijanje statičkim tlakom p, Pa Jednake površine: kinetička energija plinova na izlazu iz cilindra se vrtloženjem poništi i pretvori u toplinu pa volumen poraste - sadržaj energije se ne mijenja.

K PT atm

p us

2

p isp

3 4

rad strujnog kompresora

1

v, m3/kg

rad turbine

Slika 16.13. Turbonabijanje statičkim tlakom u (p,v)-dijagramu.


XVI-9 (2008-04-04)

16.2.5. Turbonabijanje dinamičkim tlakom

(korištenje impulsa tlaka ispušnih plinova) 2 K

1

2

3

4

5

1

6 240º - 240º

240º - 240º razmak paljenja:

240º

240º

Red paljenja: 1 120º - 5 120º - 3 120º - 6 120º - 2 120º - 4 razmak paljenja:

240º

240º

4

PT 3

X 1, 2, 3

Pogled X:

4, 5, 6

Privod u turbinu je odvojen po grupama cilindara: posebno su cilindri: 1, 2 i 3 a posebno: 4, 5 i 6

Slika 16.14. Cilindri su podijeljeni u grupe, tako da u jednoj grupi ispuh jednoga cilindra ne ometa rad drugih cilindara (najmanji razmak: 120ºKV). Privod je na obodu turbine odvojen po grupama cilindara, tako da se iskoristi kinetička energija koju ispušni plinovi imaju na izlazu iz cilindra.

prekriv. 2

prekriv. 1

prekriv. 3

Slika 16.15. Pulsiranje tlaka u zajedničkoj ispušnoj cijevi prvog, drugog i trećeg cilindra. Oznake: IO, IZ - ispuh otvara, ispuh zatvara, po - tlak okolne atmosfere. Šrafirani pravokutnici označavaju prekrivanje ventila pojedinih cilindara.


XVI-10 (2008-04-04)

16.2.6. Kombinirano: turbonabijanje + rezonantno nabijanje

Umirujući spremnik

K

Rezonantne cijevi Rezonantni spremnik

Rezonantni spremnik

1

4

2

3

5

6 PT

Slika 16.16. Kombinirano nabijanje, shema.

Slika 16.17. Kombinirano nabijanje sastoji se od uobičajenoga turbonabijanja i rezonatnoga nabijanja: pulsiranje tlaka uslijed usisa pojedinih cilindara proizvodi u rezonantnim spremnicima titranje zraka osnovnom vlastitom frekvencijom (ona ovisi o duljini rezonantne cijevi i o volumenu spremnika te o brzini zvuka). Amplitude tlaka pri rezonaciji koriste se za dodatno povećanje tlaka nabijanja pri određenoj brzini vrtnje.


XVI-11 (2008-04-04)

16.2.7. Konstrukcijski detalji i izvedbe nabijanja:

5

Slika 16.18. Turbonabijanje s regulacijom vršnoga tlaka. Oznake: 1 - kompresor 2 - turbina 3 - obilazni kanal 4 – tlačna komora s membranom 5 – obilazni ventil (engl. Waste Gate) Ako je tlak nabijenog zraka (u usisnoj cijevi iza kompresora) prevelik, tada on toliko pritisne membranu u tlačnoj komori (4) da se otvori obilazni ventil i dio ispušnih plinova prolazi pored turbine. Snaga turbine za pogon kompresora je tada manja pa je i tlak nabijanja manji.

4

5 3

Slika 16.19. Turbopunjač: 1 – kompresor 2 – turbina 3 – obilazni kanal 4 – tlačna komora 5 – obilazni ventil Klizni ležajevi podmazuju se i hlade uljem iz sustava podmazivanja motora.

n > 150.000 min-1

2 1


XVI-12 (2008-04-04)

Slika 16.20. Kamionski Diesel MAN D08 s kombiniranim nabijanjem: turbonabijanje i rezonantne usine cijevi. (6 cilindarski redni; 6,9 dm3; 191 kW kod 2300 min-1; Euro 2). Rezonantnim se nabijanjem povećava punjenje cilindra pri nižim brzinama vrtnje, dok pri visokima rezonantne usisne cijevi djeluju protiv turbopuhala i smanjuju punjenje te štite motor od preopterećenja.

Slika 16.21. Tlak nabijanja u radnom području motora Audi A6 TDI (V-6; 2,5 dm3; 110 kW kod 4000 min-1). Ravnine na vrhu plohe postignute su odrezivanjem vršnih tlakova pomoću sustava regulacije tlaka nabijanja.


XVI-13 (2008-04-04)

Slika 16.22. Elektroničko upravljanje paljenjem i nabijanjem Ottovog motora, s osjetnikom detonacije. 1 - usis zraka, 2 - kompresor, 3 - turbina, 4- ispušni plinovi, 5 - regulacijski ventil (engl. Waste Gate), 6 - osjetnik detonacije, 7 - regulacijski ventil, 8 - upravljački uređaj (računalo), 9 bobina. SIGNALI: a - položaj zaklopke za snagu, b - tlak u usisnoj cijevi, c - signali detonacije, d impulsi za paljenje, e - temperatura motora, f - položaj regulacijskog ventila, g - trenutak paljenja (oKV prije GMT). ZADAĆA: Izbjegavanje detonacije kod svih opterećenja motora smanjivanjem kuta pretpaljenja (tijekom izvjesnog broja ciklusa - drugačije za svaki cilindar - a potom se pretpaljenje postupno vraća na prvobitnu vrijednost; djeluje odmah; u slučaju opasnosti prekida se paljenje i ubrizgavanje goriva) i smanjivanjem tlaka nabijanja (tako da se ispušni plinovi puštaju pored turbine pa se smanjuje snaga za pogon kompresora).

Normalno izgaranje

Detonantno izgaranje

Slika 16.23. Osjetnik detonacije (lijevo) i njegovi signali (desno). Osjetnik detonacije (njem. Klopfsensor) izveden je kao širokopojasni osjetnik ubrzanja (vlastita frekvencija titranja iznad 25 kHZ). SIGNALI osjetnika detonacije u ovisnosti o vremenu: a - tlak u cilindru, b - pročišćeni signal tlaka, c - signal osjetnika detonacije. Signal osjetnika detonacije stalno se uspoređuje s pohranjenim signalima normalnog izgaranja.


XVI-14 (2008-04-04)

16.2.8. Comprex-nabijanje (BBC - ŠVICARSKA)

Razvijeni plašt rotora i kućišta

Presjek rotora i kućišta

Slika 16.24. Comprex: komprimiranje zraka (2) vrše ispušni plinovi (3) u ćelijama rotora (R) a koljenasto vratilo samo okreće rotor, putem prijenosnika (P). Razvodni kanali na kućištu rotora i duljine cijevi trebaju biti međusobno usklađene (vidi Shellexikon) Prednost: znatno brže reagira pri povećanju opterećenja nego turbonabijanje. Nedostatak: znatno veći ugradbeni volumen i dvaput veća cijena.


16.3. USPOREDBA MOTORA SA I BEZ NABIJANJA

Slika 16.25. Turbonabijanje je jednostavno, jeftino i pouzdano ali ima prilično veliku tromost. Zbog toga je snaga motora s turbonabijanjem znatno manja u nestacionarnom stanju (npr. kod ubrzavanja vozila). Tako se kod kamionskih motora propisani tlak nabijanja uspostavlja tek nakon približno 3 minute rada motora pri punom opterećenju i pri konstantnoj brzini vrtnje motora. To znači da isto toliko vremena treba motoru da od krivulje nestacionarnog momenta dođe do krivulje višeg, stacionarnog momenta. Comprex ima najpogodniji moment za pogon vozila i zanemarivo malu tromost. Međutim, njegov ugradbeni volumen je znatno veći, a i cijena mu je preko dvaput veća.

XVI-15 (2008-04-04)

17. Granice iskoristivosti goriva u transportu Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

XVII-1 (2009-09-28)

17. GRANICE ISKORISTIVOSTI GORIVA U TRANSPORTU 17.1. ISKORISTIVOST GORIVA U TRANSPORTU Koliko se energije u transportu potroši na prijevoz samog tereta? U potrazi za odgovorom ne treba zaboraviti da bi motor trošio gorivo čak i kad bi radio sa stupnjem korisnog djelovanja ηe = 100%.1 Specifična potrošnja standardnog goriva ogrjevne vrijednosti 42 MJ/kg bila bi:

g=

3600 3600 g = = 86 η t ⋅ H d 1⋅ 42 kWh

Kao što pokazuje sljedeće slike, od goriva u Zemlji, za sam koristan transport tereta utroši se vrlo malo. Sve ostalo su gubitci proizvodnje, prerade, distribucije i korisnosti vozila kao transportnog sredstva.

Slika 17.1. Iskoristivost goriva od bušotine pod zemljom do pogonskog kotača teretnog vozila u najpovoljnijoj radnoj točki ( g e = min ), kroz koju u stvarnosti motor vrlo rijetko i prođe a kamoli da bi u njoj dulje vremena radio. Kod smanjenog opterećenja je stupanj djelovanja motora niži. Tu treba uračunati i natovarenost vozila. Ako vozilo prevozi samo sebe, a ne i teret, stupanj korisnog djelovanja jednak je nuli (troši se gorivo a nikakav koristan rad u obliku prijevoza tereta se ne obavlja).

Iako je Dieselov motor, posebno s izravnim ubrizgavanjem, znatno ekonomičniji od Ottovog, iznenađuje niska ukupna iskoristivost polaznog goriva (nafte) svedena na prijevoz tereta osobnim vozilom. Kod potpuno natovarenih kamiona, pri transportu na velike udaljenosti, bilanca energije je ipak znatno povoljnija.

1

To je naravno nemoguće jer se kosi s drugim glavnim stavkom termodinamike koji kaže da se kružni proces može odvijati samo između dva toplinska spremnika, jednog ogrjevnog i drugog rashladnog. Takav se hipotetički stroj naziva perpetuum mobile druge vrste i on bi pretvarao svu dovedenu toplinu u koristan rad. Zbog toga bi mu termički stupanj korisnog djelovanja iznosio: η t = W / Q1 = Q1 / Q1 = 1

17_MSUI_Iskoristivost_goriva_u_transportu_1d_za_predavanje.doc


XVII-2 (2009-09-28)

Optimalno iskorištenje energije goriva danas dostiže vrijednosti od 84 do 86% a postiže se pri pogonu stacionarnih motora dizelskim gorivom, u kombiniranom pogonu gdje motor osim gonjenog stroja pogoni i toplinsku pumpu, te uz iskorištavanje rashladne topline i topline ispušnih plinova za zagrijavanje. Primjer: Putnički automobil Opel Omega pogonjen je 16-ventilskim Ottovim motorom radnog obujma 2.0 dm3, čiji je topografski dijagram prikazan na slici 17.7. Pri vožnji brzinom od 100 km/h na horizontalnoj, ravnoj, asfaltnoj cesti snaga motora potpuno opterećenog vozila (ukupna masa 1995 kg) iznosi približno 17,2 kW2 a brzina vrtnje je 2857 min-1. Odatle se dobiva srednji efektivni tlak pe = 3,61 bar. Prema topografskom dijagramu specifična efektivna potrošnja goriva u toj radnoj točki je približno 305 g/kWh (strelica na slici). Uz gustoću benzina od 0,75 kg/dm3 dobiva se potrošnja goriva od 7,33 l/100 km (kod ukupne mase od 1570 kg: Pe = 15,6 kW; pe = 3,28 bar; ge = 320 g/kWh; potrošnja 6,65 l/100 km), što se dosta dobro podudara s rezultatima mjerenja3. Iskorištenje goriva ulivenog u spremnik automobila (Hd = 42 MJ/kg) mjereno na spojci motora jednako je efektivnom stupnju djelovanja motora i iznosi:

ηgoriva = ηe =

3600 3600 = = 0,281 = 28,1% g e ⋅ H d 305 ⋅ 42

Iskorištenje nafte je manje za 10% zbog gubitaka u preradi i distribuciji:

η nafte = 0,9 ⋅ ηgoriva = 0,9 ⋅ 28,1% = 25,3 % Međutim, koristan teret (500 kg) u vozilu je znatno manji od ukupne mase vozila (1995 kg). Pretpostavi li se linearna raspodjela otpora vožnje po kilogramu ukupne mase vozila, tada se od energije sadržane u izvađenoj nafti za prijevoz korisnoga tereta utroši samo: η nafte za prijevoz tereta =

500 500 ⋅ η nafte = ⋅ 25,3 % = 6,3 % . 1995 1995

Vozi li se u vozilu samo vozač (75 kg), bilanca je još nepovoljnija: η nafte za prijevoz tereta =

75 75 ⋅ η nafte = ⋅ 24,1% = 1,2 % . 1570 1570

Rezultati za putnički automobil opremljen Ottovim i Dieselovim motorima, potpuno natovaren, u uvjetima mješovite vožnje prikazani su na slici 17.2. te su nepovoljniji od ovih koji se odnose na vožnju konstantnom brzinom od 100 km/h. 2

Za automobil koji se proizvodio 1995. godine važe ovi podaci: masa praznog vozila 1495 kg, najveća dozvoljena masa 1995 kg, čeona površina A=2,15 m2, faktor otpora zraka cw=0,29, prijenosni omjeri u 5. stupnju prijenosa u mjenjaču/osovinskom reduktoru: 0,850/3,900, gume 195/65 R 15 (dinamički polumjer 308 mm). 100 km/ postiže se u 5. stupnju pri brzini vrtnje motora od 2857 min-1. Mehanički stupanj djelovanja prijenosnika snage od motora do kotača iznosi približno ηm=0,88, koeficijent otpora kotrljanja na asfaltnoj cesti je fk=0,013 a gustoća zraka na nadmorskoj visini od 200 m je ρz=1,202 kg/m3. Pri vožnji horizontalnim ravnim putem sila otpora vožnje Σ F (sadrži samo otpor kotrljanja Fk i otpor zraka Fz) te snaga na pogonskim kotačima Pkot i snaga motora Pe iznose: 2

3

⎛ 100 ⎞ ⎜ ⎟ 3,6 ⎠ v2 ⎝ Σ F = Fk + Fz = f k ⋅ m ⋅ g + ρ z ⋅ ⋅ c w ⋅ A = 0,013 ⋅1995 ⋅ 9,81 + 1,202 ⋅ ⋅ 0,29 ⋅ 2,15 = 543,8 N 2 2 P 15115 100 = 17176 W = 17,2 kW Pkot = Σ F ⋅ v = 543,8 ⋅ = 15115 W ≈ 15,1 kW , Pe = v = 3,6 ηm 0,88 Ispitivanjima u aerodinamičkom tunelu (Quattro Route 8/1994, str. 171, 172) dobivena je snaga otpora vožnje vozila ukupne mase 1600 kg od 14,2 kW (snaga na pogonskim kotačima). Razlika u odnosu na izračunatu vrijednost od 15,6 kW pokazuje da su pri ispitivanju otpori bili nešto manji od ovako izračunatih. Ispitivanjem: 6,3 l/100 km; Quattro Route 8/1994, str. 172. Razlika potječe od veće ogrjevne vrijednosti benzina pri ispitivanju.



XVII-3 (2009-09-28)

Gubitci nastaju prilikom: o vađenja nafte o udaljenog transporta o proizvodnje o razdiobe na tržištu o pogona vozila o zbog omjera nosivosti i ukupne mase vozila

Slika 17.2. Energetska bilanca pri proizvodnji i uporabi benzina i dizelskog goriva od nafte za pogon potpuno natovarenog osobnog automobila. Uzme li se kao kriterij samo transport korisnog tereta (prijevoz automobila je nužno zlo), pogon Dieselovim motorima je u konačnoj bilanci tek malo ekonomičniji od pogona Ottovim. (Izvor: Shell Lexikon 26, 27, 1997)

17.2. ZAŠTO JE DIESELOV MOTOR ŠTEDLJIVIJI OD OTTOVOG? Opće je poznata činjenica da su naročito u gradskoj vožnji automobili pogonjeni Dieselovim motorima znatno štedljiviji od onih pogonjenih Ottovim. Koji je tome razlog? Treba imati na umu da je prosječno opterećenje u gradskoj vožnji izrazito nisko. Tipičan srednji efektivni tlak u tim uvjetima iznosi oko 2 bar a brzina vrnje se kreće u rasponu od minimalne do približno 50% brzine vrtnje kod nazivne snage. Analizira li se rad motora dolazi se do zaključka da je Dieselov proces bolji kod niskog opterećenja zbog dva razloga: 1. Nema prigušivanja usisa pa je manji gubitak rada uslijed izmjene plinova u cilindru (slika 17.3.) i zbog toga je kod Dieselovog motora veći stupanj savršenstva procesa. 2. Zbog prigušivanja usisa u Ottovom motoru opada efektivni, odnosno stvarni kompresijski omjer4 (slika 17.4., desno) a zbog toga jako opada termički stupanj djelovanja. S druge strane kod niskog opterećenja u cilindru Dieselovog motora udio zraka je nekoliko puta veći (λmax ≈ 7) nego kod Ottovog s homogenom smjesom (λ = 1). Zbog 4

Efektivni kompresijski omjer εef dobiva se na temelju stvarnog punjenja cilindra odnosno stvarnog tlaka p2 u GMT u slučaju kad u cilindru izostane paljenje, i tlaka p1, neprig koji bi nastao u cilindru u DMT na kraju sisa pri punom opterećenju motora tj. pri neprigušenom usisu: 1

⎛ p ⎞ nk 2 ⎟ p2 = p1, neprig ⋅ ε ef n k ⇒ ε ef = ⎜ ⎜ p1, neprig ⎟ ⎝ ⎠ gdje je: nk – srednji eksponent politroske kompresije u cilidru. 17_MSUI_Iskoristivost_goriva_u_transportu_1d_za_predavanje.doc


XVII-4 (2009-09-28)

većeg udjela dvoatomnih plinova veći je eksponent izentrope što bi dalo i veći termički stupanj djelovanja. Međutim, kod niskog opterećenja je i najveći tlak procesa osjetno niži pa termički stupanj djelovanja ipak opadne ali ne toliko kao kod Ottovog motora (slika 17.5.). Dakle, kod niskog opterećenja je i termički stupanj djelovanja bolji kod Dieselovog motora.

Slika 17.3. Indikatorski dijagram Ottovog i Dieselovog motora kod punog opterećenja (100 %) i u praznom hodu (0 %).

Slika 17.4. Lijevo: Termički stupanj korisnosti kod raznih faktora zraka λ. Desno: Efektivni kompresijski omjer u radnom području Ottovog motora.

Slika 17.5. Termički stupanj korisnosti procesa u ovisnosti o kompresijskom omjeru. Oznake: kružić = rad motora kod punog opterećenja; trokutić = smanjeno opterećenje. 17_MSUI_Iskoristivost_goriva_u_transportu_1d_za_predavanje.doc


XVII-5 (2009-09-28)

Ove se teorijske prednosti dobro vide u topografskom dijagramu specifične efektivne potrošnje goriva, dvaju motora sličnih snaga. Promotrimo potrošnju kod niskog opterećenja u donjem području brzine vrtnje, što odgovara prosjeku gradske vožnje.

Slika 17.6. Turbo-Diesel s izravnim ubrizgavanjem: Opel, Ecotec 2.2 DI, 4-taktni, 4-cilindarski, redni, 4 ventila po cilindru, promjer cilindra 84 mm, hod klipa 98 mm, stupanj kompresije 18.5, najveća snaga 85 kW kod 4300 min-1, masa motora 196 kg.

Slika 17.7. Otto 4-taktni sa slobodnim usisom: Opel 2.0 – 16V, (Omega/Vectra), 4-cilindarski, redni, promjer cilindra 86 mm, hod klipa 86 mm, stupanj kompresije 10.8, najveća snaga 100 kW kod 5600 min-1, masa motora 92 kg. Potrošnja kod srednjeg efektivnog tlaka od 2 bar, u donjoj polovici raspoložive brzine vrtnje: Diesel → oko 360 g/kWh Otto → preko 400 g/kWh. Uočite razliku veličine područja od ge ≤ 240 g/kWh kod Dieselovog i kod Ottovog motora (označite ga bojom). 17_MSUI_Iskoristivost_goriva_u_transportu_1d_za_predavanje.doc


XVII-6 (2009-09-28)

Treći, dodatni razlog niže potrošnje goriva Dieselovog motora je za oko 15 % veća ogrjevna vrijednost litre dizelskog goriva u odnosu na benzin: Hd (Mj/dm3)

Hd (MJ/kg)

ρ (kg/m3)

Diesel-gorivo

~ 43

835

35.9

115 %

benzin (OB 98)

~ 41

760

31.2

100 %

Po pretpostavkom da je cijena 1 litre dizelskoga goriva jednaka cijeni litre benzina, proizlazi da se za isti novac u spremnik automobila opremljenog Dieselovim motorom ulije do 15 % više energije. Dakle, Dieselov je motor već prije samoga starta u prednosti pred Ottovim za 15 %. Niža potrošnja u topografskom dijagramu Dieselovog motora, u odnosu na Ottov, posljedica je dakle i većeg sadržaja energije u 1 kg goriva, i boljeg stupnja djelovanja procesa u cilindru.

LITERATURA: [1.] Shell Lexikon 26, 27, 30, 31. ATZ – MTZ 6, 7/8, 12/1997, 1/1998 [2.] Članci o Opelovim motorima u časopisu MTZ 5/1994, 9/1997


18. Štetna emisija motora s unutarnjim izgaranjem Mahalec, Lulić, Kozarac: Motori s unutarnjim izgaranjem

XVIII-1 (2006-03-01)

18. ŠTETNA EMISIJA MOTORA S UNUTARNJIM IZGARANJEM Ispušni plinovi motora s unutarnjim izgaranjem sadrže preko sto različitih spojeva koji su gotovo svi otrovni ili na neki način štetni. Homologacijskim propisima propisima je kod motora cestovnih vozila ograničena količina štetnih ovih tvari koje vozilo ispušta u okoliš: • CO, HC, NOx • čestica (sastoje se najvećim dijelom od čađe) • od 2005. g. i nemetanskih ugljikovodika (NMHC) Homologacijski propisi u Europi su ECE-pravilnici1, dok na području Europske unije važe nešto strože EEC-smjernice2. ECE-pravilnici donose se na temelju Sporazuma u Geneve iz 1958. godine, koji je donesen pri Ekonomskoj komisiji za Europu (ECE) Ujedinjenih nacija (UN). Do danas, 2004. godine, doneseno je ukupno 114 ECE-pravilnika. Svaki od njih sadrži odredbe o zahtjevima za pojedine sklopove ili dijelove vozila. Sve zemlje koje su pristupile tom sporazumu (Hrvatska je dvadesetpeta po redu) dužne su se pridržavati ovih pravilnika. Osnovni cilj stvaranja pravilnika je donošenje jedinstvenih propisa za proizvodnju vozila, koji kao konačnu posljedicu imaju jedinstvene metode ispitivanja, odnosno provjere da li vozila zaista zadovoljavaju propisane zahtjeve. Ispitivanja vrše ovlašteni laboratoriji širom Europe (Hrvatska nema nijedan) a rezultati ispitivanja se priznaju u svim zemljama koje su prihvatile Sporazum. Na taj je način olakšana trgovina između tih zemalja, jer ispitivanja ne treba ponovljati u zemlji koja uvozi vozila. S druge strane ti su propisi postali administrativnom barijerom uvozu automobila proizvedenih prema propisima koji važe na drugim tržištima, primjerice u SAD-u i u Japanu. Vozila iz tih zemalja namijenjena izvozu u Europu moraju biti drugačije opremljena i ispitana po metodama koje odgovaraju europskim popisima. Isto tako vozila europskih proizvođača koja se izvoze moraju biti proizvedena i ispitana sukladno propisima na tim drugim tržištima. Posljedice su paradoksalne, pa tako vozila kojima se vozi cijela Amerika nisu dobra za Europu, i obratno. Jedna ideja o ujednačavanju tehničkih zahtjeva, pod utjecajem trgovine i novca izrodila se na taj način u posve administrativnu kategoriju. Pravilnikom ECE R-833 propisane su razine dozvoljene štetne emisije4 vozila kategorije M1 (putnički automobili s 1+8 sjedala) i kategorije N1 (teretna vozila ukupne dozvoljene mase do 3.5 t) pogonjenih motorima sa stranim izvorom zapaljenja (Ottovi) i motora s kompresijskim paljenjem (Dieselovi). Pravilnikom ECE R-49 propisane su razine dozvoljene štetne emisije5 vozila ukupne mase preko 3.5 t pogonjenih motorima s kompresijskim paljenjem, motorima na pogon stlačenim prirodnim plinom (pretežno metan) i motorima sa stranim paljenjem pogonjenim tekućim naftnim plinom (propan + butan). Pravilnik ECE R-24 odnosi se na dimljenje Dieselovog motora. 1

2 3 4

5

ECE R-83 (štetna emisija motora sa stranim izvorom zapaljenja i motora s kompresijskim paljenjem), R-49 (štetna emisija motora s kompresijekim paljenjem) i R-24 (dimljenje motora s kompresijskim paljenjem). EEC – European Economic Commission R-83 je kratica engleskog naziva "Regulation 83", što znači "Pravilnik 83". Kod ECE R-83 granice su propisane u g/km a automobil se vozi po propisanom mjernom ciklusu koji predstavlja vožnju u gradu i na otvorenoj cesti. Kod ECE R-49 granice su propisane u g/kWh a određuju se pri ispitivanju motora na probnom stolu prema određenom postupku.

18_MSUI_Stetna_emisija_1c.doc


XVIII-2 (2006-03-01)

Pojedini stupnjevi postrožavanja dopuštene štetne emisije prema navedenim ECE pravilnicima, odnosno smjernicama Europske unije nazivaju se Euro 1, Euro 2, Euro 3, ... SMANJIVANJE ŠTETNE EMISIJE PROVODI SE: • optimiranjem procesa izgaranja u cilindru motora poboljšanjima na samom motoru (oblik prostora izgaranja, strujanje u cilindru, raspršivanje goriva, ...); to je smanjivanje tzv. sirove emisije • pročišćavanjem ispušnih plinova nakon što su izašli iz motora • stalnim poboljšavanjem kvalitete goriva: smanjivanjem sadržaja sumpora u dizelskom gorivu i benzinu te primjenom ekološki pogodnijih goriva, npr. plinovitih • smanjivanjem otpora vožnje vozila: smanjivanjem otpora zraka i mase vozila, optimiranim upravljanjem radom pomoćnih uređaja motora i vozila itd.

18.1. PROBLEMI ŠTETNE EMISIJE U SUVREMENIM OTTOVIM MOTORIMA Pri izgaranju u cilindru suvremenih Ottovih motora postavljaju se dva glavna cilja: 1. štetna emisija mora biti unutar dopuštenih granica 2. specifična potrošnja goriva treba biti što niža. Težnja je da se ovi ciljevi dostignu u prvom redu optimiranjem procesa izgaranja u cilindru. Međutim, pri današnjem stupnju razvoja tehnike to nije moguće pa se pored toga provodi i pročišćavanje ispušnih plinova nakon što oni izađu iz cilindra. Dopuštena emisija štetnih tvari u ispušnim plinovima motora određena je homologacijskim propisima, kod motora na pogon bezninom u Europi je to pravilnik ECE R-83, odnosno odgovarajuća smjernica Europske unije6. Ti propisi određuju samo dopuštene granice štetne emisije i način njezina mjerenja.

Slika 18.1. Mjere za smanjivanje štetne emisije Ottovog motora vezane uz sam motor i uz pročišćavanje ispušnih plinova: niska emisija zahtijeva katalizator, katalizator zahtijeva bezolovni benzin i strogo stehiometrijsku smjesu goriva i zraka. 6

Zadnje stanje se može vidjeti na Web-stranici Državnog zavoda za normizaciju i mjeriteljstvo: http://www.dznm.hr/homolog/Objav_Nar.doc



XVIII-3 (2006-03-01)

Dopuštene su granice pak toliko niske da se danas mogu dostići jedino primjenom trokomponentnog katalizatora koji smanjuje 3 otrovne komponente u ispušnim plinovima: NOx, CO i HC. Katalizatori su za pročišćavanje ispušnih plinova Ottovih motora počeli su se po prvi puta primijenjivati u Los Angelesu u Kaliforniji, gdje je zagađenost zraka poprimila razmjere katastrofe pa je 1960. godine započela kampanja koja je rezultirala tada najstrožim propisima o čistoći ispušnih plinova. Da bi katalizator dobro funkcionirao trebaju biti zadovoljeni ovi uvjeti (slika 18.1.): 1. motorno gorivo ne smije sadržavati olova7 (ono se nataloži na aktivni sloj u katalizatoru i tako ga blokira) 2. za visok stupanj pretvorbe u katalizatoru, goriva smjesa mora biti strogo stehiometrijska λ = 1.00 ± < 3% , što se može postići jedino precizno reguliranim ubrizgavanjem goriva i mjerenjem protoka zraka, odnosno primjenom elektroničkih uređaja za upravljanje radom motora. 3. za visok stupanj pretvorbe katalizator treba biti zagrijan na visoku temperaturu (preko 600°C; zato se postavlja što bliže motoru). količina usisavanog zraka položaj zaklopke

gorivo ispravnost rada katalizatora

sadržaj O2 u ispušnim plinovima

Motor

termička izolacija s donje strane vozila iznad katalizatora

brzina vrtnje položaj radilice temperatura motora osjetnik detonacije, ...

λ1

λ2 trokomponentni katalizator

NOx CH + O2 CO + O2

→ → →

N 2 + O2 CO2 + H2O CO2

(redukcija) (oksidacija) (oksidacija)

Slika 18.2. Shema Ottovog motora s elektronički reguliranim ubrizgavanjem goriva i trokomponentim katalizatorom. Kod oksidacije se proizvodi toplina pa se katalizator jako zagrijava te na vozilu iznad katalizatora mora biti postavljena toplinska zaštita. Kada se početkom 1980-ih godina u Europi počeo koristiti bezolovni benzin, njegov je oktanski broj bio manji (oko 90) od oktanskoga broja tadašnjeg olovnog benzina (98 ... 102). Zbog toga je kompresijski omjer motora s katalizatorom prilično dugo bio manji (ε ≈ 9) od motora bez katalizatora pogonjenih olovnim benzinom (ε ≈ 10 ... 11). Tek su u drugoj polovici zadnjega desetljeća dvadesetoga stoljeća Ottovi motori dostigli a danas i prestigli (ε = 12.5 i više) najviše vrijednosti kompresijskog omjera iz doba olovnoga benzina.

7

Za povećanje oktanskog broja benzinu se dodaje olovni tetraetil (u većini Europskih zemalja do 0,15 g/dm3).



XVIII-4 (2006-03-01)

Slika 18.3. Potrošnja goriva kompletne proizvodnje vozila u Njemačkoj krajem dvadesetoga stoljeća. Povećanje koje je nastupilo srednim 1980-ih godina posljedica je uvođenja bezolovnoga benzina koji je tada imao znatno niži oktanski broj od olovnoga.

Slika 18.4. Ispušni uređaj Ottovog motora u automobilu bez katalizatora (gore) i s katalizatorom (dolje): 1- pretprigušivač zvuka, 2 – katalizatori, 3 – prigušivač, 4 – prigušivač.

Slika 18.5. Utjecaj faktora zraka λ na štetnu emisiju ispušnih plinova (CO, HC, NOx) bez i s katalizatorom i napon (Uλ) lambda sonde (lijevo), te shematski presjek lambda sonde (desno). 18_MSUI_Stetna_emisija_1c.doc


XVIII-5 (2006-03-01)

Djelovanje: Lambda sonda je ugrađena u ispušnu cijev (5) i njena vanjska strana je izložena ispušnim plinovima (7) a unutarnja okolnom zraku (8) koji ulazi u šupljinu sonde. Porozno tijelo od posebne keramike (1) (cirkonijev oksid) postaje iznad 350°C vodljivo za ione kisika. Na njegovim vanjskim stranama su elektrode (2), a strana izložena vrućim ispušnim plinovima je zaštićena poroznim keramičkim slojem (6). Ukoliko je sadržaj kisika u ispušnoj cijevi i u okolnom zraku različit, između elektroda (2) spojenih na kontakte (3) i (4) počinju teći ioni kisika i nastaje električni napon (Uλ). Npr. kod λ = 0.95 u ispušnim plinovima ima oko 0.2 do 0.3 % vol. kisika. Lambda sonda ima u uskom području (λ-prozor) skokovitu naponsku karakteristiku koja se koristi kao regulacijska veličina (kod λ < 1 napon iznosi 800 … 1000 mV, kod λ > 1 napon opadne na približno 100 mV). Na taj način sonda signalizira regulacijskom uređaju je li u ispušnim plinovima previše ili premalo kisika, te se sukladno tome mijenja količina ubrizgavanoga goriva.

Slika 18.6. Trokomponentni katalizator s dva uloška: 1 – lambda sonda, 2 – keramički uložak (katalizator), 3 – žičano uležištenje, 4 – kućište katalizatora (najčešće od dvostrukog lima radi nužne toplinske zaštite vozila od vrućeg katalizatora).

18.2. PROBLEMI ŠTETNE EMISIJE U DIESELOVIM MOTORIMA: ČESTICE I NOX Kod Dieselovih motora borba za smanjivanje onečišćenja ide s jedne strane prema smanjenju čestica (sastoje se najvećim dijelom od ulja za podmazivanje motora i od čađe tj. neizgorjelog ugljika, a manjim dijelom sadrže sulfate i ostale sastojke) a s druge strane prema smanjenju otrovnih plinova CO, HC i NOx. Zbog velikog viška zraka u ispušnim plinovima Dieselovog motora je količina CO i HC općenito niska, ali su količine NOx i čestica visoke. CO i HC se smanjuju oksidacijskim katalizatorom, dok se NOx smanjuje u prilično ograničenoj mjeri vraćanjem dijela ispušnih plinova (do 60%) natrag u proces u cilindru pomoću AGR-ventila (za zagrijavanje ovih plinova se troši toplina izgaranja pa to smanjuje temperaturu plinova u cilindru a time i emisiju NOx). Veće sniženje NOx uz pomoć katalizatora, prikladno za serijsku proizvodnju, planirano je tek za 2004. godinu (trokomponenti katalizator za Ottov motor se ovdje ne može primijeniti jer je kod Dieselovog motora faktor zraka znatno veći od 1, pa taj katalizator ne djeluje). Tako kao drugi veliki problem štetne emisije Dieselovog motora, u usporedbi s Ottovim, trenutno ostaju čestice. Jedino uspješno rješenje za sada je pročišćavač koncerna PSA. Treba naglasiti da zahvaljujući svom visokom stupnju korisnosti moderan automobilski Dieselov motor s izravnim ubrizgavanjem goriva proizvodi znatno manje CO2 i time manje ugrožava Zemlju u pogledu "efekta staklenika", odnosno povećanja globalne temperature planete.



XVIII-6 (2006-03-01)

Slika 18.7. Filtar čestica PSA u svojoj prvoj izvedbi iz 2000. godine. Ispušni plinovi prolaze kroz oksidacijski pretkatalizator (1) i filtar čestica (2). Čestice se skupljaju u flitru, čije stanje kontrolira računalo (4) pomoću osjetnika (3). Približno svakih 500 km Common Rail sustav (5) ubrizgava gorivo još jedamput i pri kraju takta ekspanzije (6, treće izdignuće krivulje zakona ubrizgavanja; prvo izdignuće je predubrizgavanje a drugo glavno ubrizgavanje). Na taj način temperatura u cilindru poraste za 200 ... 250°C. Tome slijedi dodatno povećanje temperature ispušnih plinova za daljnjih 100°C dogorijevanjem u oksidacijskom katalizatoru (1). Na taj se način u pročišćavaču (2) i kod malo opterećenog motora sa sigurnošću postiže temperatura od 450°C što je dovoljno za izgaranje nakupljenih čestica (u gradskoj vožnji temperatura ispušnih plinova na tom mjestu inače iznosi svega 150 ... 200°C). Na taj se način pročišćavač periodički pročišćava. Da bi se kod te temperature osiguralo izgaranje čestica, poseban uređaj (8) pri svakom punjenju spremnika u gorivo dodaje određenu količinu aditiva (7) koji snižava temperaturu sagorijevanja čestica na 450°C.

Smanjivanje NOx: unutarnjim ili vanjskim povratom ispušnih plinova?

Euro 3

Euro 3

Slika 18.8. Smanjivanje NOx povratom ispušnih plinova unutarnjim (gore) i vanjskim (dolje) povratom ispušnih plinova. U oba slučaja je zadovoljena norma Euro 3 ali su prednosti očito na strani vanjskog povrata. 18_MSUI_Stetna_emisija_1c.doc


XVIII-7 (2006-03-01)

Ohlađeni komprimirani zrak + ohlađeni ispušni plinovi

Filtar zraka

MOTOR

AGR-ventil

Slika 13. Povrat ohlađenih ispušnih plinova u usis – EGR na kamionskom Dieselovom motoru tvornice MAN.

Jednosmjerni ventili AGR-hladnjak Hladnjak zraka

Turbopunjač Zagrijani komprimirani zrak Ispušni plinovi

18.3. USKLAĐIVANJE ZAHTJEVA NA SVJETSKOJ RAZINI Razvoj zakonske regulative u području vozila započeo je krajem 50-ih i početkom 60-ih godina u SAD-u, Japanu i Europi, najprije na području sigurnosti, a potom i zaštite okoliša. Od tog je vremena automobilska industrija doživjela korjenite promjene: prešla je državne granice i postala svjetska pa je time i sigurno vozilo postalo općim ciljem. Zbog toga se povećao i broj zakonskih propisa koje vozilo mora zadovoljavati. U tome rasponu želja i mogućnosti proizvođači su željeli imati vozilo koje će se ispitati samo jedanput i prihvatiti svuda, dok su kupci željeli što sigurnije i za okoliš bezopasnije vozilo. Kao rezultat međusobne suradnje državnih ustanova, automobilske industrije, osiguravajućih kompanija i organizacija potrošača stvoreni su prvi homologacijski propisi za proizvodnju vozila. Međusobne razlike u propisima, koji reguliraju istu problematiku ali u različitim dijelovima svijeta, prepreke su kolanju roba na svjetskome tržištu. U SAD-u je slijedom toga 1998. godine pokrenuto stvaranje svjetske homologacije pod naslovom 1998 Global Agreement.

Relativna dopuštena emisija

100%

80%

60%

40%

Diesel

20%

Otto

0%

1970

CO

1971

HC

1975

NOx

1977

1979

čestice

1984

1988

1992

EU1

1996

1996

EU2

2000

2005

EU3 EU4

Slika 18.9. Smanjivanje granica štetne emisije u zemljama Europske zajednice. Pojedine razine zahtjeva nazvane su imenima Euro 1, Euro 2, Euro 3 i Euro 4. Njegova je svrha ustanovljavanje procesa u kome će se države iz svih dijelova svijeta moći pridružiti razvoju svjetskih tehničkih propisa u području sigurnosti, zaštite okoliša, povećanja 18_MSUI_Stetna_emisija_1c.doc


XVIII-8 (2006-03-01)

ekonomičnosti i zaštiti od krađe vozila, motora i sklopova. Zajednički krajnji cilj stalno je unapređivanje vozila upravo na tim područjima, stvaranjem zakonskih okvira za automobilsku industriju i za potrošače u cijelome svijetu. Sjedište mu je pri UN/ECE u Genevi, a njegov konačni naziv je “World Forum for the Harmonization of Vehicle Regulations” (svjetski forum za usklađivanje / harmonizaciju pravilnika za vozila). Sporazum će stupiti na snagu kada mu pristupi najmanje osam država ili regionalnih ekonomskih integracija, pri čemu jedna od njih mora biti Europska zajednica, Japan ili SAD. Trenutačno stanje: sporazumu su pristupili SAD, Kanada, Japan, Europska zajednica i Francuska. Uskoro se očekuje pristupanje Ujedinjenoga Kraljevstva (Velike Britanije), Ruske Federacije, Njemačke i Češke. Mogući datum stupanja na snagu: ožujak 2000. Zemljama u razvoju sporazum dopušta postupno uvođenje usklađivanja / harmonizacije tako što će pravilnici sadržavati različite razine strogoće propisanih zahtjeva. Sporazumom se čuva neovisnost svake od pristupnih strana. Obveza primjene ograničena je s obzirom na individualne procese usvajanja propisa u pojedinim zemljama. OTTO

EU 3

DIESEL povrat ohlađenih ispušnih plinova u usis (EGR)

poboljšani katalizator

OTTO

EU 4

DIESEL naknadno ubrizgavanje goriva

još više poboljšani katalizator

prigušivanje usisa

kod hladnog motora: zagrijavanje katalizatora (kasnijim paljenjem, povišenom brzinom vrtnje)

optimiranje vrtloga usisavanoga zraka

katalizator blizu motora

kod većih motora: upuhivanje dodatnog zraka

optimirani oksidacijski katalizator za Otto i Diesel: gorivo s manje sumpora: SOtto < 150 ppm SDiesel < 350

viši tlakovi ubrizgavanja

za sve motore: upuhivanje dodatnog zraka

prilagođeno upravljanje radom motora (motormanagement)

povrat ispušnih plinova u usis (EGR)

peizoventili za ubrizgavanje goriva

paket mjera za EURO 3

NOx-katalizator (s pohranjivanjem) za Otto i Diesel: gorivo s još manje sumpora: SDiesel < 50 ppm

λ - sonda pročišćavač čestica

Slika 18.10. Nužna tehnika pročišćavanja ispušnih plinova osobnih vozila za EU 3 i EU 4 prema prognozama s početka 2000. godine. Euro 3 - Euro 4. Snižavanje razine dopuštene štetne emisije ispušnih plinova uvođenjem propisa Euro 3 i Euro 4 postavlja nove zadaće pred proizvođače vozila, ali i pred proizvođače goriva (slika 18.10.), što je posebno važno za Hrvatsku. Euro 3 (od 2000. g.) je kao bitne novosti donio ugrađeni sustav automatske dijagnoze (On-Board Diagnose) te pooštrene metode ispitivanja štetne emisije uz uzimanje u obzir i emisije u fazi zagrijavanja hladnog motora, pooštreno ispitivanje emisije para goriva, kao i ispitivanje emisije tijekom uporabe vozila. Radi zadovoljavanja tih normi proizvođači su morali izvršiti odgovarajuća poboljšanja na svojim vozilima8, a također je bilo nužno uvesti goriva s malim sadržajem sumpora (S <

8

Potrebne mjere za Euro 3 za vozila s Ottovim motorima: poboljšani katalizator, zagrijavanje katalizatora (kasnijim paljenjem gorive smjese i povećanjem brzine vrtnje motora u praznome hodu), smještaj katalizatora što bliže motoru, upuhivanje sekundarnog zraka u ispušnu cijev kod motora velikoga radnog obujma. Za vozila s Dieselovim motorima: hlađenje ispušnih plinova koji se vraćaju natrag u cilindar, optimiranje vrtložnoga strujanja u cilindru, optimiranje oksidacijskog katalizatora.



XVIII-9 (2006-03-01)

150 ppm mase9 u benzinu, odnosno S < 350 ppm u dizelskom gorivu, Otto i Diesel). Uvođenjem razine Euro 4 10 (od 2005.) dopuštene štetne emisije su u odnosu na Euro 3 snižene za približno 50% za Ottove i Dieselove motore, a trajnost sustava za pročišćivanje ispušnih plinova povećana je (od 80.000) na 100.000 km. Benzin i dizelsko gorivo smiju imati sumpora najviše 50 mg/kg. Mjere koje su bile potrebne za Euro 3 (u odnosu na Euro 2): • za vozila s Ottovim motorima: poboljšani katalizator, zagrijavanje katalizatora (kasnijim upaljenjem gorive smjese i povećanjem brzine vrtnje motora u praznome hodu), smještaj katalizatora što bliže motoru, upuhivanje sekundarnog zraka u ispušnu cijev kod motora velikoga radnog obujma • za vozila s Dieselovim motorima: hlađenje ispušnih plinova koji se vraćaju natrag u cilindar, optimiranje vrtložnog strujanja u cilindru, optimiranje oksidacijskoga katalizatora. Euro 3 za vozila kategorija M1 i N1 s Ottovim motorima na snazi je od 1.1.2000., a s Dieselovim motorima od 1.1.2003. (M1) odnosno 1.1.2005. (N1). Potrebne dodatne mjere za Euro 4 (u odnosu na Euro 3): • kod vozila s Ottovim motorima: još bolji katalizator, upuhivanje sekundarnog zraka u ispušnu cijev • kod vozila s Dieselovim motorima: naknadno ubrizgavanje goriva za vrijeme ekspanzije u cilindru, prigušivanje usisa, viši tlakovi ubrizgavanja, prilagođeno upravljanje radom motora (motormanagement), piezoventili za ubrizgavanje goriva, NOx-katalizator, λ-sonda, pročišćavač za hvatanje čestica. Euro 4 bi za vozila kategorija M1 (do 2500 kg) i N1 trebao stupiti na snagu 1.1.2005.

18.4. SUMPOR U GORIVU U usporedbi s konvencionalnim gorivima, primjenom goriva bez sumpora (S < 10 ppm) u ispušnim plinovima motora izravno se smanjuje sadržaj čestica, HC, NOx i CO a neizravno i emisija CO2 jer se smanjuje potrošnja goriva. 18.4.1. Dieselovi motori Sumpor u gorivu (S ≥ 50 ppm) povećava emisiju čestica, emisiju HC, NOx i CO. Sustavi s filtrima za hvatanje i sagorijevanje čestica (npr. PSA) rade dobro samo ako je S ≤ 10 ppm. Sumpor u gorivu dovodi do bržeg zapunjenja apsorpcijskog katalizatora za smanjenje NOx pa je potrebno češće regeneriranje, a to povećava potrošnju goriva. Za ispravno dugotrajno djelovanje apsorpcijskog katalizatora gorivo s manje od 10 ppm sumpora je nužan preduvjet.

9 10

150 ppm mase odgovara koncentraciji od 150 mg/kg. Euro 4 se na vozila kategorija M1 (do 2 500 kg) i N1 primjenjuje od 1. siječnja 2 005. Potrebne dodatne mjere za Euro 4 (u odnosu na Euro 3) kod vozila s Ottovim motorima: još bolji katalizator, upuhivanje sekundarnog zraka u ispušnu cijev. Kod vozila s Dieselovim motorima: naknadno ubrizgavanje goriva za vrijeme ekspanzije u cilindru, prigušivanje usisa, viši tlakovi ubrizgavanja, prilagođeno upravljanje radom motora (motormanagement), piezoventili za ubrizgavanje goriva, NOx-katalizator, λ-sonda, pročišćavač za hvatanje čestica.



XVIII-10 (2006-03-01)

Smanjenje sadržaja sumpora u gorivu na manje od 10 ppm povećava djelotvornost oksidacijskog katalizatora, SCR-katalizatora i filtra za čestice. Rezultat je smanjena emisija čestica (sumpora) kod sustava s oksidacijskim katalizatorima i smanjena potrošnja goriva kod sustava s filtrima za čestice. Sumpor i mazivost dizelskog goriva. ”Sumpor u gorivu podmazuje. Ako sadržaj sumpora padne ispod 500 ppm onda se gorivu dodaje aditiv za poboljšanje mazivosti.” (Dr. sc. Miroslav JEDNAČAK, rukovoditelj laboratorija INA. Izjava dana na okruglom stolu s temom “Dizel motori nove tehnologije i problemi na hrvatskom tržištu” u organizaciji Hrvatske udruge automobilskih novinara u Novinarskom domu, 10.7.2000.)

18.4.2. Ottovi motori Ottov motor ima najviše izgleda kao GDI u čijem cilindru izgara siromašna smjesa. U tom je slučaju njegova potrošnja za oko 15 % niža nego kod uobičajenih motora. Međutim, ovakav GDI motor može postići nisku štetnu emisiju samo s kombinacijom: apsorpcijski NOxkatalizator i 3-komponentni katalizator. Čak i minimalni sadržaj sumpora smanjuje stupanj pretvorbe u apsorpcijskom NOxkatalizatoru. Zbog toga je potrebno češće regeneriranje, a to povećava potrošnju goriva. Ako se sadržaj sumpora u gorivu smanji s 50 ppm na 10 ppm, učestalost regeneriranja pada na približno 1/10. Gorivo bez sumpora (S < 10 ppm) je zbog toga nužan preduvjet niske štetne emisije i niske potrošnje goriva tijekom uobičajenog uporabnog vijeka vozila. 3-komponentni katalizator. Smanjenje sumpora s 50 na 10 ppm dovodi do povećanja trajnosti komponenata relevantnih za smanjenje štetne emisije, posebno kod koncepta ULEV (Ultra Low Emission Vehicle). Zbog toga je potrebno manje dodatno zagrijavanje katalizatora što opet ima za posljedicu smanjenje potrošnje goriva (katalizator se zagrijava povećanjem temperature ispušnih plinova, uslijed izgaranja male količine goriva ubrizgane u cilindar pri kraju takta ekspanzije). SCR-katalizator. Za buduće smanjenje NOx potrebni su SCR-katalizatori u kojima se upotrebljava dodatna oksidacijska tvar. Najprikladniji su ugljikovodici, međutim oni su osjetljivi na sadržaj sumpora. Upotreba drugih redukcijskih tvari, npr. amonijaka, opterećena je s još neriješenim problemima poput pohranjivanja u vozilu, sustava za doziranje itd. U usporedbi s drugim konceptima, gorivo bez sumpora (S < 10 ppm) i kombinacija oksidacijskog i SCR-katalizatora pružaju najveće prednosti. Pojmovi: Apsorpcijski katalizator za smanjenje NOx sadrži pločice olova (Pb) koje upija NO i pločice barijevog oksida (BaO) koji upija NO2. Ovako upijeni dušikovi oksidi se reduciraju pomoću HC, CO i H2 u ispušnih plinovima. Zbog toga se u procesu regeneracije dodatnim obogaćivanjem smjese u cilindru u taktu ekspanzije namjerno izaziva nepotpuno izgaranje, da bi ispušni plinovi sadržavali dovoljno ovih sastojaka. Pored toga, sumpor u gorivu izgara u SO2 i SO3 a oni uništavaju katalizator. Za visoki stupanj pretvorbe apsorpcijski katalizator treba biti zagrijan na preko 600°C. Trokomponentni katalizator ima oblik ispušnog lonca u kome se nalazi saćasti uložak prevučen katalizatorom tj. plemenitim metalom (platinom ili legurom platine i rodija). Katalizator smanjuje tri štetne komponente u ispušnim plinovima: reducira NOx i dogorijeva CO i HC. To funkcionira samo u tzv. lambda prozoru, odnosno ako je faktor zraka u uskim granicama λ = 1.00 ± (<2%). Ovaj se uvjet ne može postići kod Dieselovih motora niti kod Ottovih GDI motora sa siromašnom smjesom. Za postizanje visokog stupnja pretvorbe katalizator treba biti zagrijan na visoku temperaturu od preko 600 °C. Benzin ne smije 18_MSUI_Stetna_emisija_1c.doc


XVIII-11 (2006-03-01)

sadržavati olovo jer ono uništava lambda-sondu i katalizator (prekrije aktivi sloj pa ispušni plinovi ne mogu doći s njim u doticaj). CRT = Continuously Regenerating Trap (u ispušni sustav je, počevši od motora, smješten najprije oksidacijski katalizator a iz njega filtar za čestice; primjer: PSA sustav za pročišćavanje ispušnih plinova)

SCR = Selective Catalytic Reduction (sustav za smanjivanje NOx pomoću posebne redukcijske tvari) HC-SCR = HydroCarbons SCR (kao redukcijska tvar se koriste ugljikovodici sadržani u gorivu) NH3-SCR = SCR sustav s amonijakom (kao redukcijska tvar se koristi amonijačna voda) ULEV = Ultra Low Emission Vehicle (vozilo s izrazito niskom štetnom emisijom; popularni naziv za stupnjeve dopuštene štetne emisije u SAD - slično Euro 1, 2, 3, … u Europi)

Literatura: 1. 2. 3. 4. 5.

Influence of the sulphur content in fuel on the fuel consumption and pollutant emissions of vehicles with gasoline and diesel engines, FEV, 2. November 1999. Husain, N., Jurić, J., Šagi, G., Vuk, M., Mahalec, I.: Štetna emisija Dieselovog motora, 3. europski prometni kongres, Opatija 2004. Pischinger, R., Kraßnig, G., Taučar, G., Sams, Th.: Thermodynamik der Verbrennungskraftmaschine, Neue Folge Band 5, Springer-Verlag, Wien - New York 1989, ISBN 3-211-82105-8. Schäfer, F., van Basshuysen, R.: Schadstoffreduzierung und Kraftstoffverbrauch von PkwVerbrennungskraftmotoren, Neue Folge Band 7, Springer-Verlag, Wien - New York 1993, ISBN 3-21182485-5. Wachter, W.: Die Umweltrelevanz des Dieselmotors, TU Graz, 2002.

18.5. DODATAK: KATEGORIJE VOZILA Tablica 18.1. Kategorizacija vozila prema ECE-pravilnicima11 Kategorija L L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 M M1 M2 M3 N N1 N2 N3 O O1 O2 O3 O4

11

OPIS MOPEDI I MOTOCIKLI = motorna vozila s manje od 4 kotača 3 Motorna vozila s 2 kotača, radnog volumena motora do najviše 50 cm i brzine do najviše 50 km/h 3 Motorna vozila s 3 kotača, radnog volumena motora do najviše 50 cm i brzine do najviše 50 km/h 3 Motorna vozila s 2 kotača, radnog volumena motora preko 50 cm ili brzine preko 50 km/h Motorna vozila s 3 kotača postavljena asimetrično s obzirom na uzdužnu os vozila, radnog volumena 3 motora preko 50 cm ili brzine preko 50 km/h Motorna vozila s 3 kotača postavljena simetrično s obzirom na uzdužnu os vozila, radnog volumena 3 motora preko 50 cm ili brzine preko 50 km/h Motorna vozila na četiri kotača, mase do 350 kg, najveće konstrukcijske brzine do 45 km/h, ... (laki četverocikli) Motorna vozila na četiri kotača osim navedenih u kategoriji L6, mase do 400 kg (550 kg za vozila za prijevoz robe), snage motora do 15 kW, … (četverocikli). OSOBNI AUTOMOBILI I AUTOBUSI = motorna vozila za prijevoz osoba s najmanje 4 kotača, odnosno motorna vozila s 3 kotača ako ima je najveća dopuštena masa veća od 1000 kg Motorna vozila za prijevoz osoba koja osim vozačkog sjedišta imaju najviše 8 sjedećih mjesta Motorna vozila za prijevoz osoba koja osim vozačkog sjedišta imaju više od 8 sjedećih mjesta i najveće dopuštene mase do najviše 5000 kg Motorna vozila za prijevoz osoba koja osim vozačkog sjedišta imaju više od 8 sjedećih mjesta i najveće dopuštene mase preko 5000 kg TERETNI AUTOMOBILI = motorna vozila za prijevoz tereta s najmanje 4 kotača, odnosno motorna vozila s 3 kotača ako ima je najveća dopuštena masa veća od 1000 kg Motorna vozila za prijevoz tereta, najveće dopuštene mase do najviše 3500 kg Motorna vozila za prijevoz tereta, najveće dopuštene mase preko 3500 kg ali do najviše 12000 kg Motorna vozila za prijevoz tereta, najveće dopuštene mase iznad 12000 kg PRIKLJUČNA VOZILA = prikolice, uključujući poluprikolice Jednoosovinske prikolice najveće dopuštene mase do najviše 750 kg, osim poluprikolica Prikolice najveće dopuštene mase do najviše 3500 kg, osim prikolica kategorije O1 Prikolice najveće dopuštene mase preko 3500 kg ali do najviše 10000 kg Prikolice najveće dopuštene mase preko 10000 kg

Pravilnik o homologaciji vozila, Prilog 1: Kategorizacija vozila za homologaciju, NN br. 100/2005.


ŠTETNE EMISIJE MOTORA S UNUTARNJIM IZGARANJEM I PROČIŠĆAVANJE ISPUŠNIH PLINOVA 1. Dopuštene granice emisija štetnih tvari u Europi Ispušni plinovi motora s unutarnjim izgaranjem sadrže preko sto različitih spojeva koji su gotovo svi otrovni ili na neki način štetni. U ispušnim plinovima motora cestovnih vozila ograničene su emisije ugljik-monoksida (CO), ugljikovodika (HC), dušikovih oksida (NOX). krutih čestica (PM), nemetanskih ugljikovodika (NMHC), a kod motora na prirodni plin i količina metana (CH4). Još je ograničena neprozirnost ispušnih plinova (zacrnjenje ispuha) i količina hlapivih tvari iz vozila.

1.1. Štetne emisije Velika većina vozila će barem dvadeset idućih godina i dalje koristiti benzin i dizelsko gorivo. U tim gorivima najveći udio imaju ugljikovodici. Osim neškodljive vodene pare glavni produkt izgaranja ovih goriva je CO2, staklenički plin bez neposrednog štetnog djelovanja na ljudsko zdravlje. Iako je izgaranje goriva u motorima neusporedivo bolje od izgaranje u većini ložišta, zbog brojnosti motornih vozila velike su i količine štetnih tvari u njihovim ispušnim plinovima. Od svih štetnih sastojaka zakonskim su propisima ograničene emisije ugljikmonoksida (CO), ugljikovodika (HC), i dušikovih oksida (NOX) kod motora s vanjskim izvorom paljenja (Ottov motor), a kod motora s kompresijskim paljenjem (Dieselovog motora) i emisija krutih čestica (PM1). Iako je njihov udio u ukupnoj količini ispušnih plinova vrlo malen (slike 1.1. i 1.2.), ti štetni sastojci uzrokuju probleme po zdravlje čovjeka i onečišćenje okoliša.

Slika 1.1. Prosječan sastav nepročišćenih ispušnih plinova Ottovog motora (prije katalitičkog konvertora).

Slika 1.2. Prosječan sastav nepročišćenih ispušnih plinova Dieselovog motora 1

PM - skraćenica engl. naziva Particulate Mater. Od 2009. godine (Euro 5) emisija čestica biti će ograničena i kod Ottovih motora.

1

1.1.1. Razvoj dopuštenih granica štetnih emisija U ispušnim plinovima automobilskih motora u Europi je isprva bila ograničena samo emisija ugljik-monoksida CO, od 1970. godine i emisija ugljikovodika HC, od 1977. uvedeno je ograničenje dušikovih oksida NOX (najprije samo za Ottove motore), a od 1988. je ograničena i količina čestica kod Dieselovih motora. Od 1992. godine pojedine razine dopuštenih štetnih emisija nose naziv Euro. Ograničenja se kod Ottovih motora otada mogu zadovoljiti samo primjenom reguliranog katalitičkog konvertora s lambda-sondom i bezolovnog benzina.

Dopuštena relativna emisija .

100%

Putnički automobili (M1) s Ottovim i Dieselovim motorima

80%

60%

40%

Diesel

20%

Otto

0%

1970 1971 1975 1977 1979 1984 1988 1992 1996 1996 2000 2005 2008 2010 2012

CO

HC

NOx

Čestice

E1

E2

E3

E4

E5

E6

Slika 1.3. Smanjivanje dopuštenih štetnih emisija u EU. Navedeni su relativni iznosi jer su izravne usporedbe otežane zbog toga što su se u međuvremenu promijenile i metode mjerenja2 i način iskazivanja rezultata (%, g/km, g/test). Tablica 1.1. Granične vrijednosti emisija štetnih tvari vozila kategorije M1 (putnička vozila)

Diesel Euro 1 Euro 2, IDI Euro 2, DI Euro 3 Euro 4 Euro 5 Otto Euro 1 Euro 2 Euro 3 Euro 4 Euro 5

2

Stupanje na snagu

CO (g/km)

HC (g/km)

HC+NOX (g/km)

NOX (g/km)

PM (g/km)

1992/07 1996/01 1996/01 2000/01 2005/01 2009

3,16 1,00 1,00 0,64 0,50 0,50

-

1,13 0,70 0,90 0,56 0,30 0,25

0,50 0,25 0,20

0,18 0,08 0,10 0,05 0,025 0,005

1992/07 1996/01 2000/01 2005/01 2009

3,16 2,20 2,30 1,00 1,00

0,20 0,10 0,075

1,13 0,50 -

0,15 0,08 0,06

0,005

Od 1996. se za mjerenje potrošnje goriva i štetnih emisija primjenjuje Novi europski vozni ciklus NEDC (engl. New European Driving Cycle). Kod njega se emisije mjere već od samog hladnog starta motora vozila prethodno zagrijanog na 20 do 30°C. Do tada je potrošnja bila mjerena u kombiniranom ciklusu (njem. Drittelmix) čiji su dijelovi: gradski ciklus + 90 km/h + 120 km/h; Potrošnja je bila aritmetička sredina ovih triju potrošnji, a emisija se mjerila samo u gradskom ciklusu (tzv. Europa testu).

2

1.2. Sadašnje stanje Daleko najbrojnija od svih vozila u svijetu su putnička, kategorije M1, a zbog manje potrošnje goriva najtraženiji je Dieselov motor. Granice njihovih dopuštenih emisija za razinu Euro 4 koja se u EU primjenjuje od 2005. godine, u usporedbi s početnim stanjem iz 1990. godine, pokazuju da je ugljik-monoksid CO smanjen za 98 %, ugljikovodici i dušikovi oksidi (HC+NOX) za 96 %, a čestice za 91 %. Projekcije smanjenja Euro 5 za ostale kategorije vozila i motore prikazane su na slikama 1.4. do 1.6.

CO, g/km

40

20 10 0 1990

HC+NOx, g/km

97,2 %

30

Euro 1 1992

1994

Euro 2 1996

1998

Euro 3 2000

2002

2004

Euro 4 2006

Euro 5

2008

4

2010

95,5 %

3 2 1 0 1990

Euro 1

1992

1994

Euro 2 1996

1998

Euro 3 2000

Euro 4

2002

2004

2006

Euro 5

2008

2010

Slika 1.4. Putnička vozila M1 s Ottovim motorom: smanjivanje dopuštenih štetnih emisija. 25

97,6 %

CO, g/km

20 15 10 5

HC+NOx, g/km

0 1990

Euro 1 1992

1994

Euro 2 1996

1998

Euro 3 2000

2002

Euro 4 2004

2006

8

2008

2010

95,7 %

6 4 2 0 1990

Euro 1 1992

1994

Euro 2 1996

1998

Euro 3 2000

2002

2004

Euro 4 Euro 5 2006

0,3

PM, g/km

Euro 5

2010

98,1 %

0,2

Euro 1 Euro 2

0,1 0,0 1990

2008

1992

1994

1996

1998

Euro 3 2000

2002

2004

Euro 4 Euro 5 2006

2008

2010

Slika 1.5. Putnička vozila M1 s Dieselovim motorom: smanjivanje dopuštenih štetnih emisija.

3

HC+NOx, g/kWh

HC, g/kWh

15

87,8 %

10 Euro 1

5 0 1990

1992

1994

Euro 2

1996

1998

2000

Euro 3 2002

2004

Euro 4 Euro 5 2006

20 Euro 1

10

Euro 2

Euro 3

5 1992

1994

1996

1998

2000

2002

2004

Euro 4 Euro 5

2006

PM, g/kWh

1,0

2008

2010

97,9 %

0,8 0,6

Euro 1

0,4

Euro 2

0,2 0,0 1990

2010

85,7 %

15

0 1990

2008

1992

1994

1996

1998

2000

Euro 3 2002

2004

Euro 4 Euro 5 2006

2008

2010

Slika 1.6. Teretna vozila s Dieselovim motorom: smanjivanje dopuštenih štetnih emisija u EU.

1.3. Mjerenje štetnih emisija Emisije štetnih tvari putničkih (kategorija M1) i lakih teretnih vozila (N1) ispituju se tako da se na posebnom ispitnom uređaju simulira vožnja prema novom europskom voznom ciklusu NEDC (engl. New European Driving Cycle; slika 1.8.), a ispušni plinovi se hvataju u posebne vreće te se analizira njihov sastav i izračunava se emisija.

Slika 1.7. Shema uređaja za mjerenje štetnih emisija putničkih vozila.

4

Slika 1.8. Novi europski vozni ciklus NEDC za ispitivanje štetnih emisija putničkih vozila kategorije M1. P (kW)

puno opterećenje područje rada motora

NEDC

područje opterećenja motora kod ispitivanja emisija

n (min-1)

Slika 1.9. Opterećenje motora putničkog vozila M1. Za vrijeme ispitivanja štetnih emisija vozilo vozi prema voznom ciklusu NEDC, pri čemu se koristi samo jedan manji dio cjelokupnoga radnoga područja.

1.4. Emisija CO2

Slika 1.10. Ciljevi automobilske industrije u smanjenju emisije CO2

5

2. Gorivo Količine štetnih tvari u plinovima koji izlaze iz ispušne cijevi motornog vozila ovise o tehnološkoj razini vozila i kvaliteti goriva. Za svaku razinu emisijskih zahtjeva potrebno je uskladiti konstrukciju vozila i kvalitetu goriva. Želje proizvođača vozila i motora sažete su u Svjetskoj povelji o kvaliteti goriva Worldwide Fuel Charter3 (WWFC). One su u pravilu uvijek nešto veće od onoga što je odobreno zakonskim propisima (Euro 1, 2, 3, …). Worldwide Fuel Charter predlaže po četiri kategorije benzina i dizel goriva, čije značajke odgovaraju tehnološkim razinama motora i vozila namijenjenih različitim emisijskim zahtjevima širom svijeta.

2.1. Sadržaj sumpora Problemi uslijed sumpora u gorivu uočeni su najprije kod Dieselovih motora, gdje ono dovodi do povećanja koncentracije čađe koja se očituje kao crni dim iz ispušne cijevi motora pod povećanim opterećenjem. O sumporu kod benzina po prvi se puta počelo raspravljati početkom 1990-ih godina pa je tako 1992. u EU bilo predloženo ograničavanje sadržaja sumpora u budućim benzinima, ali su ograničenja uvedena tek 1996. godine. Tablica 2.1. Podjela goriva na 4 kategorije i udio sumpora prema prijedlogu Worldwide Fuel Charter 4th Edition, 2005 u usporedbi s razinama dopuštenih emisija u Europi Kategorija 1 Razina emisijskih zahtjeva → EU → (benzin) S (mg/kg) BENZIN S (mg/kg) DIZEL EU → (dizel) Namjena →

3 4

5 6

Kategorija 2

Kategorija 3

Tier 1, Euro 2 ili 3

US/Cal LEV ili ULEV, Euro 3 JP 2005

Euro 2 (1996.) 500

Euro 3 (2000.) 150

Euro 4 (2005.) 50

1000

150

30

10

2000 (3000*)

300

50

10

Euro 2 (1996.) 500 Tržišta bez ili s prvom razinom regulacije štetnih emisija, temeljena prvenstveno samo na osnovnim sustavima regulacije emisija. __________ * 3000 samo u prijelaznom razdoblju

Euro 3 (2000.) 350 Tržišta s blagim zahtjevima vezanim uz regulaciju štetnih emisija ili drugih zahtjeva tržišta.

Euro 4 (2005.) 50 Tržišta s naprednim zahtjevima vezanih uz regulaciju štetnih emisija ili drugih zahtjeva tržišta.

(Euro 5; 2009.) (10)

Nema ili prvi stupanj, Tier 0, Euro 1 (1000)4

EU 1993 2000 EU 1987: 30006

Kategorija 4 Tier 2, Cal LEV II, Euro 4, HD (US 2007/10, non-road Tier 4, Euro 5) (Euro 5; 2009.5) (10)

Tržišta s budućim naprednim zahtjevima vezanim uz štetne emisije, koji omogućuju korištenje napredne tehnologije za pročišćavanje ispušnih plinova (smanjenje emisija NOX i čestica). (Ovdje spadaju motori s izravnim ubrizgavanjem sa siromašnom smjesom)

The Worldwide Fuel Charter - Svjetska povelja o kakvoći goriva Sadržaj sumpora u Njemačkoj sredinom 1970-ih godina. (DIN 51600 Entwurf, Bosch Karaftfahrtechnisches Taschenbuch, 18. Aufl., 1976; str. 211) Direktivom 2003/17/EC predviđen je sadržaj sumpora od 10 mg/kg u benzinu i dizelskom gorivu o 1.1.2009. [Error! Reference source not found.], str. 28.

6

Tablica 2.2. Sadržaj sumpora (mg/kg) u gorivima u Europskoj uniji Godina 1993 1996 2000 2005 2009

Benzin 5007 150 50 10

Dizel 2000 500 350 50 10

Direktiva 93/12/EEC (samo dizel) 93/12/EEC (samo dizel) 97/70/EC 97/70/EC, 2003/17/EC 97/70/EC, 2003/17/EC

Slika 2.11. Princip uvođenja novih goriva u EU: istovremeno uz trenutno važeće odmah se uvodi i gorivo buduće emisijske razine. Kao što je prikazano na slici 2.11. novo gorivo se na tržištu mora ponuditi već u prethodnom ciklusu. Npr. za motore Euro 4 koji su na tržištu morali biti od početka 2005. gorivo je moralo biti na raspolaganju već od 2000. (kada je za proizvodnju vozila stupio na snagu propis Euro 3). To zbog toga da bi se u tom periodu (2000. do 2005.) vozila Euro 4 mogla plasirati na tržište, te da bi se njihova tehnička rješenja do datuma obavezne primjene poboljšala do zahtijevane razine. Prednosti goriva bez sumpora (S < 10 mg/kg):

7 8

•

povećana djelotvornost oksidacijskog katalizatora (CO, HC), mogućnost uporabe SCR-katalizatora (NOX) kod Ottovih motora i filtra za čestice;

•

manja emisija HC, NOX i CO, a neizravno i emisija CO2 jer se donekle smanjuje potrošnja goriva zbog smanjene potrebe za regeneracijom katalizatora koja se provodi dodatnim ubrizgavanjem i izgaranjem goriva u katalizatoru8;

•

manja emisija čestica (sumpor se pretvara u sulfate, a oni u čestice), sustavi s filtrima za hvatanje i izgaranje čestica (CRT) rade dobro samo ako je S < 10 mg/kg;

•

znatno veća trajnost uređaja za pročišćavanje ispušnih plinova.

Podatak se odnosi samo na bezolovni benzin. Ako se sumpor u dizelskom gorivu smanji s 350 na 10 mg/kg, emisija čestica će se smanjiti za 20 % bez ikakvih intervencija na motoru, a potrošnja će biti manja za 1,4 %. U benzinskom motoru smanjenje sumpora sa 150 na 10 mg/kg smanjuje emisije štetnih tvari do 35 %. bez ikakvih dodatnih zahvata na motoru. Primjena novih, toplinski otpornijih trokomponentih katalizatora također nije moguća jer visoki sadržaj sumpora od 150 mg/kg razara katalizator.

7

3. Pregled uređaja za pročišćavanje ispušnih plinova Smanjivanje emisija štetnih tvari u ispušnim plinovima motora s unutarnjim izgaranjem provodi se: 1. poboljšanjima procesa izgaranja u cilindru motora (smanjivanje sirovih emisija); 2. pročišćavanjem ispušnih plinova nakon što izađu iz motora; 3. stalnim poboljšavanjem kvalitete goriva; 4. smanjivanjem otpora vožnje (npr. poboljšanjem aerodinamike vozila, smanjivanjem mase vozila, smanjivanjem otpora kotrljanja upotrebom kotača većega promjera itd.) i 5. optimiranjem upravljanja radom motora i vozila u cjelini. Kao rezultat stalnih nastojanja u smanjenju emisija, sustav napajanja motora gorivom, sustav pročišćavanja ispušnih plinova i samo gorivo čine dijelove jedne cjeline te moraju u najvećoj mjeri biti međusobno usklađeni. Treba naglasiti da se zakonskim odredbama, ECE-pravilnicima i Direktivama ne propisuje primjena katalizatora, nego su određuju granice dopuštenih štetnih emisija. One su od sredine 1980-ih godina u Europi toliko niske da se mogu postići jedino primjenom katalizatora.

3.1. Motori s vanjskim izvorom paljenja 3.1.1. Apsorpcijski katalizator za NOX Apsorpcijski katalizator se ugrađuje u motore koji imaju izravno ubrizgavanje goriva i rade sa siromašnom smjesom. Primjenjuje se u kombinaciji s trostaznim katalizatorom.

Slika 3.12. Shema ispušnog sustava Ottovog motora s dva katalizatora Kad motor radi sa stehiometrijskom smjesom, trostazni i apsorpcijski katalizator za NOX rade kontinuirano tj. ponašaju se kao dva trostazna katalizatora. Međutim, kod rada sa siromašnom smjesom trostazni katalizator i dalje oksidira CO i HC, a apsorpcijski preuzima funkciju smanjenja NOX u dvije faze. U prvoj fazi NOX se pohranjuje u katalizatoru dok se on ne napuni. Zasićenost se detektira mjerenjem temperature ispušnih plinova između trostaznog i apsorpcijskog katalizatora ili mjerenjem sadržaja NOX iza apsorpcijskog katalizatora. U drugoj fazi koja nastupa nakon zasićenja vrši se tzv. regeneracija apsorpcijskog katalizatora pri kojoj dolazi do otpuštanja NOX i pretvorbe u CO2 i N2. Da bi se to dogodilo upravljačka elektronika motora mora kratkotrajno prebaciti motora na rad s bogatom smjesom (λ < 0,8) pa 8

u ispušnim plinovima ima viška CO i HC. Oni služe kao redukcijsko sredstvo koje u apsorpcijskom katalizatoru vrši redukciju NOX na CO2 i N2. Sposobnost akumuliranja NOX-a u ovom tipu katalizatora ovisi o njegovoj temperaturi. Najveća pohrana NOX-a postiže se između 300 i 400°C, što znači da je ova temperatura znatno niža od one na kojoj radi trostazni katalizator. Zato se trostazni katalizator postavlja bliže motoru, a apsorpcijski katalizator za NOX dalje od motora. 3.1.2. Povrat ispušnih plinova - EGR Kod EGR-sustava dio ispušnih plinova (do 20%) iz ispušne grane preusmjerava se putem reguliranog EGR-ventila ponovo u usis. Ispušni plinovi koji se dovode ponovo u cilindar ne sudjeluju u izgaranju, ali troše toplinu da bi se zagrijali. To smanjuje visoke temperature za vrijeme izgaranja u cilindru, koje su glavni uzročnik stvaranja NOX. Naime, iako je dušik kod normalnih temperatura inertan, kod vrlo visokih poput ovih koje nastaju u cilindru spaja se s kisikom. EGR je bitan za one Ottove motore koji mogu raditi sa siromašnom smjesom jer tada trostazni katalizator ne može smanjivati NOX. Na taj način EGR rasterećuje apsorpcijski katalizator za NOX i produžava vrijeme između dvije regeneracije. Osim toga povećanjem volumena plinova koji ulaze u cilindar za vrijeme usisa smanjuje se potlak u cilindru, a uslijed toga i gubitak rada za izmjenu plinova u cilindru pa se smanjuje potrošnja goriva.

Slika 3.13. Shema motora sa sustavom za povrat ispušnih plinova (EGR)

3.2. Motori s kompresijskim paljenjem Kod motora s kompresijskim paljenjem je također u najvećoj mjeri prisutna integracija sustava za napajanje motora gorivom, sustava za pročišćavanje ispušnih plinova i goriva. Za dobro izgaranje, nisku potrošnju goriva, nisku emisiju čađe i nisku emisiju buke važni su visoki tlakovi ubrizgavanja, dobro raspršivanje goriva u cilindru, što je moguće veća sloboda u izboru trenutka početka i kraja ubrizgavanja te višestruko ubrizgavanje u jednom radnom ciklusu. Od svih sustava ubrizgavanja goriva ove zahtjeve najbolje ispunjava sustav Common Rail (slika 3.14.). Njegovi osnovni elementi su visokotlačna pumpa koja nije sinkronizirana s koljenastim vratilom, spremnik goriva pod visokim tlakom (Common Rail), elektromagnetski ventili za ubrizgavanje goriva i vrlo brzi regulator koji za vrijeme ubrizgavanja održava konstantan tlak u visokotlačnom spremniku. Kod sustava 3. generacije koji su na tržištu od 2003. g. elektromagnetski ventili zamijenjeni su piezo-aktuatorima koji danas mogu obaviti do pet ubrizgavanja u svakom radnom ciklusu. Elektroničko računalo upravlja radom cjelokupnog motora i sustava za pričišćavanje ispušnih plinova. Višestrukim ubrizgavanjem u

9

prvom se redu smanjuje buka pri malom opterećenju motora čime je značajno poboljšana akustička udobnost putnika i smanjen utjecaj na okoliš, a također je važno za regeneraciju katalizatora i uređaja za hvatanje i oksidaciju čestica. Najveći tlak ubrizgavanja danas iznosi 1800 bar i u radnom području motora se može održavati u željenim granicama (slika 3.16.). Za vrijeme rada u jednoj radnoj točki motora tlak ubrizgavanja ostaje konstantan što je velika prednost u odnosu na sve ostale sustave ubrizgavanja. U pogledu potencijalnih mogućnosti za smanjivanje štetnih emisija Common Rail nema premca. Međutim, trajnost ovih novih sustava još nije dostigla onu koju imaju klasični mehanički sustavi ubrizgavanja, a osjetljivost na kvalitetu i čistoću goriva je znatno veća. Zahvaljujući stalnim poboljšanjima pouzdanost je značajno porasla pa Common Rail svojim prednostima istiskuje s tržišta sve ostale sustave ubrizgavanja. Trajnost sustava za pročišćavanje ispušnih plinova Euro 4 kod putničkih vozila (M1) mora iznositi najmanje 100.000 km ili pet godina (što prije istekne) pa do najmanje 500.000 km ili 7 godina kod teški teretnih vozila i autobusa (N3 mase preko 16 t i M3 preko 7,5 t).

Slika 3.14. Shema sustava ubrizgavanja Common Rail. Oznake: 1 – mjerač protoka zraka, 2 – elektroničko upravljačko računalo, 3 – visokotlačna pumpa, 4 – spremnik goriva pod visokim tlakom, 5 – brizgaljka (elektromagnetski ventil ili piezo-aktuator), 6 – osjetnik položaja koljenastog vratila, 7 – osjetnik temperature motora, 8 – filtar goriva, 9 – papučica snage.

Slika 3.15. Brizgaljka za Common Rail sustava 3. generacije

10

Slika 3.16. Mapa tlaka ubrizgavanja goriva sustava Common Rail Zbog velikog pretička zraka izgaranje u cilindru Dieselovog motora je gotovo potpuno pa su emisije CO i HC vrlo niske. Glavni problem predstavljaju krute čestice (čađa) i dušikovi oksidi. Z njihovo uklanjanje primjenjuju se dva osnovna koncepta: •

uređaj EGR za djelomični povrat dijela ispušnih plinova (vodi smanjenju NOX) u kombinaciji s filtrom za hvatanje i izgaranje čestica, ili

•

uređaj SCR za selektivnu katalitičku redukciju dušikovih oksida pomoću vodene otopine amonijaka.

Iako se na prvi pogled čini da bi ova druga koncepcija trebala biti nadopuna prvoj, sada nije tako. Naime, kod primjene SCR-a nema potrebe za povratom ispušnih plinova u cilindar, uređaj EGR je nepotreban, pa se potrebno smanjenje emisije čestica može postići optimiranjem procesa izgaranja u cilindru u kome više nema starih ispušnih plinova koji bi ometali izgaranje. Zbog toga što nema filtra čestica otpada i povećanje potrošnje zbog goriva potrebnog za periodičko regeneriranje filtra. U DaimlerChrysleru smatraju da je sustav SCR puno prikladniji za Europu od filtra čestica zbog visokog sadržaja sumpora u gorivima zemalja Istočne Europe. To zato što sumpor u gorivu dovodi do povećanog stvaranja čađe, što nadalje rezultira čestim regeneriranjem filtra čestica i u konačnici njegovim uništenjem. Nasuprot tome, ako vozilo sa SCR-uređajem neko vrijeme vozi bez amonijačne otopine (zato što je na postajama za gorivo nema) to neće imati nikakvog utjecaja na sustav za pročišćavanje ispušnih plinova. 3.2.1. Katalitički konvertori – katalizatori Iako su se počeli veoma rano ugrađivati na Ottove motore, katalizatori se tek relativno kratko vrijeme ugrađuju i na Dieselove motore. I ovdje im je zadaća smanjivanje štetnih sastojaka CO, HC i NOX u ispušnim plinovima. S obzirom na vrstu kemijskih reakcija mogu se podijeliti na oksidacijske i redukcijske. Kod Dieselovih motora je izgaranje zbog velikog pretička zraka u velikoj mjeri potpuno pa ispušni plinovi gotovo i ne sadrže CO i HC. Glavni problem su čestice, koje se najvećim dijelom sastoje od čađe i dušikovi oksidi (NOX). Trostazni katalizator koji veoma dobro smanjuje dušikov okside kod Ottovog motora, ovdje se ne može primijeniti jer Dieselov motor uvijek radi s velikim pretičkom zraka. Zbog toga je sve do 2005. godine trebalo čekati da dugo najavljivani DeNOX-katalizator za Dieselove motore dostigne stupanj trajnosti i pouzdanost kakvu danas tržište očekuje. SCR (engl. Selective Catalytic Reduction) je uređaj sa selektivnom katalitičkom redukcijom dišikovih oksida. Ugrađuje se na motore koji već sada zadovoljavaju propis Euro 5 (ili su tome veoma blizu). Tvrtka Bosch je za smanjivanje dušikovih oksida kod motornih vozila

11

motorna vozila razvila sustav koji radi na principu selektivne katalitičke redukcije SCR9, a kao redukcijsko sredstvo koristi 32,5 % otopinu uree poznatu pod nazivom AdBlue. Posebnim uređajem za doziranje AdBlue su uvodi u ispušni sustav između oksidacijskog i redukcijskog katalizatora te se raspada se na amonijak koji služi kao oksidacijsko sredstvo. Vozila opremljena sustavom SCR imaju samodijagnostički uređaj OBD koji je sastavni dio upravljačkog uređaja sustava. DaimlerChrysler primjenjuje SCR-sustav pod nazivom BlueTec na svojim vozilima od veljače 2005. U usporedbi s rješenjima primijenjenim na motorima Euro 4 smanjenje emisije NOX iznosi do 85 %, a potrošnja goriva je manja do 5 %. Poboljšanjima procesa izgaranja u motoru emisija čestica smanjena je za 40 %. Potrošnja AdBluea je 5 % od potrošnje goriva, cijena u Njemačkoj je 0,5 Eur/l, a kupuje se na postajama za snabdijevanje gorivom.

Slika 3.17. SCR-sustav za pročišćavanje ispušnih plinova Dieselovih motora Euro 5. Oznake: 1 - spremnik otopine uree (AdBlue), 2 - osjetnik temperature, 3 - osjetnik napunjenosti spremnika, 4 - dobavni modul, 5 - upravljački uređaj, 6 - modul za doziranje, 7 - spremnik zraka, 8 - osjetnik temperature, 9 - osjetnik ispušnih plinova, 10 - dovod zraka, 11 - pročišćeni ispušni plinovi, 12 - cijev raspršivača.

9

engl. Selective Catalytic Reduction - selektivna katalitička redukcija

12

3.2.2. Pročišćavač krutih čestica, PSA Sustav za pročišćavanje ispušnih plinova Dieselovog motora s filtrom s pohranjivanjem čestica (na slici 3.18.), francuskog koncerna PSA, u doba kad se pojavio, 2000. godine u automobilu Peugeot 607, bio je daleko najuspješnije rješenje ovog problema. Ispušni plinovi prolaze kroz oksidacijski pred-katalizator i pročišćavač čestica. Čestice se skupljaju u pročišćavaču čije stanje kontrolira računalo pomoću osjetnika. Približno svakih 500 km tijekom nekoliko radnih ciklusa Common Rail sustav ubrizgava gorivo još jednom i pri kraju takta ekspanzije. Na taj način temperatura u cilindru poraste za 200...250o C, a temperatura ispušnih plinova dogrijavanjem u oksidacijskom katalizatoru poraste za daljnjih 100o C. te se u pročišćavaču i kod malo opterećenog motora postiže temperatura od 450o C što je dovoljno za izgaranje nakupljenih čestica, jer u gradskoj vožnji temperatura ispušnih plinova na tom mjestu iznosi nedovoljnih 150...200o C. Tako se pročišćavač periodički pročišćava. Prije, da bi se kod te temperature osiguralo izgaranje čestica, ugrađivao se uređaj koji je pri svakom punjenju spremnika u gorivo dodavao određenu količinu aditiva za snižavanje temperature izgaranja čestica na 450o C.

Slika 3.18. Sustav za pročišćavanje čestica Dieselovog motora, PSA, u svojoj prvoj izvedbi 3.2.3. Povrat ispušnih plinova - EGR Ovaj sustav kod Dieselovih motora funkcionira na isti način kao i kod Ottovih. Razlika je u tome što udio ispušnih plinova koji se iz ispušne grane vraćaju u usis dostiže čak 60 %. Sve do pojave sustava poput AdBlue i BlueTec ovo je bio jedini način smanjivanja štetne emisije dušikovih oksida kod Dieselovih motora. Počevši od razine Euro 3, uređaj EGR se ugrađuje u sve Dieselove motore cestovnih motornih vozila, osim onih najnovijih koji imaju sustav SCR.

13

Slika 3.19. EGR - povrat ohlađenih ispušnih plinova na usis

4. Sumpor u gorivu 4.1. Utjecaj na rad motora s vanjskim izvorom paljenja Ottov motor u budućnosti ima najviše izgleda kao GDI u čijem cilindru izgara siromašna smjesa. U tom je slučaju njegova potrošnja za oko 15 % niža nego kod uobičajenih motora. Međutim, ovakav GDI motor može postići nisku štetnu emisiju samo s kombinacijom apsorpcijskog NOX-katalizatora i trostaznog katalizatora. Čak i minimalni sadržaj sumpora smanjuje stupanj pretvorbe u apsorpcijskom NOXkatalizatoru. Zbog toga je potrebno češće regeneriranje, a to povećava potrošnju goriva. Ako se sadržaj sumpora u gorivu smanji s 50 na 10 mg/kg, učestalost regeneriranja pada na približno 1/10. Gorivo bez sumpora (S < 10 mg/kg) je zbog toga nužan preduvjet niske štetne emisije i niske potrošnje goriva tijekom uobičajenog uporabnog vijeka vozila. Trostazni katalizator. Smanjenje sumpora s 50 na 10 mg/kg dovodi do povećanja trajnosti komponenata relevantnih za smanjenje štetne emisije, posebno kod koncepta ULEV (odgovara razini Euro 3). Zbog toga je potrebno manje dodatno zagrijavanje katalizatora što opet ima za posljedicu smanjenje potrošnje goriva (katalizator se zagrijava povećanjem temperature ispušnih plinova, uslijed izgaranja male količine goriva ubrizgane u cilindar pri kraju takta ekspanzije). SCR-katalizator (SCR – skraćenica engl. naziva Selective Catalytic Reduction). Za buduće smanjenje NOX potrebni su SCR-katalizatori u kojima se upotrebljava dodatna redukcijska tvar. Najprikladniji su ugljikovodici, međutim oni su osjetljivi na sadržaj sumpora. Upotreba drugih redukcijskih tvari, npr. amonijaka, opterećena je s još neriješenim problemima poput pohranjivanja u vozilu, sustava za doziranje itd. U usporedbi s drugim konceptima, gorivo bez sumpora (S < 10 mg/kg) i kombinacija oksidacijskog i SCR-katalizatora pružaju najveće prednosti.

14

Slika 4.20. Utjecaj sumpora u gorivu na starenje katalizatora GDI-motora dok radi sa siromašnom smjesom.

4.2. Utjecaj na rad motora s kompresijskim paljenjem Sumpor se u gorivu nalazi kao posljedica sadržaja sumpora u sirovoj nafti. Sumpor značajno utječe na trajnost motora, emisiju čestica, te na rad uređaja za pročišćavanje ispušnih plinova. Pumpa za ubrizgavanje kod Dieselovog motora se podmazuje gorivom. Sumpor u gorivu podmazuje. Ako sadržaj sumpora padne ispod 500 mg/kg, gorivu se dodaju aditivi da bi se osigurala potrebna mazivost. Niskosumpornom dizelskom gorivu se također dodaju aditivi koji osiguravaju čišćenje i sprečavaju nastanak naslaga na vanjskoj strani brizgaljke goriva. Te naslage mogu biti toliko debele da onemuguće formiranje pravilnih mlazeva goriva te dolazi do pada snage.

15

Mahalec, Lulić, Kozarac - Motori s unutarnjim izgaranjem - skripta - 2010

Recommend Documents