Gheorghe Bobescu ■ Cornel Cofaru Anghel Chiru ■ Gheorghe - Alexandru Radu Vladimir Ene ■ lurie Guber • Vitalie Scalnâi
PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE 9
Volumul I
Teorie si caracteristici
CH IŞIN Ă U T U R A ’’TEHNICA" 1996
Gheorghe BOBESCU Cornel COFARU Angliei CIIIRII Gheorghe-Alexandru RADU UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” BRAŞOV
V
Vladimir ENE Iurie GUBER Vitalie SCALNÂI UNIVERSITATEA TEHNICĂ A MOLDOVEI
ntre
Centrul de perfecţionare şi recalificare a cadrelor
: în de niu, ând i să
MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE ŞI TRACTOARE Volumul I Teorie şi caracteristici
tole ibul ;ază cile i se
icţii n şi nea e la & Şi î cu ază din ire,
CHIŞINĂU EDITURA “TEHNICA”
1997
din
G.Bobescu, V.Ene şi a. Motoare pentru automobile şi tractoare: manual pentru instituţiile de învăţământ superior. Chişinău: Editura "Tehnica", 1997-238 p. Prezentarea grafică M. Bacinschi
Redactor Silvia Nedelciuc
Recenzenţi: Prof. Dr. Ing. Simion Popescu (Braşov) Conf. Dr. Valentin Amariei (Chişinău)
ISBN 9975-910-17-3
© Editura “ Tenhica”, 1997
PR EFA ŢĂ Lucrarea de faţa este realizată printr-o strânsă conlucrare între cadrele didactice de specialitate de la Universitatea Tehnică a Moldovei din Chişinău şi de la Universitatea Transilvania din Braşov şi a fost concepută ca manual pentru studenţii celor două universităţi care se pregătesc în domeniul m otoarelor pentru automobile şi tractoare. La redactarea lucrării s-a valorificat experienţa didactică şi de cercetare ştiinţifică acumulată la Braşov şi Chişinău în acest domeniu, inclusiv experienţa unor cercetări ştiinţifice efectuate anterior. Manualul este structurat pe două volume, primul volum cuprinzând capitolele de teorie şi caracteristicile motoarelor, iar al doilea urmând să trateze dinamica şi construcţia motoarelor. In volumul de faţă se tratează in cadrul prim elor cinci capitole procesele ce însoţesc desfăşurarea fazelor ciclului motor, respectiv schimbul de gaze, comprimarea, arderea şi destinderea. Apoi se analizează performanţele energetice, regimurile de funcţionare şi caracteristicile motoarelor de autovehicule. Acest volum se poate utiliza şi pentru instruirea studenţilor ce se pregătesc în specializări legate de maşinile agricole, maşini de construcţii şi îmbunătăţiri funciare propulsate cu motoare cu ardere internă, precum şi de către inginerii din transporturi şi mecanizarea agriculturii. De asemenea lucrarea este utilă în parte şi studenţilor care audiază cursuri de motoare la specializările de transporturi feroviare şi de transporturi navale, precum şi celor ce se ocupă de studiul instalaţiilor pentru foraje petroliere acţionate cu motoare Diesel. Manualul prezintă interes şi pentru inginerii care lucrează în domeniul utilajelor destinate transportului şi exploatărilor forestiere. Manualul este util şi pentru perfecţionarea cadrelor didactice din învăţământul preuniversitar tehnic care predau discipline de motoare, automobile şi tractoare sau discipline conexe, şi specialiştilor din transportul auto la cursurile de perfecţionare şi recalificare.
A utorii
CU PRIN S 1. NOŢIUNI IN T R O D U C T IV E .....................................................................7 1.1. Sistematica m o to a re lo r...............................................................7 1.2. Parametrii principali şi condiţiile de funcţionare ale m otoarelor de automobile şi tractoare........................9 1.3.Principiul de funcţionare al motoarelor cu ardere internă...... 13 CI .4. Ciclurile termdinamice ale motoarelor cu p i s t o n ............ 16 1.4.1. Ciclul motorului cu ardere la volum c o n s ta n t...............18 1.4.2. Ciclul motorului cu ardere la presiune c o n sta n tă ............................................................................. 20 1.4.3.Ciclul motorului cu ardere la volum constant şi la presiune constantă. Ciclul mixt............................... 22 1.4.4...Ciclul motorului cu tu rbo su praalim entare.....................23 1.4.5. Influenţe asupra randamentului şi presiunii medii a c ic lu rilo r.............................................................. 26 2 .PROCESELE DE SCHIMBARE A GAZELOR .................................32 2.1. Umplerea normală a motoarelor în patru t i m p i ...............32 2*1.1. Influenţa fazelor de distribuţie asupra u m p le rii............ 33 2.1.2. Calculul parametrilor de stare a gazelor la sfârşitul um plerii.................................................................39 2.1.3. Calculul coeficientului de umplere .................................44 2.1.4. Factorii care influenţează asupra mărimii coeficientului de u m p le r e ............................................... 45 2.1.5. Influenţa fenomenelor dinamice asupra umplerii . . . . 51 2.1.6. Organizarea mişcării încărcăturii p r o a s p e te ..................52 2.2. Umplerea motoarelor în doi t i m p i .......................................54 2.2.1. Sisteme de s p ă l a r e .............................................................. 54 2.2.2. Influenţa fazelor de distribuţie asupra umplerii la motorul în doi t i m p i ...................................................56 2.2.3. Parametrii schimbării gazelor la motoarele în doi t i m p i .................................................. ............... 62 3 .PROCESUL.DE C O M P R IM A R E ........................................................... 71 3.1. Factorii care influenţează procesul de comprimare . . . . 73
3.2. Mişcarea încărcăturii în timpul c o m p rim ă rii..................... 76 3.3. Calculul param etrilor de stare a gazelor la sfârşitul comprimării ......................................................77 4. A R D E R E A .................................................................................................. 79 4.1. Viteza de ardere a amestecurilor de combustibil şi aer în m o to a r e ...............................................................79 4.2. Aprinderea amestecurilor de combustibil şi aer în m o to a re ...........................................................................84 4.3. Procesul arderii în motorul cu aprindere prin scânteie . . 86 4.3 .1 . Arderea normală şi fazele sale principale........................ 86 4 .3 .1 .1 . Propagarea f lă c ă rii............................................................89 4 .3 .1 .2 . Factorii care influenţează viteza de ardere ............... 92 4 .3 .2 ...Arderea cu d e to n a ţie ............................................................95 4 .3 .2.1 . Teoria explicativă a arderii cu detonaţiei ..................95 4 .3 .2 .2 . Factorii care influenţează asupra d e to n a ţie ...............98 4 .3 .3 . Arderea cu aprinderi s e c u n d a r e .................................... 100 4.3.4. Controlul procesului de ardere prin alegerea formei constructive a camerei de a r d e r e .................. 102 4.4. Arderea în motorul cu aprindere prin comprimare . . . 108 4 .4 .1 . Factorii care influenţează întârzierea la autoaprindere ............................................................ 110 4 .4 .2 . Fazele arderii în motorul cu aprindere prin c o m p rim a re ..................................................................... 113 4.4.3 Influenţa tipului camerei de ardere asupra formării amestecului şi arderii în motorul cu aprindere prin comprimare ....................................... 117 4 .4 .3 .1. Camerele unitare sau cu injecţie d ir e c tă .................. 117 4 .4 .3 .2 . Camerele divizate cu cameră de preardere ............ 129 4 .4 .3 .3 . Camerele divizate cu cam eră în v â r t e j ..................... 134 4 .4 .3 .4 . Analiza comparativă a camerelor de ardere ale m otoarelor cu aprindere prin c o m p rim a re ............... 138 4.5 Termodinamica proceselor de ardere din motoare . . . . 140 5. PROCESUL DE DESTINDERE ŞI E V A C U A R E ........................... 148 5. î . Procesul de d e s tin d e re ......................................................... 148 5.2. Factori care influenţează procesul de destrindere . . . . 1 5 1
5.3. Nocivitatea gazelor de e v a c u a r e ..........................................153 6. PERFORM ANŢELE ENERGETICE ALE M OTOARELOR . . . 157 6.1. Analiza energetică a ciclului ................................................157 6.2. Parametrii ciclului in d ic a t......................................................158 6.2 .1 . Presiunea medie i n d i c a t ă ...................................................158 6.2.2. Puterea indicată şi consumul specific i n d i c a t ............ ...162 6.2.3. Relaţiile dintre parametrii ciclului i n d i c a t .................. ...165 6.3...Parametrii efectivi ai motorului ..........................................168 6.3.1. Puterea efectivă şi pierderile m e c a n ic e...........................168 6.3.2. Randamentul efectiv.şi consumul specific efectiv de c o m b u stib il......................................................170 6.4. Bilanţul termic al m o to ru lu i...................................................172 7. REGIM URILE DE FUNCŢIONARE ŞI CARACTE RISTICILE M O T O A R E L O R .........................................................177 7.1. Regimurile de fu n c ţio n a re ......................................................177 7.2. Caracteristicile motoarelor de autovehicule .....................179 7.2.1. Caracteristici de reglaj ......................................................180 7.2.1.1. Caracteristica de reglaj a motorului cu carburator în funcţie de compoziţia amestecului . . 180 7.2.1.2 Caracteristica de reglaj a motorului Diesel în funcţie de compoziţia amestecului ..............................183 7.2.1.3. Caracteristica de reglaj după unghiul de avans la producerea s c â n t e ii ..........................................184 7.2.1.4. Caracteristica de reglaj în funcţie de avansul la injecţia combustibilului .............................................187 7.2.2. Caracteristici de s a rc in ă ......................................................188 7.2.2.1. Caracteristica de sarcină a motorului cu aprindere prin scânteie ...................................................189 7.2.2.2. Caracteristica de sarcină a motorului cu aprindre prin comprimare .............................................190 7.2.3. Caracteristica de turaţie..................................................... ...192 7.2.3.1. Caracteristica de turaţie la sarcină totală la MAS . 192 7.2.3.2. Caracteristica parţială de turaţie la MAS .................. 197 7.2.3.3. Caracteristica de turaţie la sarcină totală la MAC . 199 7.2.3.4. Caracteristica de turaţie la sarcină totală cu
regulator de turaţie ......................................................201 7.2.3.5. Caracteristica parţială de turaţie la M A C ............... 203 7.2.4. Compararea eficienţei de funcţionare a MAS şi MAC în condiţiile caracteristicii de turaţie şi de sarcină...........................................................................205 7.3. Caracteristici d iv e r s e ............................................................206 7.3.1. Caracteristica de detonaţie .............................................206 7.3.2. Caracteristica de mers în g o l ..........................................208 7.3.3. Caracteristica pierderilor m e c a n ic e ..............................209 7.3.4. Caracteristici de toxicitate .............................................211 7.3.5. Caracteristici c o m p le x e ...................................................213 7.4. Corectarea c a ra c te ris tic ilo r................................................215 B IB L IO G R A FIE .................................................................................... . . . 217 A N E X E ........................................................................................................... 219
1. NOŢIUNI INTRODUCTIVE 1.1.
Sistematica motoarelor
Cea mai largă utilizare în propulsia autovehiculelor o are în prezent energia termică obţinută din arderea hidrocarburilor, iar pentru transform area energiei termice în energie mecanică, răspândirea cea mai mare o au motoarele cu ardere internă cu piston, acestea atingând un înalt grad de perfecţionare şi eficienţă. Din acest motiv în sistematica abordată vor fi incluse cu prioritate motoarele cu ardere internă cu piston şi parţial şi motoarele cu turbină, luându-se în considerare perspectivele utilizării lor pe autovehicule, alte motoare de construcţii speciale sau bazate pe alte surse energetice, nefiind analizate în prezenta clasificare. Sistematica este alcătuită după anumite principii de desfăşurare a proceselor din motor sau după diferite consideraţiuni constructive. - După natura combustibilului utilizat se întâlnesc motoare cu combustibili lichizi uşori (benzină, alcool), motoare cu combustibili lichizi grei (m otorină, păcură, uleiuri), motoare cu combustibili gazoşi (gaze comprimate sau lichefiate, cu biogaz), motoare cu alimentare mixtă, la care combustibilul de bază este gazos, iar pentru aprindere şi pentru pornire se utilizează combustibili lichizi şi motoare policarburate la care ce se pot utiliza, după disponibilităţi, diferiţi combustibili lichizi. - După modul de alcătuire a sistemului de transformare a energiei calorice în energie mecanică se întâlnesc în construcţia de autovehicule motoare care aparţin categoriei de motoare cu ardere internă (motoare cu piston şi motoare rotative cu piston), motoare care aparţin categoriei de motoare cu ardere externă (motoare cu turbine cu gaze, motoare cu ciclul Stirling) şi motoare combinate la care arderea se desfăşoară într-o cameră de ardere delimitată de unul sau două pistoane, iar transformarea energiei termice în energie mecanică se realizează parţial în motorul cu piston şi parţial într-o turbină cu gaze. - După modul de formare a amestecului, motoarele cu ardere internă se împart în motoare cu formare a amestecului în exterior în raport cu camera de ardere (motoare cu carburator, motoare cu gaze şi motoare
cu injecţie de benzină în conducta de admisie), motoare cu formarea amestecului de combustie în camera de ardere (motoare cu injecţie de benzină sau combustibili lichizi grei în camera de ardere şi motoare cu gaze cu adaos de combustibil lichid sau gazos la începutul compresiei) şi motoare cu amestec stratificat la care se asigură amestecuri de dozaje diferite în diferite zone ale camerei de ardere. - După modul de aprindere a amestecului carburant se întâlnesc motoare cu aprindere prin scânteie {motoare cu carburator, cu injecţie de benzină, cu gaze), motoare cu aprindere prin comprimare (motoare cu injecţie de motorină, motoare cu hidrogen), motoare cu precameră şi aprindere prin flacără (aprinderea de la scânteie se realizează într-o cameră cu amestec bogat, iar flacăra rezultată aprinde amestecul sărac din cilindru) şi motoare cu aprinderea combustibilului gazos prin iniţierea aprinderii unei mici cantităţi de combustibil lichid ce ia foc prin comprimare). La rândul lor motoarele cu aprindere prin comprimare se clasifică după tipul camerei de ardere în motoare cu injecţie directă sau cu cameră unitară, motoare cu antecameră şi motoare cu cameră de turbionare. - După modul de realizare a ciclului, motoarele cu piston se grupează în motoare în patru timpi (ciclul se realizează p e durata a patru curse complete ale pistonului) şi motoare în doi timpi (ciclul se realizează p e durata unei singure curse complete a pistonului). - După principiul de realizare a umplerii cilindrilor, motoarele sunt cu umplere normală (cu aspiraţia aerului din atmosferă) şi cu supraalimentare (cu comprimarea prealabilă a aerului sau amestecului carburant de către un compresor). Motoarele cu supraalimentare pot fi cu compresor acţionat de către o turbină ce utilizează energia gazelor de evacuare ale motorului cu piston (cu turbosuflantă), cu compresor acţionat prin transmisie mecanică de la arborele cotit şi cu două compresoare, dintre care unul acţionat mecanic, iar celălalt cu turbosuflantă. - După criterii constructive şi cinematice motoarele se clasifică în motoare cu piston cu mişcare alternativă şi motoare cu piston rotativ. M otoarele cu piston cu mişcare alternativă se clasifică după numărul şi modul de dispunere a cilindrilor în raport cu axa arborelui cotit, în motoare monocilindrice şi policilindrice, respectiv în motoare cu cilindrii
verticali în linie, în V, cu cilindrii opuşi. De asemenea aceste motoare mai pot fi clasificate după dispunerea pistoanelor, în motoare cu un singur piston pe cilindru, cu pistoane opuse îa care camera de ardere este dispusă între două pistoane ce se deplasează într-un cilindru în sensuri opuse, şi motoare cu dublă acţiune care au camera de ardere pe ambele părţi ale pistonului. Motorul cu piston rotativ la rândul său poate fi realizat în trei variante cinematice şi anume: cu piston rotativ care realizează o mişcare planetară într-un bloc fix, cu piston fix şi bloc rotitor şi cu mişcare planetară relativă şi în sensuri opuse atât a pistonului, cât şi a blocului motor cu o carcasă fixă, aşanumitul motor birotor. - După modul de răcire, motoarele se împart în motoare răcite cu lichide şi motoare răcite cu aer. In construcţia de automobile şi tractoare în prezent se utilizează în principal motoarele cu piston cu aprindere prin scânteie, cu aprindere prin comprimare, cu piston rotativ, motoare cu turbină în special pentru puteri mari, iar la unele construcţii motoarele Stirling. In cele ce urmează se vor analiza cu prioritate motoarele cu ardere internă cu piston.
1.2. Parametrii principali şi condiţiile de funcţionare a motoarelor de automobile şi tractoare. Motoarele cu ardere internă cu piston pot fi caracterizate prin urm ătorii indicatori principali de performanţe: - durabilitatea şi fiabilitatea tuturor sistemelor şi pieselor componente; -randamentul transformării energiei termice în energie mecanică, param etru ce poate f i evaluat şi după consumul specific de combustibil, respectiv consumul de combustibil raportat la unitatea de timp şi unitatea de putere dezvoltată; -puterea raportată la unitatea de volum a cilindrului sau la unitatea de arie a capului pistonului (puterea specifică); -masa şi volumul dimensiunilor de gabarit raportate la unitatea de putere, respectiv masa specifică şi volumul specific de gabarit; -gradul de nocivitate şi indicele de fu m al gazelor de evacuare şi
nivelul zgomotului în timpul funcţionării motorului; -simplitatea şi tehnologicitatea construcţiei, comoditatea întreţinerii tehnice şi preţul de cost al fabricaţiei, exploatării şi reparării motorului; - siguranţa pornirii motorului; - perspectivele menţinerii motorului în fabricaţie prin modernizarea sa succesiivă, prin creşterea presiunii de ardere şi creşterea turaţiei, respectiv prin creşterea puterii pe măsura dezvoltării tehnologiilor şi ridicării calităţii materialelor. Alături de aceşti indicatori de performanţe motoarele cu ardere internă cu piston pot fi caracterizate şi individualizate prin următorii parametrii constructivi: - cilindreea sau capacitatea cilindrică Vh care este definită ca volumul unui cilindru parcurs de pistonul de alezaj D în cursa S între punctele moarte; - cilindreea totală sau litrajul motorului Vt , care este suma cilindreelor tuturor cilindrilor "i" a unui motor adică: V,-i-Vh (m 3) ; - raportul de comprimare e , respectiv raportul dintre volumul maxim al cilindrului Va rezultat când pistonuyl se află în punctul mort inferior (p.m .i.) şi volumul minim al cilindrului Vc rămas deasupra pistonului, când acesta se află în punctul mort superior (p. m. s.), volum care Va reprezintă volumul camerei de ardere, deci e= — . In cazul motorului în doi timpi, alături de acest raport de comprim are geometric se mai utilizează şi raportul de comprimare util eu , deoare din cursa S a pistonului numai o parte este utilizată pentru comprimare şi destindere S u, o fracţiune din cursă fiind destinată distribuţiei gazelor prin orificiile practicate pe cilindru, închiderea şi deschiderea acestor orificii fiind realizată prin deplasarea pistonului. Prin urmare, cursei utile S u îi corespunde un volum de cilindru util Vu şi un V raport de comprimare util e u=— . In afara indicatorilor de performanţă şi a parametrilor constructivi prezentaţi mai sus, este util să se definească şi principalii parametri ce
caracterizeză condiţiile de funcţionare ale motoarelor şi să se abordeze corespondenţa acestora cu condiţiile de exploatare ale automobilelor şi tractoarelor. Regimul de funcţionare al motorului este caracterizat de un ansamblu de parametri funcţionali ca sarcina, turafia arborelui cotit, starea termică a pieselor motorului etc. In funcţie de condiţiile de exploatare şi particularităţile funcţionale ale autovehiculului variază şi regimul de funcţionare al motorului. Parametrul principal care caracterizează regimul de funcţionare al motorului este puterea efectivă P e , care la rândul său depinde de cuplul motor şi de viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit o> , respectiv de turaţia acestuia n , conform cunoscutei relaţii: P e=Me u = M e^ P 60
= 0,1047M e77 [W\
(1.1)
unde M e este în N m şi n în m in ', respectiv w în rad/s. In exploatare, atât cuplul motor, cât şi turaţia arborelui cotit variază în limite largi, datorită variaţiei rezistenţelor de deplasare a autovehiculelor. Atât pentru motoarele de automobile, cât şi pentru motoarele de tractoare o im portanţă d e o s e b ită o p r e z in tă capacitatea acestora de a se adapta rapid la regimurile v a ria b ile în tâ ln ite în exploatare. In figura 1.1. se prezintă un grafic în care se arată variaţia puterii în funcţie de turaţia arborelui cotit. Fiecare din curbele 1, n max n 2, 3, 4 corespunde unei Fig. 1.1. Caracteristici propulsie
anumite poziţii a dispozitivului de comandă a
cantităţii de combustibil furnizat cilindrilor motorului, iar curbele I, II, 111, IV reprezintă variaţia puterii necesare pentru propulsia autovehiculului. Punctul de intersecţie dintre o curbă de putere dezvoltată de motor şi o curbă de putere necesară pentru învingerea rezistenţelor de deplasare ale autovehiculului, caracterizează un regim de funcţionare a motorului. O noţiune ce trebuie precizată, deoarece se utilizează frecvent în analiza proceselor termo-gazodinamice, este sarcina motorului, prin care se înţelege gradul de încărcare al acestuia la o anumită turaţie faţă de o încărcare de referinţă convenţional stabilită. S-a convenit că încărcarea de referinţă să fie cea corespunzătoare celei mai mari puteri efective dezvoltată de motor în mod continuu la o turaţie dată, fară instabilitate în funcţionare şi fără uzuri anormale. Sarcina se apreciază prin coeficientul de sarcină, care la o turaţie dată este exprimat prin raportul dintre puterea efectivă dezvoltată de motor Pe şi puterea la încărcarea de referinţă, care se mai numeşte şi putere efectivă continuă (P econt), respectiv:
P X=------ (1.2)
Pe cont
Coeficientul de sarcină se poate exprima fie în valori absolute după relaţia (1.2), fie în procente. Pentru sarcină nulă x = 0 motorul, funcţionează la mers în gol la turaţia considerată. Pentru 0 < x < 1 motorul funcţionează la sarcini parţiale, pentrux = 1 se consideră sarcină plină, iar pentrux > 1 motorul funcţionează la suprasarcini. Limita acceptabilă a suprasarcinii, este de aproximativ 10% din sarcina plină, deci x = l ,1, posibilităţile de funcţionare a motorului la asemenea regimuri fiind limitate în timp. Puterea efectivă pe care o poate dezvolta motorul la limita acceptabilă a suprasarcinii pe o durată limitată şi după anumite intervale de timp este denumită putere efectivă intermitentă. Cea mai mare valoare a puterii efective continue este definită drept putere efectivă nominală Pen, iar turaţia la care se dezvoltă această puetere se numeşte turaţie nominală fln . Cea mai mare valoare a puterii efective inetrmitente este considerată puterea efectivă maximă Pmax a motorului.
După aceleaşi considerente se definesc noţiunile de moment motor continuu şo moment motor intermitent, iar cel mai mare moment motor intermitent este considerat momentul motor maxim Mmax, respectiv turaţia la care se obţine este denumită turaţia momentului maxim n M. O altă noţiune utilizată frecvent în analiza proceselor din motoare şi care trebuie prin urmare precizată în acest capitol introductiv, este calitatea amestecului, respectiv proporţia de combustibil în amestecul de aer - combustibil supus arderii în motor, proporţie apreciată prin dozaj. Dozajul se poate exprima prin raportul dintre cantitatea de combustibil Gc şi cantitatea de aer Ga , deci: G d
=
(1.3)
Ga
Dacă pentru arderea completă a combustibilului în amestec, există cantitatea de aer minim necesar, dozajul se numeşte teoretic sau stoichiometric ( d t), iar în raport cu acest dozaj când combustibilul este în exces dozajul se consideră bogat, respectiv când aerul este în exces se consideră dozaj sărac. Dozajul se mai exprimă şi prin coeficientul de exces de aer, respectiv prin raportul dintre cantitatea de aer avută la dispoziţie pentru arderea a 1 kg de combustibil L în kg aer/kg comb. şi cantitatea de aer teoretic necesară pentru arderea completă a aceleiaşi cantităţi de combustibil L , ^ în kg aer/kg comb. , prin urmare rezultă: X = -^~ Tnln
(1.4)
1.3. Principiul de funcţionare al motoarelor cu ardere internă Schema de funcţionare a unui motor monocilindric cu ardere internă în patru timpi este prezentată în figura 1.2. In cilindrul 1 se deplasează pistonul 2 care este articulat prin biela 3 cu manivela 4 a arborelui cotit 14. Chiulasa 5 care închide în partea superioară cilindrul este prevăzută cu un canal de admisie <5 în care este aşezată o supapă SA 9 şi un canal de evacuare 10 comandat prin supapa SE 12. De asemenea în chiulasă este practicat un orificiu pentru bujie 6 (MAS) sau pentru injector (MAC).
încărcătura proaspătă pătrunde în cilindru prin canalul 8 din chiulasă şi prin secţiunea controlată de supapa de admisie 9 a cărei deschidere este comandată prin cama arborelui de distribuţie 11 în funcţie de poziţia pistonului în cilindru. Gazele arse sunt eliminate prin secţiunea 10 controlată de supapa dc evacuare 12, prin canalul din chiulasă şi prin colectorul de evacuare. Supapa de evacuare este comandată printr-o camă acţionată de la arborele dc distribuţie în funcţie de poziţia pistonului. Cilindrul motorului este practicat într-un bloc ce se construieşte cu partea inferioară sub formă de carter 7 în care se fixează lagărele 13 ale
Fig. 1.2. Schema de principiu a motorului cu ardere internă în patru timpi: l-cilindru; 2-piston; 3-bielă; 4-fus maneton; 5chiulasă; 6-bujie; 7-carter superior; 8-canal de admisie; 10-canal de evacuare; 11- arbore (ax) de distribuţie; 12-supapâ de evacuare; 13-cuzinet (lagăr); 14-arbore cotit; 15-carter inferior 16-volant; 17-fus palier; 18-bolf; 19-segmenţi de piston.
arborelui cotit. Pe carter se prevăd suporţi prin care se sprijină motorul pe şasiul vehiculului, iar partea sa inferioară este închisă printr-o baie de ulei 15. Aspiraţia încărcăturii proaspete se realizează prin deplasarea pistonului de la p .m .s. până în p .m .i., timp în care supapa de admisie este deschisă, supapa de evacuare este închisă. Prin rotirea în continuare a manivelei pistonul se deplasează din p .m .i. până în p.m .s. comprimând încărcătura proaspătă din cilindru, timp în care ambele supape sunt închise. La sfârşitul cursei de compresie încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau se injectează motorina care se vaporizează şi se autoaprinde (M AC). U rm ează destinderea care se realizează pe durata deplasării pistonului pin p.m .s. până în p.m . i. , transformând energia termică a gazelor în energie mecanică furnizată arborelui cotit şi mai departe transmisiei autovehiculului. La sfârşitul cursei de destindere se deschide supapa de evacuare, o parte din gazele arse se elimină din cilindru datorită presiunii superioare la care se află faţă de presiunea atmosferică, iar restul gazelor arse sunt pom pate de către piston în deplasarea sa de la p .m .i. până la p .m .s ., timp în care supapa de evacuare rămâne deschisă. Ciclul se reia apoi printr-o nouă aspiraţie de încărcătură proaspătă. In figura 1.3 se arată schema de principiu a unui motor monocilindric în doi timpi, la care încărcătura proaspătă este introdusă în cilindru din colectorul de baleiaj prin ferestrele sau luminile de baleiaj 8, iar gazele sunt eliminate prin ferestrele sau luminile de evacuare 9, în colectorul de evacuare^ încărcătura proaspătă este aspirată din exterior prin pompa de baleiaj 4. Comprimarea încărcăturii proaspecte se realizează în cadrul deplasării pistonului de la p .m .i. până la p.m .s. pe o fracţiune de cursă în care fereastra 9 este complet închisă de muchia superioară a pistonului. La sfârşitul compresiei încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau se injectează combustibilul care se vaporizează şi se autoaprinde (M AC), după care urmează arderea şi destinderea, procese ce se desfăşoară în timpul deplasării pistonului din p.m .s. până în p.m .i. Spre sfârşitul cursei de destindere pistonul descoperă fereastra de evacuare 9, gazele arse scapă spre colectorul de evacuare după care se deschid şi ferestrele de baleiaj 8. încărcătura nou introdusă sub presiune, de
pompa de baleiaj 4, dizlocă restul de gaze arse din cilindru împingându-le spre fereastra de evacuare 9. Ciclul se reia printr-o nouă încărcătură a cilindrului 1, la finele evacuării când se închid luminile de evacuare 9.
Fig. 1.3. Schema de principiu a motorului cu ardere internă în doi timpi: a)începutul comprimării; b) începutul baleajului; 1-cilindru; 2-piston; 3-bielă; 4-pompă de baleiaj; 5-chiulasă; 6-injector (bujie); 7-carter superior; 8-lumini (ferestre) de admis ie; 9-lumini (ferestre) de evacuare; 10-arbore cotit. Pentru înţelegerea mai completă a principiului de funcţionare a .motorului cu ardere internă, este util să se prezinte concomitent desfăşurarea reală şi teoretică a ciclului pentru fiecare din tipurile principale de motoare cu piston întâlnite în construcţia de autovehicule.
1.4. Ciclurile termodinamice ale motoarelor cu piston Transformarea energiei termice în energie mecanică în motorul cu ardere internă este un proces deosebit de complex şi desfăşurarea sa în condiţii reale este însoţită de pierderi de energie care sunt luate în considerare de al doilea principiu al termodinamicii. Pentru evaluarea eficienţei fiecărui proces şi pentru totalitatea
evoluţiilor în cazul motorului real, care funcţionează ca principiu după un anumit ciclu, este necesar să se releve posibilităţile maxime de utilizare a căldurii caracteristice pentru ciclul termodinamic, în care cedarea căldurii către sursa rece este obligatorie şi constituie unicul tip de pierderi. Raportând randamentul ciclului real, se poate stabili gradul de perfecţione la care se desfăşoară procesele din motor şi se pot evidenţia căile ridicării economicităţii motorului. La analiza ciclurilor termodinamice trebuie să se aibă în vedere urm ătoarele ipoteze admise în cazul ciclurilor ideale, ipoteze ce nu mai sunt satisfăcute în cazul ciclurilor reale: a) La ciclurile ideale se consideră că în cilindru se, găseşte o cantitatea constantă a mediului de lucru, care nu se schimbă de la o evoluţie la alta şi care parcurge întregul ciclu. In cazul ciclului real se evacuează din cilindru gazele arse de la ciclu precedent şi se introduce în cilindru încărcătura proaspătă pentru o nouă evoluţie. Realizarea procesului de schimb de gaze este însoţită de pierderi de energie care nu sunt luate în considerare în cazul ciclului teoretic. b) Aportul de căldură se consideră realizat în cazul ciclurilor ideale la un anum it moment sau în condiţii de stare a mediului, caracteristice ciclului dat. La realizarea ciclurilor reale aportul de căldură se datorează arderii amestecului de combustibil, un proces complex ce se desfăşoară întrun anum it timp, fiind însoţit totdeauna de pierderi suplimentare de energie. c) Căldurile specifice ale mediului de lucru sunt considerate constante în cazul ciclurilor ideale şi se admite că acestea nu depind de temperatură şi presiune. In cazul ciclurilor reale căldurile specifice ale gazelor variază în funcţie de temperatură şi presiune şi au valori diferite în funcţie de compoziţia gazelor la care se ajunge în timpul evoluţiei lor. Prin variaţia căldurilor specifice raportul gazelor se micşorază şi exponenţii evoluţiilor se îndepărtează de valorile ideale, diminuându-se randamentul ciclurilor reale. d) Procesele de comprimare şi destindere la ciclurile ideale sunt considerate adiabatice, deci fără schimb de căldură cu mediul exterior. In condiţiiile reale, datorită existenţei unei diferenţe mari de temperatură între piesele ce delimitează camera de ardere şi gazele ce evoluiază în cilindru, se produce un transfer de căldură pe parcursul proceselor de schimb de
guze, de comprimare, de ardere şi destindere, atât în sensul aportului de căldură cât şi în sensul cedării de căldură, preponderente fiind însă pierderile de căldură care conduc la scăderea randamentului.
1.4.1. Ciclul motorului cu ardere la volum constant Ciclul cu arderea amestecului de combustibil şi aer într-un timp foarte scurt, deci o variaţie mică de volum, se întâlneşte la motoarele cu aprindere prin scânteie pentru automobile şi motociclete, la* motoarele cu gaze şi la cele cu injecţie de benzină. In figura 1.4 se prezintă ciclul teoretic (a) şi real (b) în coordonate l>-V şi ciclul teoretic în coordonate temperatură (7)-entropie (s) pentru un motor în patru timpi cu ardere la volum constant.
Fig.1.4. Ciclul cu ardere la volum constant La ciclul teoretic cu aport de căldură la volum constant se consideră că mediul de lucru umple instantaneu cilindrul în punctul a după care se comprimă adiabatic după ac, când pistonul se deplasează din p. m. i. în p .m .s. La sfârşitul comprimării se furnizează instantaneu căldura Q, ceea ce provoacă comprimarea izocoră a gazului până în punctul z, respectiv creşterea izocoră a temperaturii cz. reprezentată în diagrama T-s. Destinderea se consideră adiabatică după zb , în timul deplasării pistonului din p .m .s. în p .m .i. energia internă a mediului de lucru, transformându-se în energie mecanică, mediului de lucru scăzându-i presiunea după zb (diagrama p-V),
evoluţie însoţită de o scădere a temperaturii de la z la b (diagrama T-s). Extragerea căldurii Q2 se presupune a se realiza tot instantaneu după ba, deci mediul de lucru este readus în starea iniţială la volum constant, cu scăderea izocoră a presiunii. Acest proces de evacuare a căldurii se reprezintă în diagrama T-s prin izocora ba, punându-se în evidenţă scăderea temperaturii până la temperatura iniţială a ciclului. In cazul ciclului real, umplerea cilindrului se realizează sub efectul depresiunii create prin deplasarea pistonului din p.m .s. în p .m .i., ceea ce face ca încărcătura proaspătă din cilindru să aibă o presiune mai mică decât presiunea atmosferică. Pentru ca umplerea cilindrului să se îmbunătăţească, supapa de admisie se deschide cu un anumit avans faţă de p .m .s. reprezentat prin punctul d.s.a. In timpul umplerii încărcătura se încălzeşte de la gazele rămase în cilindru şi de la pereţii calzi ai canalului de admisie şi ai cilindrului, deci la începutul ciclului încărcătura proaspăta va avea o temperatură superioară temperaturii mediului ambiant şi o densitate inferioară. După trecerea pistonului de p.m .i. supapa de admisie se închide şi începe procesul de comprimare a încărcăturii proaspete. In apropiere de p .m .s ., se produce aprinderea amestecului de la scânteie şi începe procesul de ardere care se prelungeşte şi după ce pistonul trece de p.m .s. (punctul z). Urmează procesul de destindere zb'in timpul căruia energia internă a gazelor se transformă în energie mecanică. Procesul de evacuare a gazelor începe cu un avans faţă de p .m .i. în punctul d.s.e. şi se prelungeşte după închi derea cursei de evacuare cu o întârziere faţă de p.m .s. până în punctul i.e. Ciclul cu ardere la volum constant poate fi apreciat prin următorii parametri caracteristici: y - raportul de comprimare e= —- ,
Ve - gradul de creştere a presiunii dezvoltată prin ardere
%=— ,
Pc - randamentul termic t | f»care este dat de raportul dintre căldura transformată în energie mecanică şi căldura furnizată ciclului şi care după transform ări ajunge la expresia:
(1.5)
presiunea medie a ciclului, respectiv o presiune convenţională ca mărime, care acţionând asupra pistonului în timpul detentei ar produce un lucru mecanic util egal cu întregul lucru mecanic al ciclului, având expresia: P r P a T ^ - V i e * ' 1"'!) [MPa] n -l e -I
(1.6)
Din aceste expresii rezultă că randamentul, respectiv economicitatea motorului creşte odată cu creşterea raportului de comprimare şi cu creşterea exponentului k, iar presiunea medie creşte cu mărirea presiunii iniţiale p a, cu mărirea raportului de comprimare e şi cu mărirea gradului de creştere a presiunii prin ardere 7r.
1.4.2. Ciclul motorului cu ardere la presiune constantă Ciclul cu ardere a amestecului de combustibil şi aer în timpul unei tracţiuni a cursei de destindere şi la o variaţie foarte mică a presiunii, se întâlneşte la motoarele cu aprindere prin comprimare cu viteze medii de piston mici, respectiv la motoarele la care combustibilul arde treptat pe măsura injectării lui în cilindru, concomitent cu destinderea. La aceste motoare încărcătura proaspătă a cilindrului nu este amestec de combustibil şi aer, ci-numai aer a cărui presiune şi temperatură se ridică în procesul de comprimare depăşind temperatura de autoaprindere a combustibilului. In figura 1.5. se prezintă ciclul teoretic (a) şi real (b) în coordonate p-v şi ciclul teoretic în coordonate T-S (c), pentru un motor în patru timpi cu ardere la presiune constantă. Şi la aceste motoare, în cazul ciclului real umplerea cilindrului se realizează cu pierderi gazodinamice, deci presiunea încărcăturii proaspete este inferioară presiunii atmosferice. De asemenea, prin încălzirea aerului de la pereţii cilindrului temperatura acestuia la sfârşitul admisiei va fi superioară temperaturii mediului ambiant, iar densitatea va fi inferioară. Prin avansul la deschiderea supapei de admisie faţă de p.m s. (d.a) şi prin întârzierea la închiderea supapei de admisie după p. m. i. (/'. a) se ameliorează procesul de umplere. In timpul compresiei, în apropiere de p.m .s. se începe injecţia combustibilului, care se autoaprinde şi se arde pe măsură ce se injectează şi se vaporizează. Procesul de ardere nu se realizează la presiune absolut
Fig.1.5. Ciclul cu ardere la presiune constantă constantă, ci cu o uşoară creştere, ceea ce se explică prin faptul că în cilindru se acumulează o anumită cantitate de combustibil injectat până se realizează autoaprinderea cantităţii de amestec de aer şi combustibil vaporizat. Destinderea realizată în timpul arderii este denumită destindere prealabilă şi este apreciată prin raportul p =—- . Urmează procesul de desK: tindere propriuziz zb în care se continuă dezvoltarea de energie mecanică, dar în acest interval energia mecanică se obţine din energia internă a gazelor. Procesul de evacuare a gazelor începe şi la aceste motoare cu un avans faţă de p .m .i., respectiv în punctul d.s.e. şi se prelungeşte după terminarea cursei de evacuare cu o întârziere faţă de p.m .s. până în punctul i.e. expresie:
Randamentul termic al acestui ciclu este dat de următoarea k
(1-7’ Se observă că randamentul creşte cu creşterea raportului de comprim are e şi scade cu creşterea gradului de destindere prealabilă p, deoarece prelungirea arderii conduce la creşterea temperaturii gazelor de evacuare. Este important de menţionat că la acest ciclu raportul de comprimare nu are aceiaşi influenţă asupra randamentului şi economicităţii m otorului ca la ciclul cu aport de căldură la volum constant, deoarece la
rapoarte mari de comprimare, mărirea în continuare a acestuia influenţează neînsemnat asupra utilizării căldurii. Presiunea medie a ciclului teoretic cu aport de căldură la presiune constantă este dată de următoarea expresie:
p, =
(1.8) e-1
A--1
Din această expresie se observă că mărirea presiunii p, medii a ciclului se poate realiza prin ridicarea presiunii de admisie şi a raportului de comprimare, respectiv prin mărirea aportului de căldură care implică mărirea gradului de destindere prealabilă şi mărirea exponentului adiabatic al ciclului.
1.4.3.CicluI motorului cu ardere la volum constant şi la presiune constantă. Ciclul mixt. După ciclul mixt lucrează motoarele rapide cu aprindere prin comprimare pentru automobile şi tractoare. Din cauza timpului scurt de injecţie, întârzierea la aprindere a combustibilului injectat face necesar un avans la injecţie, care se traduce în fapt printr-o ardere iniţială în apropiere de p .m .s ., ardere ce poate fi asimilată cu un aport de căldură la volum constant. Restul combustibilului arde pe măsura injectării lui, realizând în această etapă, o ardere la presiune constantă, după cum se vede în figura 1. 6 .
Datorită furnizării unei părţi de căldură la volum constant, presiunile maxime ale ciclului mixt sunt mai mari decât la ciclul cu aport de căldură numai la presiune constantă. Randamentul termic va fi în acest caz:
= 1 - —
•--------------------- = 1 - —
e*~1 ( n - I W p - l )
-/=(7i,p)
(1.9)
e* 1
Ecuaţia de mai sus permite să se formuleze concluzia, că utilizarea căldurii în cazul ciclului mixt depinde de raportul de comprimare, de gradul de destindere prealabilă p, gradul de creştere a presiuni ir şi de indicele adiabatic de comprimare şi destindere.
F ig.1.6 Ciclul mixt.
Pentru aceleaşi valori ale raportului de comprimare, funcţia F(it,p) se află între limitele: 1 < F {n , p)
ceea ce înseamnă că randamentul acestui ciclu are valori intermediare între randamentele ciclurilor cu ardere izobară şi izocoră. Presiunea medie a ciclului va fi:
Pt =
K~ 1 C- I
(1,10)
Se observă că presiunea medie a ciclului mixt creşte cu mărirea presiunii de admisie, cu creşterea raportului de comprimare, mărirea gradului de creştere a presiunii şi mărirea indicilor adiabatici. Gradul de destindere prealabilă p, mărindu-se prin mărirea aportului de căldură la presiune constantă, conduce la creşterea presiunii medii a ciclului.
1.4.4. Ciclul m otorului cu turbosupraalim entare Pentru simplificare se va pomi de la ciclul mixt reprezentat în figura 1.6, deoarece supraalimentarea cu turbosuflantă are cea mai largă
aplicare la motoarele rapide cu aprindere prin comprimare. Schema motorului cu turbosupaalimentare este reprezentată în figura 1.7,a. P
F ig.1.7. Ciclul m ixt cu turbosupralimentare cu turbină de presiune variabilă Dacă evacuarea se face la volum constant (izocora a-b) nu se utilizează complet căldura disponibilă. In cazul turbosupraalimentării (figura 1.7,b) evacuarea se face la presiune constantă (izobara fi) . Eficienţa acestui ciclu în comparaţie cu ciclul de referinţă este evidentă. Aria haşurată b/la din diagramele T-s şi p - V reprezintă lucrul mecanic suplimentar obţinut pentru aceeaşi căldură furnizată ciclului. La acest ciclu cu destindere prelungită lucrul mecanic obţinut suplimentar se datoreşte măririi volumului în procesul destinderii. Din această cauză presiunea medie a ciclului raportată la întregul interval de variaţie a volumului (V fV c) va fi considerabil mai mică în comparaţie cu cea a ciclului de referinţă cu evacuare la volum constant. In cazul ciclului real nu se transmite pentru propulsie întreaga energie mecanică rezultată. O parte din această energie se cheltuieşte pentru antrenarea mecanismelor auxiliare şi pentru învingerea frecărilor. La funcţionarea motorului cu turbosupraalimentare, destinderea după b f se realizează în reţeaua de palete a turbinei cu gaze care antrenează compresorul. In compresor se comprimă aerul asprirat din atmosferă de la p a la presiunea de supraalimentare p a, după la. In acest fel presiunea iniţială din cilindru p a va fi superioară presiunii atmosferice, iar presiunea medie
a ciclului ce se desfăşoară în cilindru va fi mai mare ca la ciclul de referinţă (vezi exprezia 1.10). Pierderile mecanice în agregatul turbocompresor sunt considerabil mai mici decât cele ce ar rezulta în cazul destinderii prelungite în cilindrul motorului şi din această cauză randamentul motorului supraalimentat este superior. Pentru analiza param etrilor de apreciere a ciclului mixt cu turbosupraalimentare se apelează la următoarele notaţii: ea - raportul total de comprimare; e - raportul de comprimare în cilindru; ek - raportul de comprimare în compresor. Relaţia dintre aceste rapoarte de comprimare fiind:
v, K
v,
e° = e*e = 7v &Vv c = 7v c
(L11)
Tem peratura finală a gazelor la evacuarea din turbină va fi:
T, = Tf p' /
unde p =
(1.12)
Vf - gradul de destindere la presiune constantă în turbină.
Randamentul pentru acest ciclu se poate reda prin formula t \k urm ătoare, considerând 7t P, = 1 şi e 0 = e-e*: P / 1]f = 1 ----- Î L .----------------------e*-1 (n-1)+Ar*n(p-1)
( 1-13)
Dacă motorul supraalimentat funcţionează după ciclul cu ardere la volum constant, p —1 şi expresia randamentului devine: (1.14) In cazul supraalimentării unui motor care lucrează după un ciclu cu ardere la presiune constantă pentru ir = i şi p = p ’ esxpresia randamentului va fi: = 1 -
e ' -1
o - 15)
Presiunea medie a ciclului cu turbosupraalimentare este raţional să analizeze pentru procesele ce se desiaşoară în cilindrul motorului. Expresia presiunii medii a ciclului cu supraalimentare pentru procesele din cilindru se poate scrie sub următoarea formă:
nc
Ptdi =
(1 1 6 )
unde t | f este randamentul corespunzător ciclului considerat, scris pentru varianta cu supraalimentare. Ciclul motorului cu turbosupraalimentare se poate realiza şi într-o altă variantă (figura 1.8) când gazele arse se PV=consi. destind în colectorul de ev acu are după b-a ( s e c ţiu n e a m a re a c o l e c t o r u l u i ) . R andam entul acestui ciclu este inferior ciclului reprezentat în figura 1.7 deoarece apar pierderi de energie mari până la Fig.1.8. Ciclul m ixt cu turbosupraalimentare cu intrarea gazelor arse în presiune constantă în fa ţa turbinei turbină. Ciclul motorului cu turbosupraalimentare reprezentat în figura 1.7 necesită turbine cu gaze de presiune variabilă, sau impuls, iar colectoarele motoarelor trebuie construite în aşa fel, încât fiecare ramură să colecteze gazele de la doi sau trei cilindri cu cel mai mare decalaj de evacuare.
1.4.5. Influenţe asupra randamentului şi presiunii medii a ciclurilor In cazul ciclului cu ardere la volum constant, după cum s-a arătat,
randamentul termic depinde de raportul de comprimare şi de natura gazelor utilizate care determină valoarea exponentului adiabatic k. In figura 1.9 se prezintă variaţia randamentului termic în funcţie de raportul de comprimare, pentru două valori ale exponentului adiabatic, respectiv k = l,4 1 pentru gaze biatomice cu călduri specifice constante şi k = l,3 p e n tru p ro d u se de a rd ere a amestecurilor de hidrocarburi cu aer. In figura 1.10 se prezintă variaţia presiunii medii a aceluiaşi ciclu în funcţie de gradul de creştere a presiunii x la diverse rapoarte de Fig.1.9. Variaţia randamentului comprimare. S-a considerat k = l,3 , iar termic în funcţie de raportul de p a = 0,1 MPa pentru e= 4. Pentru comprimare restu l v a lo rilo r ra p o rtu lu i de comprimare, presiunile p a s-au calculat din condiţia de micşorare a volumului Va prin mărirea raportului de comprimare Vh—const., având în vedere relaţia:
e -1
(1.17)
Presiunea p a s-a calculat din legea generală a gazelor, respectiv: RT,
Pe =
(1.18)
Având în vedere condiţia Vh=ct. şi relaţiile (1.17) şi (1.18), se constată că la m ărirea raportului de comprimare creşte şi presiunea iniţială Pa-
Se observă, că presiunea medie a ciclului creşte cu creşterea raportului de comprimare şi cu mărirea gradului de creştere a presiunii în timpul arderii. In cazul ciclului cu ardere la presiune constantă randamentul termic depinde de raportul de comprimare, de exponentul adiabatic şi de gradul de
destindere prealabilă. In figura 1.11. se prezintă variaţia randamentului termic în funcţie de gradul de destindere prealabilă pentru diverse valori ale raportului de comprimare şi pentru 2 valori ale exponentului adiabatic. După cum se vede, ca şi în cazul ciclului analizat anterior, randamentul creşte cu creşterea raportului de comprimare. De asemenea randamentele sunt cu atât mai mari, cu cât exponentul adiabatic este mai mare. Se observă că randamentul scade cu creşterea gradului de destindere prealabilă, deci cu mărirea duratei arderii. Fig.1.10. Variaţia presiunii medii în fu n cţie de gradul de creştere a presiunii
In cazul ciclului mixt, la fel ca la ciclurile analizate anterior, randamentul creşte cu creşterea randamentului de comprimare, exponentului adiabatic, gradului de creştere a presiunii şi scade cu termic în fu n cţie de gradul de creşterea gradului de destindere prealabilă. destindere prealabilă In figura 1.12 se prezintă variaţia randamentului termic al ciclului mixt pentru diferite combinaţii de valori ale gradului de creştere a presiunii şi gradului de destindere prealabilă şi pentru 4 mărimi ale căldurii totale furnizate ciclului. Spre exemplu, pentru căldura furnizată Qi=25 kJ (curba 1) şi pentru tt= 7 , când toată căldura este furnizată la p = c o n st., se ajunge la p = 0 ,3 8 şi r\,=0,54, iar pentru p = l , când toată căldura este furnizată la V —const., se ajunge la ir—4,9, randamentul termic atinge cea mai mare valoare rj,= 0,67.
In cazul când se ^ schimbă căldura furnizată, * y P =i O ra n d a m e n tu l se p o a te determ ina pentru fiecare 0,66 4 o*-" valoare constantă a gradului de destindere prealabilă, f după cum se arată prin 0,62 --2,0 s ă g e ţile o r iz o n ta le şi / verticale pentru p = l,5 . a \ V / \ Curbele trasate cu linie 0,58 \ [ J \ continuă arată variaţia \ randam entului pentru valorile gradului de destindere prealabilă egale * j> cu 1; 1,5 şi 2,0. Fig.1.12. Variaţia randamentului termic în In cazul c ân d funcţie de gradul de creştere'a presiunii şi de căldura furnizată se reduce destindere prealabilă datorită m icşorării gradului de destindere prealabilă la ir= const., randamentul creşte considerabil. Dacă se reduce căldura furnizată la p > 1 =const. şi se reduce corespunzător gradul de creştere a presiunii tt, randamentul se măreşte cu atât mai mult, cu cât este mai mare p. Aşa spre exemplu, pentru tt= l,5 = const., cu diminuarea căldurii furnizate de la 2500 kJ până la 6 30 k J , randamentul se micşorează de la 0,598 (punctul a) până la 0,664 (punctul b), prin micşorarea corespunzătoare a gradului de destindere prealabilă de la 2,57 (punctul c) la 1,25 (punctul d). La alegerea parametrilor ciclului trebuie să se ţină seama de presiunile şi temperaturile maxime ale ciclului ce pot fi admise de piesele motorului. In figura 1.13 se prezintă variaţia presiunilor şi temperaturilor maxime ale ciclului în funcţie de raportul dintre gradul de creştere a presiunii şi gradul de destindere prealabilă. La mărirea gradului de creştere a presiunii şi scăderea corespunzătoare a gradului de destindere prealabilă, presiunea maximă creşte proporţional, cu gradul de creştere a presiunii, mărindu-se de asemenea şi temperatura maximă a ciclului. Presiunea medie
a ciclului mixt variază în funcţie de gradul de creştere a presiunii şi de gradul de destindere prealabilă după cum se arată în figura 1.14. Şi în acest caz s-au considerat 4 valori constante pentru căldura furnizată ciclului, ca în graficul din figura
1. 12.
Fig.1.13. Variaţia presiunii şi temperaturii maxime a ciclului în fun cţie de creşterea presiunii. F ig.1.14. Variaţia presiunii medii Deoarece presiunea medie este a ciclului în fu n cţie de gradul de proporţională cu produsul dintre creştere a presiunii şi de căldura furnizată şi randamentul destinderea prealabilă. ciclului, se observă că la o valoare constantă a căldurii furnizate, presiunea medie va fi cu atât mai mare cu cât va fi mai mare gradul de creştere a presiunii şi mai mic gradul de destindere prealabilă (curbele 1-4). La mărirea căldurii furnizate, pentru ir= const. creşte gradul de destindere prealabilă (de exemplu verticala ir = l ,175), ajungându-se la o creştere mai redusă a presiunii medii faţă de cazul p = c o n st., şi mărirea gradului de creştere a presiunii (exemplu p = l,5 ). Aceasta se explică prin faptul că la mărirea căldurii furnizate randamentul termic scade cu creşterea gradului de destindere prealabilă şi creşte cu mărirea gradului de creştere a presiunii. In figura 1.15 se prezintă ciclul mixt în coordonate p -V şi T-s
pentru valori constante ale presiunilor maxime de ardere şi posibilităţile de realizare prin modificarea raportului de comprimare. Evident, în acest caz se modifică şi randamentul termic al ciclului.
F ig.1.15. Ciclul mixt. în coordonate p -V şi T-s pentru presiunea maximă constantă
2.PR0CESELE DE SCHIMBARE A GAZELOR 2.1.
Umplerea normală a motoarelor în patru timpi
Pentru realizarea ciclului real în cazul motoarelor cu ardere internă cu piston este necesară evacuarea gazelor arse din cilindru şi introducerea încărcăturii proaspete de aer sau amestec de aer şi combustibil. Aceaste procese de schimbare a gazelor se desfăşoară într-o anumită măsură concomitent. Cantitatea de încărcătură proaspătă care se reţine în cilindru depinde şi de gradul de golire a cilindrului de gazele arse în ciclul precedent, deci procesul de admisie trebuie analizat în strânsă corelare cu parametrii ce caraterizează procesul de evacuare. Ansamblul fenomenelor ce însoţesc procesele de evacuare şi admisie reprezintă schimbul de gaze care trebuie efectuat în aşa fel încât în cilindru să se introducă o cantitate cât mai mare de gaze proaspete în raport cu volumul avut la dispoziţie şi să se piardă o cantitate cât mai mică de gaze proaspete la spălarea cilindrului de gaze arse. Calitatea proceselor de schimbare a gazelor se apreciază în general prin coeficientul de umplere care se poate defini prin următoarele rapoarte: - raportul dintre cantitatea de încărcătură proaspătă reţinută în cilindru la sfârşitul procesului de umplere G şi cantitatea de încărcătură proaspătă care poate ocupa cilindreea în condiţii de referinţă Ga, adică printr-un proces fă r ă pierderi termo-gazodinamice; - raportul dintre volumul încărcăturii proaspete reţinute în cilindru la sfârşitul procesului de umplere, măsurat în condiţii de referinţă, Va, şi volumul cilindreei Vh p e care l-ar putea umple îcărcătura proaspătă într-un proces fă ră pierderi termogazodinamice. Deci, coeficientul de umplere poate fi scris sub următoarele forme:
Pentru calcularea coeficientului de umplere se măsoară cantitatea de gaze proaspete G admise în motor (ca debit) şi se determină prin calculul
cantitatea teoretică Ga care, spre exemplu, pentru un motor în patru timpi este: G 0 = l V f « 0 - P o-/,
unde i este numărul de cilindri ai motorului; p0 - densitatea fluidului proaspăt.
2.1.1. Influenţa fazelor de distribuţie asupra umplerii Desfăşurarea procesului de schimb de gaze poate fi analizată după variaţia presiunii gazelor din cilindru în timpul acestui proces (fig.2.1), respectiv după bucla inferioară a diagramei (p-V) indicate, denumită diagram ă de pompaj (admisie-evacuare) prezentată în figura 2.1,c. A c e a s t ă variaţie a p re siu n ii în t i m p u l ad m isie i în mare măsură se datoreşte m i ş c ă r i i pistonului cu v i t e z ă variabilă, începând din p .m .s ., viteza pistonului Wp se m ă re şte , Fig.2.1. Diagrama de pom paj atingând valoarea maximă cu puţin înainte de jumătatea cursei şi anulânduse în p .m .i. Viteza de admisie a gazelor proaspete Wa urmăreşte, în general, variaţia vitezei pistonului, dar datorită inerţiei gazelor din conducta de admisie şi presiunii superioare ce o mai au gazele arse din cilindru la începutul cursei de admisie există un decalaj A x între începutul cursei de admisie (p.m .s.) şi începutul procesului de admisie (punctul î.a.).
D e asemenea, la sfârşitul cursei de admisie în p .m .i., cu toate că vite/a pistonului atinge valoarea zero, încărcătura proaspătă continuă să pătrundă în cilindru (Wa * 0) datorită inerţiei şi presiunii mai scăzute din cilindru. Apare deci un decalaj A x” între sfârşitul cursei de admisie (p.m. i.) şi sfârşitul admisiei (s.a.). Evident, sfârşitul admisiei este determinat de momentul închiderii supapei de admisie (;îsa). Interdependenţa dintre viteza de intrare a gazelor proaspete în cilindru şi presiunea acestora, face ca în vecinătatea poziţiei în care Wa atinge valoarea maximă, presiunea _să înregistreze un minim. Această interdependenţă poate să ia forme perturbate datorită undelor de presiune şi particularităţilor m otorului, mai ales la motoarele rapide. Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse şi unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obţinerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt în strictă dependenţă de fazele de distribuţie (figura 2 .1,d), ceea ce se va analiza în cele ce urmează. In figura 2 .2 e s t e reprezentată desfăşurarea p r o c e s u lu i de schimb de gaze într-un motor cu turbosupraalim entare. Gazele de ardere din cilindru sunt evacuate spre paletele turbinei de gaze 11, angrenată cu c o m p re s o ru l I (fig.2.2,a). Aerul (.MAC) sau amestecul proaspăt (MAS) este comprimat până la presiunea Pr1 > Pr (fig-2.2,b). Procesul de admisie se începe cu deschiderea supapei de admisie în punctul 3 la presiunea p r, până în punctul 4. Evacuarea
gazelor începe cu deschiderea supapei de evacuare în punctul 1 până la punctul 2. Deschiderea concomitentă a supapelor în intervalul de timp de la punctul 2 până la punctul 3 este folosită pentru baleiajul cilindrilor. D eschiderea supapei de evacuare (dse) nu trebuie să se producă î n p .m .i., deoarece lucrul mecanic L a consumat pentru evacuarea gazelor arse este prea mare în acest caz, iar presiunea de evacuare p cy fiind prea mare determ ină o umplere mai redusă (fig.2.3,a). Deschiderea cu avansul Ad .s.e a supapei de evacuare duce la o reducere însemnată a lucrului mecanic de evacuare la şi a contrapresiunii p tv. Aceste avantaje se obţin însă cu pierderea lucrului mecanic motor l care s-ar obţine dacă d.s.e. ar fi fost în p .m .i. Valorile lui p ev,L a şi l depind de mărimea avansului la deschiderea supapei de evacuare. Astfel, la un avans foarte mare (fig.2.3,a) se reduc insensibil p ey şi lB faţă de un avans potrivit (fig.2.3,b), în schimb l creşte vizibil. Dacă se notează cu AL câştigul de lucru mecanic de evacuare prin realizarea unui avans la deschiderea supapei de evacuare, este evident, că A L = L0- L . Dependenţa lucrului mecanic câştigat AL, a pierderii de lucru mecanic de destindere l şi a presiunii de evacuare p ev, de avansul la deschiderea supapei de evacuare, exprimat ca fracţiune a cursei pistonului, se arată în figura 2.3,d. Se observă că există o anumită valoare optimă a avansului la deschiderea supapei de evacuare la care câştigul total de lucru mecanic A L - L este maxim şi presiunea de evacuare este cea mai convenabilă. Avansul optim diferă de la un regim de funcţionare la altul, deci va trebui ales avansul optim pentru regimul la care se doreşte obţinerea celor mai ridicate performanţe. M omentul închiderii supapei de evacuare (î.s.e . fîg .2 .4 .) trebuie ales astfel încât să se asigure cea mai completă golire a cilindrului de gaze arse şi pierderi cât mai reduse de gaze proaspete. In plus presiunea gazelor arse din cilindru este superioară aceleia din colectorul de evacuare şi aceasta, la rândul său, este puţin superioară presiunii atmosferice. Analizând procesul real de evacuare din momentul deschiderii până la închiderea supapei de evacuare, se pot evidenţia trei etape ale acestui proces.
in prim a etapă denumită scăpare sau evacuare liberă gazele arse ies cu viteze mari în exterior datorită presiunii ridicate din cilindru, evacuându-se 70-80 % din gazele arse. Cu scăderea presiunii se reduce şi viteza de curgere a gazelor pe sub supapă, regimul de curgere devenind subcritic, când pistonul se apropie de p .m .i. M ai departe evacuarea se face prin deplasarea pistonului, această etapă denumindu-se evacuarea forţată, presiunea crescând în final datorită reducerii secţiunii de curgere prin începerea deplasării supapei în sensul închiderii (fig.2.4.) La începutul cursei de admisie presiunea gazelor din cilindru scade brusc datorită m ăririi volumului prin deplasarea pistonului. Evacuarea se continuă sub efectul energiei cinetice a coloanei de gaze . ... , , Fie. 2.3. Variaţia pierderilor în ce părăseşte cilindrul, aceasta fiind etapa ° , , , „ .. . . , v .. funcţie de avansul la deschievacuaru inerţiale sau postevacuaru. , . , __ . . . . . de rea supapei de evacuare Efectul inerţiei coloanei de gaze este anulat la un moment dat de acela al depresiunii, moment în care sensul mişcării gazelor s-ar inversa, dacă nu s-ar închide supapa de evacuare. Prin urmare, există o valoare optimă a întârzierii la închiderea supapei de evacuare A "î.S.G pentru care se realizează cea mai completă golire a cilindrului de gaze arse. Pentru a se asigura o umplere cât mai bună, deschiderea supapei de admisie (d.s.a.) trebuie să se producă cu un avans faţă de p.m .s. (fig.2.5.). Una din condiţiile principale este aceea, că în momentul când presiunea din cilindru a devenit inferioară aceleia din colectorul de admisie, supapa să ofere o secţiune de trecere cât mai mare posibil pentru ca pierderile gazodinamice să fie minime. Rezultă necesitatea unui avans la deschiderea supapei de admisie A /d. S. a.
atât faţă de p.m.s. cât şi fajă de punctul de egală presiune în cilindru şi conducta de admisie. Avansul la deschiderea supapei de admisie este cu atât mai necesar cu cât turaţia motorului este mai mare, deci cu cât durata admisiei este mai mică. _____ Există un unghi în care atât t ^ supapa de admisie, cât şi cea de Fig. 2.4. Variaţia presiunii du cilindri evacuare, sunt deschise, unghi ce se în tim pul evacuării numeşte, unghi de suprapunere a P
Pa Pco
V Fig. 2.5. Variaţia presiunii din cilindru în timpul admisiei deschiderii supapelor (vezi fig.2.1,d). Avansul optim la deschiderea supapelor de admisie este, prin urm are, acel avans care asigură trecerea unei cantităţi cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mái mici la trecerea gazelor proaspete de admisie şi, în final, o umplere maximă a cilindrului cu gaze proaspete. M om entul închiderii supapei de admisie (î.s.a.) trebuie stabilit astfel, încât, să se utilizeze la maximum efectul inerţional al coloanei de gaze proaspete. Postumplerea cu caracter inerţional este limitată în timp de efectul creşterii presiunii din cilindru sub efectul deplasării pistonului care poate provoca refularea gazelor proaspete din cilindru spre colectorul de admisie. Rezultă că întârzierea optimă la închiderea supapei de admisie se
găseşte în momentul, când cele două efecte contrare se anulează şi procesul de umplere încetează. Toate aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere şi închidere a supapelor. Valorile medii ale acestor unghiuri sunt date în tabelul 2.1, iar schema fazelor de distribuţie este prezentată în figura 2.6.
'V
P.HJ
Fig. 2.6. Schema fa zelo r de distribuţie Tabelul 2.1. Valori medii ale unghiurilor de deschidere şi închidere a supapelor Tipul motorului
Admisie
Evacuare
Deschiderea înainte de pm s °RAC
închiderea după pm i °RAC
Deschiderea înainte de pm s °RAC
închiderea după pm i °RAC
M otoare cu aprindere prin comrimare
10-40
20-45
30-50
10-35
M otoare cu aprindere prin scânteie
10-20
45-70
40-60
15-30
M otoare cu gaze
30-35
40-50
40-45
25-35
Obs. Valorile mici sunt pentru motoarele lente, iar valorile mari pentru motoarele rapide.
2.1.2. Calculul parametrilor de stare a gazelor la sfârşitul umplerii M ărimea coeficientului de umplere depinde de o serie de factori printre care: presiunea la sfârşitul umplerii p a, coeficientul gazelor reziduale, presiunea şi temperaura gazelor arse p r şi Tr şi temperatura amestecului la sfârşitul admisiei Ta. Presiunea la sfârşitul admisiei p a este un factor care influenţează hotărâtor coeficientul de umplere la motoarele în patru timpi şi depinde de pierderile gazodinamice pe traseul de admisie. Pierderile de presiune la umplere Ap a pot fi calculate cu ajutorul ecuaţiei lui Bem oulli, admiţând că umplerea se face în regim staţionar. După cum se va vedea pierderea de presiune A p a este proporţională cu pătratul vitezei curentului. Pentru traseul de admisie, ecuaţia lui Bemoulli se poate scrie sub forma următoare:
Po —
Po
Vf0 +
2
7
Pa
+ gZ»= —
Pa
+ P 'Y 2
+
2
+ d
a
(2-1)
unde: p0 şi pa -
densitatea încărcăturii proaspete la intrarea în conducta de admisie şi în cilindru; W0 şi Wa - viteza încărcăturii proaspete la intrarea în conducta de admisie şi viteza medie la trecerea pe sub supapa de admisie; Z„ şi Za înălţimea faţă de sistemul de referinţă a axei secţiunii de intrare în conducta de admisie şi secţiunea de trecere pe sub supapa de admisie; 13 coeficientul de amortizare a vitezei încărcăturii proaspete în secţiunea considerată a cilindrului;
Wd, P = — ; Wa ’ WcU C -
viteza medie a încărcăturii proaspete în secţiunea considerată a cilindrului; coeficientul de rezistenţă al traseului de admisie raportat la secţiunea minimă.
Neglijând viteza iniţială la intrarea în conducta de admisie sau în carburator, respectiv, considerând W 0 = 0 şi diferenţa de înălţime, adică luând Z 0 = Z a , neglijând de asemenea variaţia densităţii încărcăturii pe traseul de admisie ( p 0- p a), se obţine: —
- —
Pa
t (P2 + 0 ^
Po
Apa =
(2.2)
2
p0- pa =
(P 2 + 0 - ^
Po
(2-3)
Se observă că pierderile gazodinamice A pa sunt proporţionale cu pătratul vitezei curentului la trecerea pe sub supapa de admisie. După ecuaţia continuităţii, presupunând că în cilindru gazele au viteza medie egală cu viteza medie a pistonului, viteza W a se poate exprima în funcţie de turaţie astfel: w
= w j^ e - =
fa unde:
= k —,
30
f,
(2.4)
f;
Wm - viteza medie a pistonului; n - turaţia; f„ - aria secţiunii de trecere a gazelor pe sub supapă; S - cursa pistonului; Ap - aria suprafeţei pistonului;
,
SA.
k - constantă, k - ----- -.
30
Cu aceasta expresia pierderilor de presiune devine: a Pa = y ( P 2 +
o^ 'a
k, . unde:
= k X , 'a
(2.5)
» * .{ )
k, - constantă. Deci pierderile de presiune sunt direct proporţionale cu pătratul
turaţiei şi invers proporţionale cu pătratul secţiunii de trecere a gazelor pe sub supapa de admisie. Prin urm are la construcţia motorului trebuie să se tindă spre micşorarea coeficientului £ , asigurând o formă corespunzătoare a canalelor de admisie şi secţiuni maxime ale acestora, precum şi secţiuni maxime de trecere a gazelor pe sub supapa de admisie. Trebuie să se prevadă de asemenea coturi cu raze mari pe conducta de admisie. Raportul ariei suprafeţei pistonului pe aria totală a secţiunii de
A
trecere la supapele de admisie complet d e sc h ise ------(ia numărul supapelor de admisie de la un cilindru), este funcţie de rapiditatea motorului şi se află în lim itele următoare: R apiditatea motorului
Wm [m/s]
M otoare lente (Wm sub 6,5 m/s)
<6
A A f. 12-8
M otoare de turaj mediu
6-9
9-6
M otoare rapide
>9
6-4,5
Viteza medie a gazelor la supapa de admisie este de 30-70 m /s la motoarele Diesel şi de 50-80 m /s la motoarele cu aprindere prin scânteie. La unele motoare de automobile această viteză poate depăşi 80 m/s, atingând chiar valori de 130 m /s. Suma coeficienţilor ( P 2 + 0 = 2 ,5 - 4 , iar pierderile de presiune Ap a la motoarele în patru timpi sunt în limitele urm ătoare:
Apa=(0,10-0,20)po
#
V alorile maxime se referă la motoarele cu carburator şi cu gaze, iar valorile minime la motoarele cu aprindere prin comprimare. La motoarele cu supraalimentare A p a depinde de presiunea aerului la ieşirea din compresor p k şi se află în limitele:
Ap a = (0,04-0,1)p*. Coeficientul gazelor reziduale y r este raportul dintre cantitatea de gaze răm ase în cilindru de la ciclul precedent M r şi cantitatea gazelor proaspete admise M ga, ambele în kmoli.
Reducerea cantităţii de gaze reziduale se poate obţine pe următoarele căi, pornind de la expresia: p V Mr = ^
(2.7)
- micşorarea volumului ocupat de gazele reziduale, adică volumul camerei de ardere (Vc) prin creşterea raportului de comprimare; - micşorarea presiunii gazelor reziduale p r\ - mărirea temperaturii gazelor reziduale Tr, întrucât în acest caz se micşorează densitatea lor. Cu creşterea raportului de comprimare e se măreşte şi gradul destinderii gazelor, din care cauză Tr se micşorează. Creşterea sarcinii şi turaţiei duc la mărirea temperaturii Tr. Pentru motoarele în patru timpi valoarea temperaturii Tr se află în următoarele limite: - la motoarele cu carburator Tr = 900-1000 K; - la motoarele cu aprindere prin compresie Tr= 700 -900 K; - la motoarele cu gaze Tr = 750-1000K. Presiunea gazelor reziduale p r pentru motoarele fără supraalimentare, la putere nominală este: - pentru motoarele len tep r = (1,03-1,06)/>„; - pentru motoarele rapide p r = (1,1-1,25)pa. Valoarea coeficientului gazelor reziduale y r se poate exprima şi în funcţie de raportul —- , crescând cu mărirea acestui raport, deci cu micşora ră rea presiunii p a.
Temperatura gazelor la sfârşitul admisiei Ta este temperatura la care ajung gazele prin încălzirea de la pereţii conductei de admisie şi a cilindrilor şi de la gazele reziduale. Această temperatură se poate determina din ecuaţia bilanţului de căldură a amestecului de gaze proaspete şi reziduale, înainte şi după amestecare. Se presupune că amestecul se realizează Ia presiune constantă, deci:
MgaC Up(T 0 + A T - A Tva/) +MrCUprTr = (Mga +M) (2 . 8) unde A T este încălzirea gazelor de la conducta de admisie şi pereţii cilindrilor; A Tvap - răcirea gazelor prin vaporizarea combustibilului. Neglijând diferenţele de călduri specifice, adică aproximând: 'M p '-'M p r '-'U p a ’
rezultă: T0 + A T - A T vap +YrTr = (1 +Y) T a, de unde:
_ T0+A T+yrTr- A #a
vap
1 + Yr
(2.9) (2 . 10)
P en tru m otoarele supraalim entate: Tk+ A T -A T fa
(2 . 11)
1+Yr
unde A Trac. - răcirea încărcăturii după compresor iar Tk - temperatura aerului la ieşirea din compresor. D in ultimile ecuaţii se vede că temperatura amestecului la sfârşitul umplerii Ta depinde de temperatura iniţială Ta sau Tk, de încălzirea A T şi de vaporizare A Tvap sau A T ^ şi de temperatura gazelor arse reziduale Tr, respectiv coeficientul y r. Ta,[Kj Cu creşterea încălzirii A 7 şi a lui y r temperatura Ta creşte şi coeficientul de umplere se reduce. m In figura 2.7 se prezintă variaţia temperaturii Ta în funcţie de coeficientul 2^4 gazelor reziduale pentru două perechi de 340 valori ale mărimilor Tr şi A T , considerând temperatura mediului 7„=280K. In figura 2.8 se prezintă variaţia 300 0 V ir temperaturii Ta în funcţie de încălzirea F ig .2 .7 Variaţia tempera- încărcăturii pe traseul de admisie A T . turii la sfârşitul admisiei în A naliza re z u lta te lo r c e rc e tă rii fu n cţie de coeficientuul motoarelor permite să se dea următoarele gaze or reziduale
valori ale temperaturii (tabelul 2.2).
Fig. 2.8. Variaţia temperaturii la sfârşitul admisiei în funcţie de încălzirea încărcăturii pe traseul de admisie
Tabelul 2.2. Valorile temperaturii A T şi Ta pentru diverse motoare cu ardere internă Tipul motorului
AT[K]
Ta [K]
M otoare cu carburator în patru timpi
5-20
340-400
M otoare cu aprindere prin comprimare în patru timpi, fară supraalimentare
20-40
310-350
M otoare cu aprindere prin comprimare în patru şi doi timpi, cu supraalimentare
5-10
320-400
2 .1 .3 . Calculul coeficientului de um plere Din ecuaţia bilanţului cantităţilor de gaze în kmoli, la sfârşitul cursei de admisie, cantitatea de amestec va fi: M a = Mga +Mr = Mga (1 + y ,) , (2.12) de unde cantitatea reaj^ de gaze proaspete M ?a admise rezultă: Mga =
1 +Yr
(2.13)
p aVa= R M J a , deci (2.14) RTa Cu aceasta cantitatea de gaze admisă devine:
<215> Cantitatea teoretică de gaze proaspete admise în cilindru la volumul V„ şi la p„ şi T„ exprimată în kmoli va fi: ^
(2-16)
Raportând cantitatea reală de gaze admise la cantitatea teoretică, se obţine conform definiţiei date coeficientul de umplere:
^
_ ~
M ga
u
Mh
_ PeY a ~^o 1 ~ 7 ~ T A----Pov o
a
Yr
(2 ' 17)
înlocuind Va=eVc şi Vh= (e-'\)V C, se obţine în forma finală: i\v =
e “ 1 Po
a 1 + Yr
( 218)
La puterea maximă ijv are următoarele valori: - motoare de carburator tjv = 0,75 - 0,85; - motoare cu aprindere prin comprimare i)v = 0,75 - 0,95. Pentru motoarele în patru timpi cu supraalimentare şi pentru motoarele în doi timpi expresia coeficientului de umplere devine: —
G
T iv ------- —
P a . “k
G- 1 Pk
"1
a 1 + Y,
/o 1 n\
(2l9)
In aceste relaţii ale coeficientului de umplere urmează să se introducă expresiile obţinute anterior pentru p,„ T„ şi y r. Relaţiile deduse sunt aproximative, deoarece au la bază ipoteze simplificatoare. Pentru calcule precise şi pentru cercetări ştiinţifice trebuie să se utilizeze relaţii care cuprind toţi factorii ce influenţează în realitate umplerea, relaţii existente în diverse lucrări de specialitate. 2 .1 .4 . Factorii care influenţează a su p ra m ărim ii coeficientului de um plere R a p o rtu l de com p rim are. Cu creşterea raportului de comprimare
creşte şi coeficientul de umplere, ceilalţi parametrii rămânând neschimbaţi. In realitate însă prin creşterea raportului de comprimare se modifică şi alţi parametri. Respectiv scade coeficientul gazelor reziduale şi temperatura acestora, se intensifică încălzirea temperaturii proaspete etc. In afară de aceasta asupra mărimii coeficientului de umplere rjv influenţează spălarea camerei de ardere. Se poate demonstra că la spălarea completă a camerei de ardere, cu creşterea raportului de comprimare, coeficientul de umplere se micşorează. Prin urmare, în funcţie de influenţa factorilor interdependenţi, cu creşterea raportului de comprimare, coeficientul de umplere poate să crească, dar poate să şi scadă. Cercetările experimentale au arătat că raportul de comprimare influenţează puţin valoarea coeficientului de umplere. P resiunea la sfârşitu l um plerii. Presiunea pa manifestă cea mai mare influenţă asupra mărimii coeficientului de umplere. Din relaţiile (2.1) şi (2.5) se vede că diminuarea pierderilor de presiune Ap a se poate realiza prin reducerea rezistenţelor gazodinamice pe traseul de admisie şi micşorarea vitezei încărcăturii proaspete la trecerea pe sub supapa de admisie. In figura 2.9 se prezintă variaţia coeficientului de umplere în funcţie de viteza încărcăturii pe sub supapa de admisie la ridicarea completă a acesteia şi la regimul nominal de funcţionare a unui motor de automobil în patru timpi. Cu mărirea vitezei Wa, ?v coeficientul de umplere se micşorează, ceea ce trebuie avut în vedere la Q8 ^ 2 proiectarea sistemului de admisie, dacă <<&y. 0.7 există tendinţa măririi vitezei încărcăturii ua 70 30 proaspete. In plaja haşurată, în zona Wa [ot/s ] superioară sunt valorile coeficientului de Fig.2.9. Variaţia coeficientului umplere pentru motoarele cu aprindere de umplere în funcţie de viteza prin comprimare, iar în zona inferioară încărcăturii proaspete sub pentru motoarele cu carburator. supapa de admisie P resiunea gazelor reziduale influenţează cantitatea de gaze reziduale în cilindru. La mărirea presiunii gazelor reziduale acestea se destind la începutul cursei de admisie, iar
aspiraţia încărcăturii proaspete se începe mai târziu, ceea ce conduce la scăderea coeficientului de umplere. Această presiune depinde de condiţiile organizării evacuării şi rezistenţele gazodinamice ale sistemului de evacuare. Ca şi la admisie, pierderile gazodinamice sunt proporţionale cu pătratul vitezei de curgere a gazelor pe sub supapă şi, prin urmare, cu pătratul turaţiei arborelui cotit. Având în vedere, că presiunea gazelor reziduale are o influenţă mult mai mică asupra coeficientului de umplere decât presiunea de admisie p a (vezi relaţia 2.18), se admite micşorarea diametrului supapei de evacuare în favoare măririi celui de la supapa de admisie, mărind coeficientul de umplere. T e m p e ra tu ra gazelor reziduale influenţează asupra coeficientului de umplere numai prin intermediul coeficientului gazelor reziduale. Din expresiile (2.6) şi (2.7) se observă că la mărirea temperaturii Tr coeficientul gazelor reziduale scade şi în consecinţă se măreşte coeficientul de umplere. în călzirea în c ă rc ă tu rii proaspete pe traseul de admisie ( A T) influenţează mărirea temperaturii la sfârşitul admisiei Ta. Cu creşterea încălzirii A T se măreşte Ta şi scade coeficientul de umplere. In figura 2.10 se prezintă variaţia coeficientului de umplere în funcţie de încălzirea A 7 pentru un motor în patru timpi cu aprindere prin comprimare (curba 1) şi cu carburator (curba 2) la:
70=288 K
şi
p 0=0,1 MPa
Din diagramă se vede că încălzirea încărcăturiiA T influenţează considerabil mărimea coeficientului de umplere. r La motoarele cu carburator o 20 ‘io aT|KJ , . . o parte din căldura conţinută deF ig .2 .1 0 Variaţia coeficientului de umplere în fun cţie de încălzirea aeru‘ asPlrat este ut,lizată. Pentru încărcăturii p e traseul de admisie încăzirea şi vaporizarea combustibilului. De cele mai multe ori, însă, căldura disponibilă în aerul aspirat nu este suficientă pentru vaporizarea combustibilului şi din acest motiv se încălzeşte conducta de admisie cu gaze arse sau lichid din sistemul de răcire. O încălzire exagerată a Conductei de admisie duce la mărirea temmperaturii amestecului şi la
scăderea coeficientului de umplere. La motorul cu aprindere prin comprimare nu este necesară încălzirea aerului pe conducta de admisie, ci dimpotrivă se caută evitarea încălzirii acestuia, dispunând canalele de evacuare pe partea opusă admisiei. Sarcina motorului la turaţie constantă influenţează umplerea, în mod deosebit la motorul cu carburator. La micşorarea sarcinii prin închiderea treptată a clapetei de acceleraţie cresc rezistenţele gazodinamice, ceea ce conduce la schimbarea condiţiilor de desfăşurare a procesului de umplere. Variaţia presiunii pa în funcţie de poziţia clapetei de acceleraţie se prezintă în figura 2.11. La deschideri mici ale clapetei Pa de acceleraţie coeficientul gazelor go. reziduale se măreşte. încălzirea încărcăturii, datorită temperaturilor scăzute ale pieselor, specifice sarcinilor ^ 01 mici, se reduce într-o anumită măsură. Insă variaţia încălzirii A T este °,0A neînsemnată datorită căldurii furnizate Deschiderea cLapetei conductei de admisie şi cantităţii mici de combustibil supusă vaporizării. In Fig.2.11. Variaţia presiunii de ansamblu, la reducerea sarcinii scade admisie #»’ « coeficientului de c ■ . , , , , , • umplere în funcţie de poziţia coeficientul de umplere al motorului cu r , clapetei de acceleraţie carburator. La motoarele cu aprindere prin comprimare, neexistând clapetă de obturare pe traseul de admisie, rezistenţele gazodinamice la o turaţie constantă sunt de asemenea constante. La mărirea sarcinii prin mărirea debitului de combustibil temperatura pieselor se măreşte şi încălzirea aerului în timpul admisie de asemenea se măreşte. Prin urmare, coeficientul de umplere scade cu creşterea sarcinii. In figura 2.12 se prezintă variaţia coeficientului de umplere în funcţie de sarcină la un motor de tractor (curba 1). Prin eliminarea încălzirii încărcăturii proaspete şi spălarea completă a cilindrului de gazele reziduale, s-a determinat scăderea coeficientului de umplere datorită încălzirii (curba 2), provocată de rezistenţele gazodinamice din sistemul de admisie (curba 3), şi de prezenţa gazelor reziduale (curba 4), toate în funcţie de
sarcină.
171» xr,. a1. j n.
a
r w /iw w w w c / r
După cum se vede, la mărirea sarcii coeficientul de umplere se micşorează numai datorită încălzirii încărcăturii proaspete cu aproximativ 4,5% . T u ra ţia m oto rului la sarcină constantă influenţează procesul de umplere prin modificarea . t . A w, . rezistenţelor gazodinamice, a încălzim şi a
. , . , , cientului de umplere in fu n c ţie de sarcină coeficientului de gaze reziduale. îm preună cu aceşti factori o mare influenţă manifesta fazele de distribuţie şi fenomenele dinamice care apar în sistemele de admisie şi de evacuare. In figura 2.13 se prezintă variaţia unor factori care influenţează dependenţa coeficientului de umplere de turaţie. Cu m ărirea turaţiei cresc rezistenţele gazodinamice, pierderile de presiune şi scade presiunea pa. încălzirea încărcăturii proaspete se micşorează într-o anumită măsură din cauza reducerii timpului de transfer de 'nmi. căldură de la piese la gaze. Coeficientul gazelor reziduale se F ig.2.13 Variaţia unor facto ri m ăreşte cu creşterea turaţiei. Prin urmare, care dau dependenţa coefici factorii analizaţi mai sus conduc în entului de umplere de turaţie
ansamblu la scăderea coeficientului de um plere cu creşterea turaţiei. Se poate aprecia, că există o corespondenţă între variaţia cantităţii de gaze proaspete Gga şi coeficientul de umplere r;v în funcţie de turaţie (vezi fig.2.13), variaţii ce se explică şi prin variaţia fazelor de distribuţie. După cum se vede la mărirea turaţiei coeficientul de um plere creşte, iar după atingerea unei valori maxime scade cu creşterea în continuare a turaţiei. După cum s-a arătat mai înainte pentru asigurarea unei bune spălări şi umpleri a cilindrului este utilă lărgirea fazelor de distribuţie la admisie şi evacuare. Fazele se aleg experimental în aşa fel, încât să se obţină
coeficientul de umplere maxim la turaţiile la care se doreşte obţinerea cuplului maxim. La micşorarea turaţiei sub turaţia coeficientului maxim de umplere acesta scade din cauza neconcordanţei fazelor de distribuţie cu turaţia respectivă, datorită scurgerii inverse a încărcăturii la sfârşitul umplerii din cilindru în conducta de admisie. La mărirea turaţiei peste turaţia coeficientului maxim de umplere, acesta se micşorează ca rezultat al creşterii rezistenţelor gazodinamice la admisie şi sub influenţa celorlanţi factori analizaţi mai sus. In figura 2.14 se arată variaţia coeficientului de umplere în funcţie de turaţie pentru motoare cu carburator şi cu aprindere prin comprimare la diverse sarcini. Curba 3 prezintă variaţia coeficientului de umplere în funcţie de turaţie la un motor cu carburator, la deschiderea completă a clapetei de acceleraţie. La sarcini mici (curba 4) cresc rezistenţele gazodinamice datorită închiderii clapetei de acceleraţie şi coeficientul de umplere scade mai pronunţat cu creşterea turaţiei. Pe F ig.2.14. Variaţia coefimăsură ce se închide clapeta de acceleraţie şi cientului de umplere în raportul dintre presiunea din conducta de admisie f uncVe de turaţie la dişi presiunea atmosferică atinge valoarea critică, motoare diverse variaţia coeficientului de umplere în funcţie de reS ‘muri de funcţionare turaţie devine hiperbolică (curba 5). La motorul cu aprindere prin comprimare coeficientul de umplere la sarcină completă este puţin superior (curba 2) celui de la motorul cu carburator (curba 3). In plus curba 2 este mai aplatisată decât curba 3, ceea ce se explică prin pierderile gazodinamice mai mici la motorul cu aprindere prin comprimare. In cazul când acest motor lucrează la mers în gol, coeficientul de umplere este superior (curba 1) din cauza reducerii încălzirii pe traseul de admisie. Intr-un diapazon restrâns de turaţii coeficientul de umplere se poate mări prin utilizarea eficientă a fenomenelor dinamice din conductele de admisie şi evacuare (supraalimentare acustică).
2.1.5. Influenţa fenomenelor dinamice asupra umplerii La motorul în patru timpi umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă se repetă la două turaţii ale arborelui cotit, fiind însoţită de variaţii de presiune în conducta de admisie. La deschiderea supapei de adm isie r 4 (fig .2 .15) în colector gazele se află în repaus ■Sensul undei (A ), dar deplasarea pistonului spre p.m .i. B -Sensul decurgere provoacă în c e p e r e a curgerii încărcăturii spre cilindru şi se propagă o undă de depresiune spre + intrarea în conductă din exterior (B). La capătul exterior al conductei unda se reflectă în sens invers ca o undă de presiune (C), deplasânduTH se înapoi spre cilindru (D). Prin a c e a stă H reflectare se poate obţine 1 o încărcare suplimentară a cilindrului (E). J U tilizând efectul undelor de presiune, se F ig .2 .15. Propagarea undelor de presiune în poate realiza în poarta tim pul admisiei supapei o presiune su perioară presiunii din cilindru în apropierea închiderii supapei de admisie. Deci, la închiderea supapei efectul inerţional de umplere poate fi amplificat prin utilizarea undelor de presiune. După închiderea supapei se reflectă unda pozitivă, procesul de oscilaţie, amortizându-se după schema F.
4
Momentul de închidere a supapei de admisie este analizat în figura 2.16. Momentul optim este redat în varianta a, când presiunea din cilindru p , este egală cu presiunea din poarta supapei p s, la închiderea acesteia cu unghiul de întârziere (3. In cazul când presiunea p s este egală cu presiunea p z înaintea închiderii supapei 0 ceea ce produce refu larea în c ă rc ă tu rii din cilindru în conductă. In cazul, când închiderea supapei s-a produs înainte ca presiunile din cilindru şi din poarta supapei să se egaleze /?” , nu se utilizează complet efectul undelor de presiune. P e n tru o anumi t ă construcţie a sistemului de admisie frecvenţele şi ampl i t udi ni l e u n d e lo r de presiune variază în funcţie de turaţie. In ngftra 2.17 se Fig.2.16. Momentul închiderii supapei de prezintă variaţia coeficientului admisie de umplere în funcţie de turaţie, în cazul când umplerea este avantajată de către undele de presiune (a) şi în cazul când undele de presiune au un efect invers (b), provocând scăderea coeficientului de umplere.
2.1.6. Organizarea mişcării încărcăturii proaspete Pentru a realiza o bună formare a amestecului şi o viteză de ardere
ridicată la începutul aprinderii, respectiv pentru a se putea controla procesele de desfăşurare a arderii, încărcătura proaspătă trebuie să posede o viteză şi o direcţie de mişcare riguros precizate, in acest scop, în perioada admisiei se imprimă o anumită direcţie de mişcare încărcăturii proaspete în cilindru. Cercetările au arătat, că după pătrunderea încărcăturii proaspete în cilindru, viteza sa de mişcare scade brusc. Insă, direcţia mişcării imprimată curentului în timpul admisiei se păstrează, iar în timpul compresiei, când se măreşte viteza prin soluţiile prevăzute în construcţia camerei de aredere, se valorifică organizarea mişcării imprimată iniţial. La motoarele în patru timpi canalului de admisie i se prevede o configuraţie care să imprime direcţia de mişcare nm t n mm ai dorită a încărcăturii proaspete >min a) b) (fig.2.18), fie prin canale ■, • Fig.2.17. Influenţa undelor de presiune tangenţiale (fig.2.18,a),fie pnn ,, . , , . , , . asupra coeficientului de umplere diverse paravane fixate pe talerul supapei (fig.2.18,b) sau pe sediul supapei (fig.2.18,c).
F ig .2 .1 8 Configuraţia canalului de admisie la motoarele în patru timpi
Câteva forme aîe canalelor de admisie ale motoarelor în patra timpi, cu carburator se prezintă în fig.2.19, iar pentru motoare cu aprindere prin comprimare în figura 2.20. Cu a ju to ru l unor aparate cu in erţie mi că, cu electrotermoanemometre dispuse în camera de ardere se poate măsura viteza
Fig. 2.19. Forme de dispunere ale canalelor de admisie în chiulasă la MAS cu diferite camere de ardere: a)semisferice; b)semipană; c)în piston încărcăturii în timpul admisiei în funcţie de unghiul de rotaţie al manivelei arborelui cotit. 2.2. Umplerea m otoarelor în doi timpi 2.2.1. Sisteme de spălare La motoarele în doi timpi, spre deosebire de cele în patru timpi, L— --------- 1 | ' evacuarea gazelor arse din cilindru nu Fig. 2.20. Forme ale canalelor de admisie în chiulasă se mai face sub la MAC cu diferite camere de ardere: a- în piston; acţiunea pistonului, ci b - cameră de turbulenţă sub acţiunea curentului de gaze proaspete comprimate.
Eficacitatea procesului de schimb de gaze la motoarele în doi timpi este determinată de calităţile sistemului de baleiaj, de gradul său de perfecţiune. In funcţie de caracterul mişcării curentului de gaze în cilindru, sistemele de baleiaj (spălare) se împart în sisteme cu baleiaj în buclă sau contracurent şi cu echicurent. Sistemul de spălare în buclă, sau contracurent este realizat prin lumini practicate în partea inferioară a cilindrului după cum se vede în figurile următoare. In figura 2.2 1 ,a se prezintă sistemul de spălare în contracurent cu canal de admisie înclinat şi piston plat. Spălarea este mai bună ca în cazul precedent. d) In figura 2.21,b se prezintă sistemul de spălare în contracurent cu piston fasonat. Gazele de spălare sunt conduse pe un drum complicat, ceea ce provoacă rezistenţe gazodinamice mari. In figura 2.21,c se arată spălarea cu curent în cruce, care asigură o traiectorie naturală şi o spălare bună. b) ci In figura 2 .2 1 ,d ,e ,f se Fig. 2.21 Schemele sistemelor de prezintă sistemul de spălare în spălare în contracurent contracurent prin curent întors. Curentul de gaze în acest caz este îndepărtat către peretele adiacent prin mai multe tuburi de curent ce se întâlnesc şi dau stabilitate curentului general. Peretele serveşte drept suprafaţă de conducere a curentului care se întoarce în capul cilindrului, pentru a se îndrepta apoi în jo s spre canalele de scăpare. Sistemele de baleiaj în echicurent se aplică la motoarele cu turaţie
ridicată şi cu supraalimentare, deoarece la aceste motoare baleiajul în buclă se face cu o difuzie a gazelor proaspete în gazele arse şi spălarea nu mai este eficientă. Dintre aceste sisteme de baleiaj, cea mai largă răspândire o are baleiajul mixt cu lumini şi supape arătat în figura 2.22. Schema b asigură o fună formare a amestecului la motoarele cu aprindere prin comprimare, datorită introducerii tangenţiale a gazelor proaspete în cilindru. Deşi aceste scheme anulează avantajul simplităţii distribuţiei motoarelor în doi timpi, ele au căpătat o largă răspândire din cauza eficacităţii spălării care se apropie de cea a motoarelor în patru timpi. Baleiajul în echicurent se mai poate obţine şi pe motoare cu doi cilindri paraleli Fig.2.22. Schemele sistemelor de ce comunică între ei sau cu pistoane spălare în echicurent, cu supape de opuse. evacuare
2.2.2. motorul în doi timpi
Influenţa fazelor de distribuţie asupra umplerii la
Canalele şi direcţia imprimată curentului de gaze proaspete trebuie concepută în aşa fel, ca acestea, pătrunzând prin lumina de admisie să împingă restul gazelor în afară, tot timpul cât pistonul lasă deschisă lumina de admisie. Pistonul în cursa sa către p.m .s. închide întâi lumina de admisie şi apoi lumina de scăpare după cum se vece în figura 2.23. Timpul cât după închiderea admisiei scăparea rămâne deschisă între î.a. şi î.e. este un timp inutil ce nu se poate evita la motorul cu lumini şi compresie în carter. Deplasarea mai departe a pistonului spre p .m .s. produce comprimarea gazelor proaspete deasupra pistonului şi crează depresiune în carter sub piston. Când pistonul descoperă lumina de admisie în pompa
formată de interiorul carterului gazele proaspete sunt absorbite din conducta de admisie în carter. In cursa descendentă pistonul închide mai întâi lumina de admisie în pompă şi comprimă amestecul sau aerul din carter. Se deschid apoi luminile de evacuare şi după o anumită deplasare a pistonului se deschid şi luminile de admisie, permiţând gazelor proaspete să treacă în cilindru şi să producă spălarea, respectiv umplerea. Fazele optime de distribuţie se stabilesc din condiţia ca în momentul deschiderii luminilor de admisie, presiunea gazelor arse în cilindru să fie suficient de redusă pentru asigurarea unui baleiaj eficient. Astfel, unul din elementele fundamentale care influenţează desfăşurarea procesului de baleiaj este avansul la deschiderea lumninilor de Fig. 2.23. Schema fazelor de , . .. .. . , , „ , . evacuare in raport cu momentul deschiderii distribuţie la m otorul in doi , . , . . . ţlmp i lum inilor de admisie. Acest avans se numeşte avans relativ şi este:
5 = a de ~ *db La un avans relativ prea mare al scăpării rezultă pierderi prea mari din lucrul mecanic util, după cum se vede în diagrama p v din figura 2.24. La un avans relativ prea mic rezultă o spălare nesatisfăcătoare. Avansul prea mare mai conduce şi la pierderi de gaze proaspete prin lumina de evacure. Rezultate foarte bune se obţin cu diagrame asimetrice de distribuţie (fig.2.25) care se realizează în cazul motoarelor cu baleiaj mixt, deoarece camele pot realiza unghiurile de deschidere şi închidere dorite, decalat faţa de unghiurile de admisie determinate de poziţia luminilor pe cilindru. Şi în acest caz fazele optime se determină de unghiul de avans relativ 5. Diagram e asimetrice se pot obţine şi la motoarele cu pistoane paralele.
P
F ig.2.24 Avansul relativ deschiderea evacuării fa ţă deschiderea admisiei
la de
Experienţa arată totodată că eficienţa maximă a procesului de Fig.2.25. Fazele asimetrice de baleiaj se obţine atunci, când distribuţie presiunea din cilindru la deschiderea luminilor de baleiaj (p(ft) se află întrun anumit raport faţă de presiunea dată de pompa de baleiaj (pk) şi anume: (2 .20 ) Acest raport R se numeşte raport iniţial de baleiaj, iar presiunile care-1 determină se prezintă în diagrama de baleiaj din figura 2.26. Dacă presiunea din cilindru în momentul deschiderii luminilor de baleiaj este prea ridicată {R> 1) gazele proaspete nu pot intra în cilindru, accesul lor, fiind posibil numai după micşorarea presiunii, când s-a ajuns la mărirea apreciabilă a secţiunilor de trecere. In momentul respectiv pătrunde în cilindru un curent prea puternic de gaze proaspete ce se îndreaptă spre luminile de evacuare. Ulterior el se bifurcă şi produce un vârtej în partea superioară a cilindrului care împiedică dislocarea gazelor arse şi intensifică amestecarea lor cu gazele proaspete. Totodată, se favorizează trecerea gazelor proaspete în colectorul de evacuare. Schema curgerii în acest caz se arartă în figura 2.27. Dacă presiunea p ^ este mult mai mare decât p k, se poduce şi o trecere de gaze arse în colectorul de baleiaj, intesificând fenomenul de amestecare.
In cazul când presiunea din cilindru în momentul deschiderii luminilor de baleiaj este prea redusă, atunci curentul de gaze proaspete pătrunde în cilindru, ceea ce intensifică amestecarea cu gaze arse. Totodată, curentul, având o penetraţie ridicată transversează uşor cilindrul şi măreşte scăpările de gaze proaspete prin luminile de evacuare. Prin urmare raportul iniţial de baleiaj are o valoare optimă, pentru care curenţii de gaze proaspete pătrund relativ liniştit în cilindru, se ridiică iniţial în sus, tangent la peretele adiacent lum inilor de baleiaj, înspre luminile de evacuare şi produc o turbulenţă minimă cu un grad redus de amestecare, cu scăpări minime de gaze proaspete prin luminile de de evacuare. Acest raport are valori cuprinse în limitele R = 1,1-1,8; U nghiul de deschidere al lu m inilor de baleiaj 2 2 7 B ipoate fi de asemenea optimizat şi în funcţie de timpul f u r c a ţ i a cu. afectat admisiei. rentului de gaze Dacă luminile de baleiaj se deschid la un unghi p r o a s p e t e la foarte mic (se micşorează înălţimea luminilor, dar admisie secţiunea maximă de trecere rămâne neschimbată prin mărirea lăţimilor), atunci la o turaţie constantă, timpul disponibil pentru trecerea gazelor proaspete în cilindru devine insuficient, înrăutăţindu-se umplerea. Dacă deschiderea luminilor de baleiaj se face la un unghi foarte mare, prin mărirea înălţimilor luminilor de baleiaj cu menţinerea neschimbată a secţiunii de trecere, eficienţa procesului de baleiaj nu creşte, cursa utilă se reduce şi scade puterea litrică a motorului.
Optimizarea momentului de deschidere a luminilor de baleiaj se face şi în strânsă corelaţie cu momentul de închidere a acestor lumini, deoarece gazele proaspete pătrund în cilindru chiar şi după ce pistonul a depăşit punctul mort inferior. La o distribuţie simetrică de baleiaj a.db=a.lb, deci se optimizează simultan cele două momente. M om entul de închidere a lu m inilor de evacuare la o distribuţie simetrică nu poate fi optimizat, pe când la o distribuţie asimetrică acesta se poate optimiza. Dacă se notează cu 8 7 = a te - cclb, atunci pentru 6/ > 0 distribuţia este simetrică, pentru S / = 0 se elimină postevacuarea la distribuţia asimetrică şi pentru 6 7 < 0 se obţine supraalimentarea. Momentul închiderii luminilor de evacuare trebuie să se stabilească şi în funcţie de oscilaţiile de presiune din conducta de evacuare, şi anume, să se realizeze închiderea în momentul când în apropierea lum inilor de evacuare presiunea în conductă este ridicată. In acest caz, scăpările de gaze proaspete din cilindru în conducta de evacuare se reduc şi presiunea de admisie se ridică, după cum se vede în figura 2.22 punctul a ' . O situaţie nefavorabilă se prezintă în figura 2.29. Aşa se explică faptul că la utilizarea unui amortizor de zgomot, care introduce o rezistenţă gazodinamică importantă în conducta de evacuare, puterea motorului nu numai că nu s-a micşorat, ci a înregistrat (în anumite condiţii F ig.2.28 Oscilaţiile depresiune în cilindru de încărcare) 0 creştere de şi conducta de evacuare „ . .. . . . * 50 %. Prezenţa amortizorului de zgomot a determinat o asemenea modificare a frecvenţei şi am plitudinii oscilaţiilor de presiune, încât a făcut posibilă eliminarea fenomenului de postevacuare. Unghiurile de deschidere ale lum inilor pentru motoarele m onocilindrice cu trei canale sunt: a c= 60-70° RAC faţă de p.m .i. a b=45-55° RAC faţă de p.m .i.
a p=65-75° RAC faţă de p.m .s. Diagrama de distribuţie desenată pe un cerc de diametru egal cu cursa pistonului S, determină la scara 1/1 înălţimile lum inilor, care în raport cu cursa pistonului sunt: HC= (0,22-0,26)S Hb=(0,16-0,18)S Hp= (0,25)S . Pentru motoarele cu aprindere prin comprimare fazele de distribuţie sunt date în
Fig.2.29. Situaţie nefavorabilă a oscilaţiilor de presiune la închiderea evacuării
tabelul 2.3. Tabelul 2.3
Fazele de distribuţie ale motoarelor în doi timpi Organele de distribuţie Deschiderea înainte de închiderea după p.m .i. p .m .i. în °RAC în °RAC Evacuare (scăpare) 50-65 50-65 lumini supape
80-90
55-65
Admisie (baleiaj) lumini
30-50
30-50
Dimensiunile canalelor de distribuţie sunt prezentate în tabelul 2.4. Tabelul 2.4. _________ Dimensiunile canalelor de distribuţie_________________ Canalul în echicurent în contracurent Admisie
Evacuare prin lumini
Lăţimea
înălţimea
(0,25-0,40)irD (0,08-0,15)S (0,60-0,75)irD (0,08-0,15)S
cu două rânduri de lumini 0,25-0,40)xD (distanţa dintre marginea superioară a luminilor şi piston)
(0,25-0,35)S
în echicurent
(0,5-0,6) ttD
(0,15-0,35)S
în contracurent
(0,2-0,35)irD
(0 ,15-0,35)S
jF
3 3 o 0 9 /? < j 3 2 2 Z
2.2.3. Parametrii schimbării gazelor la motoarele în doi timpi D intre parametrii care influenţează cel mai mult procesul de schimbare a gazelor, cei mai importanţi sunt următorii: presiunea gazelor de spălare p k şi temperatura lor Tk, coeficienţii de baleiaj 4>0 şi coeficientul de exces de gaze proaspete , presiunea gazelor la începutul evacuării p ^ şi temperatura acestora presiunea gazelor arse în conducta de evacuare p iv, presiunea gazelor din cilindru la deschiderea lum inilor de baleiaj p^,, presiunea medie din cilindru p dI în perioada baleiajului, viteza gazelor în orificiile de distribuţie W. Presiunea gazelor de spălare p k manifestă influenţă asupra intensităţii desfăşurării baleiajului şi umplerii şi influenţează hotărâtor mărimea presiunii la începutul compresiei pa. De aceea presiunea p k se alege în funcţie de turaţia şi presiunea medie efectivă a motorului şi în funcţie de tipul sistemului de baleiaj, respectiv de pierderile de energie corespunzătoare. De obicei, presiunea p k se alege ca la motoarele similare existente şi, apoi se corectează în timpul încercării sistemului de baleiaj. Orientativ se recomandă următoarele valori: pk= (l,2 -l,5 )p 0 la motoarele rapide cu compresor acţionat mecanic; pk= (l,5 -l,7 )p 0 la motoarele rapide cu turbosuflantă; p k= ( l ,7-5,0)po la motoarele rapide cu turbosuflantă cu supraalimentare. Presiunea p k este mai mare la motoarele cu evacuare prin supape decât la motoarele cu evacuare prin lumini. Ridicarea presiunii p k măreşte consumul de putere la comprimarea gazelor proaspete, deci la acţionarea compresorului de către motor. Temperatura gazelor de spălare Tk depinde de temperatura mediului Ta, presiunea p k, tipul şi construcţia compresorului (care determină caracterul procesului de comprimare), precum şi de intensitatea răcirii gazelor (dacă se aplică). Temperatura Tk se poate determina din următoarea expresie: (2 . 21)
unde:
A 7 ^ . = 30-50 K (şi mai mult) reprezintă răcirea aerului comprimat în vederea îmbunătăţirii umplerii; m — exponentul politropic de compresie specific compresorului. Exponentul politropic de compresie are următoarele valori: m = 1,6-1 ,8 pentru compresoare rotative (Roots); m = 1, 8- 2,0 pentru compresoare centrifugale nerăcite; m = 1,4 - 1,8 pentru compresoare centrifugale răcite. Pentru aprecierea gradului de perfecţionare a sistemului de baleiaj din punctul de vedere al consumului de gaze proaspete şi pentru determinarea debitului acestora se folosesc coeficienţii de baleiaj 3>0 şi t şi coeficientul de exces de gaze proaspete 4>. Coeficientul normal de baleiaj este raportul dintre volumul de gaze proaspete de spălare refulate de suflantă în cilindru la un ciclu, Va, adus la condiţiile iniţiale p a, T0, pe volumul Vh descris de piston: = Y
(2.22)
Acest coeficient se aplică în unele cazuri la calculul procesului de spălare pentru motoarele lente de mare putere şi are valori cuprinse între urm ătoarele valori limită: * 0= 1,4-2,4 Coeficientul de baleiaj reprezită raportul dintre volumul de gaze de spălare Vk refulate în cilindru la un ciclu, adus la condiţiile p k şi Tk din colectorul de admisie, pe cilindreea Vh. K = 17
(2-23)
vh
Coeficientul depinde în principal de sistemul de baleiaj şi de presiunea gazelor proaspete p k, crescând cu mărirea acesteia. Valorile lui se află în limitele următoare: $ k = 1,3 -1,5 pentru motoarele rapide de automobile cu compresor; $ k = 0,5 -0,8 pentru motoarele cu baleiaj prin carter. Pentru calculul spălării, în deosebi la presiuni p k ridicate, se recomandă să se utilizeze $ k şi nu 4>„ deoarece el ia în considerare starea
gazelor înaintea organelor de admisie şi dă o imagine mai corectă despre volumul gazelor de baleiaj. Relaţia dintre coeficienţii o şi se poate obţine raportând expresiile lor şi înlocuind volumele în funcţie de presiuni şi temperaturi: Vo P * T 0 Vk
P o T*
deci *0 =
P oTk
Şl
P jo
(2 -24)
Coeficientul de exces de gaze proaspete $ este dat de raportul cantităţii de gaze proaspete în greutate Gsp refulate în cilindru de către suflantă pentru spălare la un ciclu, pe cantitatea rămasă în cilindru după închiderea organelor de distribuţie Ga, adică: P' $ = —32
(2.25)
Ga
M ărimea coeficientului de exces de gaze proaspete pentru m otoarele existente se află între următoarele limite: = 1,3 - 1,9 pentru motoarele cu suflantă independentă; $ = 1,1 - 1,2 pentru mortoarele cu baleiaj prin carter. Dependenţa dintre coeficienţii <$k şi $ se poate obţine din expresia coeficientului 4>, făcând următoarele înlocuiri: = —
I
G .= —
(2.26)
după care:
G*P _= Vk. 1 4> = —£P Ga
Vh T\v
_ *k
(2.27)
»lv
d e u n d e :® ^ = $-T}„ (2.28) In aceste expresii s-au notat: tjv - coeficientul de umplere al cilindrului; Vh - volumul gazelor rămase în cilindru raportate la starea gazelor din conducta de admisie;
vk - volumul specific al gazelor în conducta de admisie. Perfecţionarea sistemului de baleiaj trebuie să conducă Ia îmbunătăţirea spălării şi umplerii cilindrului cu un consum minim de gaze proaspete, deci cu micşorarea coeficienţilor $>. Presiunea şi temperatura gazelor la începutul evacuării depinde de tipul motorului, presiunea medie efectivăp e, coeficientul de exces de aer X la arderea combustibilului, turaţia şi sistemul de baleiaj. La proiectarea motoarelor, presiunea p df şi temperatura Tde se determină din calculul termic, cu socotirea avansului la deschiderea evacuării. Presiunea p ^ se poate obţine şi pe cale experimentală cu ajutorul diagram elor indicate, ceea ce permite să se recomande valori ale presiunii respective după cum urmează: Pdc = (2,0-3,0) pk pentru motoarele de turaţie mică; Pde = (3,0-4,0) pk pentru motoarele de turaţie ridicată cu lumini; p ^ = (4,0-5,5) pk pentru motoarele rapide cu supape de evacuare. M otoarele cu turbosuflantă lucrează cu avans mai mare la evacuare şi din acest motiv presiunea p & este la limita superioară. Temperatura Tde nu se poate determina simplu pe cale experimentală din care cauză se aproximează după diagrama indicată şi orientativ are următoarelr valori: = 1000-1600 K; Valorile mari se referă la ciclurile cu temperaturi maxime ridicate. D e asemenea trebuie reţinut că temperatura este mai mare în cazul m otoarelor cu evacuarea prin supape decât la motoarele cu lumini de evacuare, deoarece supapele trebuie să înceapă a se deschide cu un avans mai mare pentru a asigura secţiunea de curgere necesară, apropiată de cea dată de luminile de evacuare. Pentru motoarele cu spălare în echicurent se recomandă următoarea form ulă pentru calculul temperaturii 7^: Td* = Tk^
(2.29)
Pk
Presiunea gazelor în conducta de evacuare p„ depinde de tipul, construcţia şi condiţiile de funcţionare ale motorului. La evacuarea liberă, la m otoarele în doi timpi, presiunea în conducta de evacuare este: Pev = (1,05-1,10) p .
La motoarele în doi timpi cu turbosuflantă, presiunea p tv se determină de către sistemul de spălare şi de presiunea gazelor la ieşirea din compresor, respectiv se ia: pev = (0,75 - 0,9) pk
Presiunea gazelor din cilindru la deschiderea luminilor de admisie p /ib depinde de sistemul de spălare şi de turaţia motorului. Această presiune este de obicei mai mare decât presiunea de spălare p k, însă trecerea gazelor arse din cilindru în conducta de admisie este neînsemnată şi nu se manifestă o influenţă însemnată asupra calităţii spălării şi umplerii. Aceasta se explică prin faptul că secţiunea de trecere este mică şi efectul de ejecţie al fluxului de gaze de evacuare este preponderent. Pentru motoarele cu spălare în echicurent şi turaţia de 15002000 rot/m in se recomandă pdb = ( l , l - l , 8)pk. La motoarele lente cu lumini de evacuare presiunea pdb este foare apropiată de presiunea p k, deoarece la aceste motoare efectul de ejecţie este slab. Presiunea medie din cilindru pa7 în timpul baleiajului (evacuării forţate) poate fi dedusă din expresia coeficientului de cădere relativă de presiune în organele de evacuare: g _ PoK~Pav
(2.30)
Pk~Pev
de unde: pd, = a (pk- p j + pw
(2.31)
Coeficientul de cădere relativă a presiunii în organele de evacuare,
a are valori cuprinse în următoarele limite: a — 0,5-0,9 pentru motoarele cu supape de evacuare, cu baleiaj în echicurent;
a — 0,3-0,5 pentru motoarele cu baleiaj în echicurent, cu lumini de evacuare;
a = 0,4-0,75 pentru motoare cu baleiaj în contracurent.
Presiunea în cilindru la începutul compresiei este: p a= (0,85-1,0)
pk pentru
motoarele rapide;
pa = — ---- pentru motoarele lente.
Volumul cilindrului în momentul începerii spălării (sfârşitul evacuării libere), pentru calculul schimbului de gaze se poate lua orientativ în lim itele următoare: Vda = (0,9-1,05) Vu Viteza medie convenţională a gazelor de spălare şi evacuare G -v W« r - f - T A »v'
W„, =
- pentru evacuarea liberă;
$ V h- G
"
v
r 0
(2.32)
[m/s] - pentru evacuarea forţată;
(2.33)
- pentru admisie,
(2.34)
A ,v ff K unde:
$ Vh = - r -2 Aa
A ev - cronosecţiunea la evacuarea liberă [m 2s]; A ^ f - cronosecţiunea la evacuarea forţată [m 2s]; A a - cronosecţiunea la admisie [m 2s];
V0 - volumul specific al gazelor în condiţiile iniţiale. In tabelul 2.5 se dau orientativ vitezele medii de cugere a gazelor în organele de distribuţie.
2.2.4 Parametrii de apreciere a calitătii baleiajului In procesul spălării nu se poate evita complet amestecarea gazelor proaspete cu gazele arse, ceea ce conduce la faptul că la începutul compresiei, în cilindru se va afla un ameste de gaze proaspete cu gaze reziduale. Prin perfecţionarea sistemelor de baleiaj se tinde să se reducă la minim conţinutul de gaze reziduale din cilindru cu un consum minim de putere pentru comprimarea gazelor proaspete.
Tabelul 2.5 Viteza medie de curgere a gazelor în organele de distribuţie Rapiditatea motorului [m/s]
Fazele schimbării gazelor Evacuare liberă Evacuare forţată Admisia
prin lumini
Lente
Rapide
200-500
400-1000
50-150
100-200
prin supape
50-100
75-150
cu un rând de lumini
120-140
150-250
cu două rânduri de lumini şi supape automate
60-130
120-200
La încercările obişnuite ale motoarelor în doi timpi, calitatea baleiajului şi umplerii se apreciază global după indicii tehnico-economici ai m otorului, respectiv după presiunea medie efectivă şi consumul specific efectiv, care depind şi de alţi factori în afară de baleiaj. Aceşti indici reflectă şi calitatea formării amestecului, randamentul arderii, pierderile mecanice şi termice etc. Pentru aprecierea separată a calităţii proceselor de spălare şi umplere se utilizează randamemtul spălării, coeficientul gazelor reziduale şi coeficientul de purificare a încărcăturii cilindrului. Randamentul spălării este dat de raportul dintre cantitatea de gaze proaspete reţinute în cilindru la începutul compresiei, pe întreaga cantitate de gaze aflate în cilindru în acelaşi moment, adică: r\ ^
= -----— \M 0 + Mr
( 2. 35) 1 +Yr
unde: LM0 - cantitatea reală de aer reţinută în cilindru la începutul compresiei în km ol/kg combust.; Mr - cantitatea de gaze reziduale în km ol/kg combust. Coeficientul gazelor reziduale y r se poate determina pe cale experimentală prin analiza probelor de gaze prelevate din cilindru în timpul
compresiei printr-o supapă comandată electromagnetic sau prin camă. Coeficientul gazelor reziduale şi randamentul spălării trebuie să aibă valorile din tabelul 2 . 6 . Tabelul 2 .6 Valorile y r şi r\SDpentru motoarele în doi timpi contemporane Tipul sistemului de baleiaj In echicurent cu lumini
7, 0,04-0,10
V™ 0,96-0,91
In echicurent cu lumini şi supape
0,06-0,15
0,94-0,87
Cu lum ini, cu compresor separat de baleiaj
0,08-0,25
0,92-0,80
Cu lumini, cu baleiaj prin carter
0,25-0,40
0.80-0,71
Coeficientul de purificare a încărcăturii 17, este dat de raportul dintre cantitatea gazelor reziduale Mr şi cantitatea totală de gaze aflate în cilindru la începutul compresiei, adică: M. Yr n ' = 7\ M I T0T +7 Mr 7 = 11T+ Y~r = 1_T1v ^
<2-36)
Aprecierea cantitativă a procesului umplerii se face cu ajutorul
coeficientului de umplere i/v, unde eu raportul de comprimare util, respectiv: -------- --------------------
«I/-1 P k Ta 1 +Yr
(2 -37)
Pentru aprecierea sistemelor de baleiaj din punctul de vedere al consumului de gaze proaspete pentru realizarea spălării şi umplerii cilindrilor se folosesc coeficienţii de baleiaj şi t şi coeficientul de exces de gaze proaspete, precum şi inversul acestui coeficient de utilizare a gazelor proaspete i}0 , care este dat de raportul dintre cantitatea de gaze reţinute în cilindru la începutul compresiei şi întreaga cantitate de gaze proaspete introdusă în cilindru la un ciclu, adică:
Ga
1
Tlu = ~zr~ ~ ~ G sp
(2.38)
®
Se consideră cel mai bun sistem de baleiaj care în aceleaşi condiţii
asigură o calitate ridicată a schimbului de gaze, cu valori mici ale coeficienţilor şi $ pentru că aceasta este însoţită de o scădere a consumului de putere la comprimarea gazelor proaspete şi o mărire generală a indicilor tehnico-economici ai motorului.
3. PROCESUL DE COMPRIMARE Procesul de comprimare trebuie realizat în aşa fel, încât să se creeze cele mai bune condiţii pentru arderea amestecului de combustibil şi aer, precum şi pentru mărirea căderii termice a ciclului şi a gradului de destindere a gazelor arse. Prin toate acestea se tinde să se creeze condiţiile necesare pentru mărirea randamentului motorului. In ciclul real al motorului procesul de comprimare este însoţit de schimburi reciproce de căldură între mediul de lucru şi piesele motorului, deci procesul nu este adiabatic. Aceste schimburi de căldură au un caracter complex şi nu pot fi exprimate cu exactitate prin relaţii termodinamice. De aceea se aproximează că procesul de comprimare se desfăşoară politropic cu un exponent constant. In figura 3.1 se prezintă variaţia relativă a exponentului politropic («,) şi a d ia b a tic (k ) în tim pul compresiei (ac). La în c e p u tu l comprimării mediul de lucru are o tem peratură mult mai mică decât pereţii cu care vine în contact şi din această cauză în prim a perioadă a compresiei Fig.3.1. Variaţia presiunii şi expo(am) schimbul de căldură este nentului politropic în tim pul compresiei de la piese la gaze (Q ’). Exponentul politropic aparent va fi mai mare decât cel adiabatic în acest caz (n ,> k ). M otoarele de automobile şi tractoare lucrează cu întârziere la închiderea supapei de admisie, din care cauză comprimarea sub acţiunea pistonului începe după p .m .i., în prima parte, fiind ajutată prin aport de gaze. Pe măsura deplasării pistonului către p .m .s. temperatura mediului de lucru se măreşte şi depăşeşte temperatura pieselor cu care vine în
contact, datorită cărui fapt gazele cedează căldura pieselor respective (Q 1'). Exponentul politropic în acest caz scade sub valoarea exponentului adiabatic (n ,< k ). In funcţie de temperaturile locale ambele sensuri de schimb de căldură pot avea loc concomitent: primire de căldură de la piesele puternic, încălzite şi cedare de căldură spre piesele mai puternic răcite. A p ro ap e de p .m .s., deşi mediul de lucru a re aproape tem peratura maximă de com prim are, exponentul politropic începe să crească fără a depăşi, însă, exponentul adiabatic. Aceasta se explică prin faptul că la s f â r ş i t u l compresiei mediul de lucru vine în contact cu piesele cele mai puternic încălzite, iar suprafaţa de transmitere a căldurii devine Fig.3.2. Variaţia presiunii şi temperaturii în timpul foarte mică, din compresiei: Ta =320K; p a= 0 ,lM P a ; n , ’= l,5 ; care cauză căldura n , ” = l ,28; n, = l ,33; Tci,=460K. cedată de gaze pereţilor se reduce apreciabil.
Potrivit datelor experimentale căldura cedată de mediul de lucru pieselor cu care vine în contact pe porţinea (mc) este mai mică decât cea prim ită de mediu de la piese pe porţiunea (am). De aceea, exponentul politropic mediu (n,) todeauna va fi mai mic decât exponentul adiabatic (k), deci curba presiunii la comprimare politropică cu exponent mediu va fi sub cea a com prim ării adiabatice (figura 3 .2 ,a). D e asemenea variaţia temperaturii în timpul compresiei va depinde de schimbul de căldură dintre gaze şi pereţi, deci de valoarea exponentului politropic de compresie (fig.3.2,b). In figura 3.2,c se prezintă variaţia param etrilor gazelor la sfârşitul compresiei pentru motorul cu aprindere prin comprim are, în cazul injectării combustibilului (linia continuă), şi în cazul com prim ării fără injecţie de combustibil (liniepunctată). După cum se vede, în momentul de început de injecţie (punctul 1), datorită căldurii cheltuite pentru încălzirea şi vaporizarea combustibuilului în timpul întârzierii la autoaprindere, creşterea temperaturii şi presiunii este mai mică faţă de cazul comprim ării fără injectarea combustibilului. V alorile medii ale exponentului politropic de compresie sunt cuprinse între urm ătoarele limite: n, = 1 ,3 2 -1 ,3 9 pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, cu benzină; n, = 1 ,3 -1 ,3 8 pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, cu gaze; n, = 1 ,3 6 -1 ,4 1 pentru motoarele cu aprindere prin comprimare.
3.1. Factorii care influenţează procesul de comprimare V alorile medii ale exponentului politropic de compresie n, depind de modul d e. formare a amestecului, turaţie, dimensiunile cilindrului, intensitatea răcirii, forma camerei de ardere şi particularităţile constructive ale motorului. In cazul formării amestecului în exterior, prezenţa vaporilor de combustibil în amestec în timpul compresiei măreşte căldurile specifice ale amestecului de gaze cu micşorarea raportului lor şi, deci, micşorează valoarea exponentului mediu politropic. D e aceea exponentul politropic m ediu al com prim ării are valori mai ridicate la motorul cu aprindere prin comprimare decât la cel cu aprindere prin scânteie.
Cu mărirea turaţiei motorului, exponentul politropic se măreşte, deoarece se micşorează durata procesului de comprimare şi, prin urmare, se micşorează schimbul de căldură de la gaze la piesele cu care vin în contact. In plus, la turaţii ridicate sunt mai mici pierderile de gaze prin jocul dintre piston şi cilindru, ceea ce echivalează cu reducerea pierderilor de căldură ale mediului, conducând tot la creşterea exponentului politropic. Pe cale experimentală s-a stabilit următoarea relaţie a exponentului politropic în funcţie de turaţie:
n, = 1,41 - ^ n
(3.1)
unde A — 100 - 250, valorile mari fiind pentru motoarele cu turaţiile maxime mai puţin ridicate. In figura 3.3 se prezintă variaţia exponentului politropic de compresie în funcţie de turaţia arborelui cotit. La motoarele cu carburator apare o variaţie n, = f(n ) numai la sarcini parţiale, în timp ţe la la sarcină plină n ,—const. şi nu depinde de turaţie. La M AC se observă că exponentul n, creşte cu creşterea turaţiei.
800
1600
2400
n rotjmin.
Fig. 3.3. Variaţia exponentului politropic de compresie mediu în fu n cţie de turaţie:!-M AC rapid cu cursă scurtă; 2-M AC construcţie clasică;3-MAS la deschideri ale obturatorului de 2 0 %, 40% şi 100%; 4-MAS de autocamion La creşterea temperaturii medii a procesului de comprimare, căldurile specifice ale gazelor comprimate şi căldura cedată pereţilor cilindrului se măresc, deci, exponentul politropic se micşorează. De aceea
la m otoarele cu supraalimentare exponentul politropic va fi mai mic decât la motoarele fară supraalimentare, deoarece la primele mediul de lucru are o temperatură iniţială la comprimare mai ridicată. M ărirea intensităţii răcirii motorului conduce la scăderea tem peraturii pereţilor cilindrului şi chiulasei, astfel căldura cedată de gaze pieselor va creşte şi se va micşora coeficientul politropic. D e aceea la m otoarele răcite cu aer exponetul politropic va fi mai mare decât la m otoarele răcite cu lichid. L a motoarele cu dimensiuni mari ale cilindrului, exponentul politropic va avea valori mai mari deoarece suprafaţa relativă de transmitere a căldurii raportată la unitatea de volum a cilindrului se micşorează cu m ărirea diametrului cilindrului. Form a complexă a camerei de ardere, care este caracterizat de m ărim ea raportului suprafeţei camerei de ardere pe volumul său şi care are rolul de a mări mişcarea turbională în cameră, conduce la micşorarea exponentului politropic n,. L a motoarele cu cameră compartimentată exponentul politropic este mai mic decât la cele cu injecţie directă. Aceasta se explică prin trecerea mai intensă a căldurii de la gaze la pereţi şi prin pierderile de energie la trecerea gazelor din camera principală în cea suplimentară. Influenţa sarcinii şi raportului de comprimare asupra coeficientului politropic este neînsemnată. D in prim ul capitol s-a văzut că la mărirea coeficientului de com prim are se măreşte randamentul termic al motorului. La motoarele cu carburator raportul de comprimare trebuie ales în aşa fel, încât temperatura şi presiunea la sfârşitul compresiei să nu depăşească acele valori la care se produce autoaprinderea amestecului. Prin urm are, temperatura amestecului la sfârşitul compresiei trebuie să fie sub temperatura de autoaprindere a acestuia. La motoarele cu aprindere prin comprimare temperatura la sfârşitul compresiei trebuie să fie cu 200-300K mai mare decât temperatura de autoaprindere pentru ca în orice condiţii şi, în special, la pornire să se asigure autoaprinderea combustibilului. D in aceste motive raportul de comprimare se alege în limitele 6-11 pentru m otoarele cu carburator şi 16-23 pentru motoarele cu aprindere prin
comprimare.
3.2. Mişcarea încărcăturii în timpul comprimării Pentru a se obţine o înaltă eficienţă a proceselor de ardere este necesar ca la sfârşitul comprimării să se ajungă la o mişcare organizată a încărcăturii în camera de ardere. Viteza şi direcţia de mişcare a încărcăturii depinde de mişcarea imprimată acesteia prin sistemul de admisie, de turaţia arborelui cotit şi de tipul camerei de ardere. La toate camerele de ardere mişcarea încărcăturii imprimată în timpul admisiei se păstrează şi în timpul compresiei într-o măsură mai mică sau mai mare. Insă, uneori această mişcare este insuficientă pentru desfăşurarea eficientă a procesului de ardere. Din această cauză se intensifică mişcarea încărcăturii, aplicând diferite soluţii constructive pentru camerele de ardere şi pentru capul pistonului. In figura 3.4 se p/s] prezintă variaţia vitezei tangenţiale a încărcăturii în timpul compresiei, în funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit, în cazul unui motor cu i carburartor cu cam eră de Z' ardere neprevăzută cu 300 260 w Pns. ci M 220 tea elemente de intensificare juJ._ jm tntd tnc/tidtrii km MSupapei d l admisie a turbionării. După cum Comprimare se vede pentru rapoarte de comprimare de 6 Fig.3.4. Variaţia vitezei amestecului în timpul (curba 1) şi de 12 (curba compresiei în funcţie de unghiul de rotaţie a 2), la turaţia de 900 manivelei la un motor cu carburator: l-e = 6 ; rot/m in, în apropiere p .m .s. amestecul m işcă cu o viteză de existenţa unor pulsaţii
de 2-e—12. se aproximativ 3 m/s, iar măsurătorile au evidenţiat ale vitezei.
La motorul cu aprindere prin comprimare cu injecţie directă cu camera de ardere de forma celei 40 \ reprezentate în figura 3.5, se > 20 conservă direcţia de mişcare ‘ ■“ - i imprimată aerului în timpul O P.M .S. 2 4 0 2 8 0 3 2 0 P A I. d i admisiei. Viteza aerului se măreşte a) în timpul apropierii pistonului de 20 p.m .s. ca urmare a trecerii aerului 16 din spaţiul de deasupra muchiei 1 pistonului spre volumul din centrul / 12 t camerei de ardere (figura 3 .5 ,a). La turaţia de 2100 rot/m in viteza V aerului la periferia camerei de ardere este de 15-20 m/s când pistonul se află în p .m .s. j M ăsurătorile efectuate la mai multe 40 6 0 /> x\ HM 0 1 20 ; m 1 -A______ raze ale camerei de ardere precizate 1 20 r în secţiunea din figura 3.5,b au J /' arătat că spre centrul camerei viteza mO\l aerului devine m inim ă, iar b) componenta sa tangenţială devine Fig. 3.5. Variaţia vitezei aerului în nulă. tim pul compresiei în fun cţie de unghiul La motoarele cu aprindere manivelei M A C cu injecţie directă:a- prin comprimare cu cam eră de după unghiul manivelei l-n = 2 1 0 0 ,2 A . ' „ ° , ’ ardere compartimentata mişcarea n = 9 0 0 rot/min;b-sectiune , . aerului se reauzeaza intr-un compartiment auxiliar al acesteia şi i se im primă viteze superioare. Comprimarea în acest caz este însoţită de importante pierderi gazodinamice.
V
1 V
i1
El
>66
3.3. Calculul parametrilor de stare a gazelor la sfârşitul comprimării! Calculul param etrilor de stare a gazelor la sfârşitul comprimării
utilizând exponenţi politropici variabili este de foarte mare complexitate. D in acest motiv se convine să se calculeze temperatura şi presiunea gazelor la sfârşitul compresiei considerând exponenţii politropici constanţi, cu valori medii pentru întregul proces. Dacă se presupune că începutul comprimării coincide cu p .m .i. iar sfârşitul cu p.m .s. din ecuaţiile politropiei rezultă: (3.2) (3.2) In figura 3.6 se prezintă valorile presiunilor şi temperaturilor la sfârşitul comprimării calculate cu relaţiile (3.2) şi (3.3) pentru trei valori medii ale exponentului politropic de compresie şi pentru Pa = 0 ,0 9 M Pa, respectiv T ,= 3 2 3 K . După cum se vede pentru valori ale exponentului politropic de compresie mediu cuprinse între limitele 1,30-1,40, presiunile şi temperaturile la sfârşitul compresiei se modifică apreciabil. D in acest motiv, valoarea exponentului politropic de compresie trebuie aleasă după datele experimentale obţinute pe motoarele similare ca rapiditate, dimensiuni ale cilindrilor şi parametri constructivi. pc [MPa]
o
4
8
12
re i
Fig.3.6. Variaţia presiunii şi temperaturii la sfârşitul compresiei în funcţie de raportul de comprimare
4. AKBESLEÂ 4.1. Viteza de ardere a amestecurilor de combustibil şi aer in motoare Procesul de transformare a energiei chimice a combustibilului în energie calorică prin reacţii de oxidare, respectiv prin ardere, nu se produce instantaneu cum s-a presupus la analiza ciclurilor ideale, ci în timp finit, respectiv printr-o înaintare treptată a frontului de ardere în masa de amestec de combustibil şi aer. Propagarea frontului flăcării în procesul arderii, adică deplasarea zonei de reacţie, se poate face cu diferite viteze în funcţie de influenţa ce o m anifestă factorii chimici şi fizici ce însoţesc arderea. Viteza de propagare a flăcării împreună cu viteza reacţiilor de oxidare a moleculelor de combustibil determină durata arderii masei de amestec aflat în camera de ardere. D urata totală a arderii întregii cantităţi de amestec se compune din urm ătoarele elemente: - timpul necesar pentru producerea primelor reacţii de ardere (apariţia flăcării); - timpul necesar pentru propagarea zonei de reacţie în întregul volum al camerei de ardere; - timpul necesar pentru desăvârşirea reacţiilor de ardere care se produc în volum de gaze deja străbătut de flacără (în pungile de gaze încercuite de frontul flăcării). Durata primei şi ultimei faze de ardere depinde de viteza reacţiilor chimice de oxidare Wr exprimată prin cantitatea de substanţă ce reacţionează în unitatea de timp pe unitatea de volum, adică de cinetica procesului de oxidare (în kg/cm 3 sau mol/cm3). Durata celei de a doua faze a arderii este determinată de viteza de propagare a flăcării u în m/s care depinde nu numai de viteza reacţiilor chimice, ci şi de alţi factori ca, spre exemplu, de turbionarea amestecului în camera de ardere. Parametrii Wr şi u împreună determină durata totală a procesului
de ardere a unei mase de amestec date, precum şi viteza masică de ardere prin care se înţelege cantitatea de combustibil sau amestec ars în unitatea de timp în întregul volum al camerei de ardere (în kg/s sau M ol/s). Mărimea vitezei masice de ardere W este determinată de vitezele Wr şi u după următoarele relaţii: (4.1) W = Wr V [k g ls1 sau (4.2) W = u -S b [.k g ls| unde : V - volumul străbătut de zona de reacţie [m3]; 5 - suprafaţa frontului flăcării [m2]; 6 - densitatea amestecului [kg/m3]. V iteza m asică de a rd e re sau pe scurt, viteza de ardere este un parametru foarte important al ciclului, deoarece mărimea sa determină viteza de degajare a căldurii şi împreună cu aceasta presiunea şi temperatura gazelor în perioada arderii. Procesul arderii decurge în timp, deci la volum variabil. D e aceea, în ciclurile reale aportul de căldură în procesul arderii este însoţit de pierderi de căldură prin pereţii camerei de ardere. In ansamblu, caracterul desfăşurării procesului de ardere, determinat de viteza de ardere, manifestă o influenţă hotărâtoare asupra desfăşurării ciclului real şi prin urmare, asupra puterii şi economicităţii motorului. La motoarele cu cicluri diferite, procesul de ardere se desfăşoară diferit, deoarece caracterul său depinde de o serie de factori ca: modul de form are a amestecului şi procedeul de aprindere a acestuia. La motoarele cu carburator cu aprindere prin scânteie amestecul este practic omogen. Amestecul pregătit în prealabil este caracterizat de coeficientul de exces de aer X. Arderea acestui amestec în stratul frontului flăcării care se propagă în camera de ardere de la punctul de aprindere în direcţia amestecului nears, este foarte intensă şi se caracterizează în acest caz nu prin viteza reacţiilor chimice, care la temperatura flăcării este suficient de ridicată, ci prin viteza de propagare a flăcării, care la motoarele cu aprindere prin scântei este de ordinul 40 m/s, valoare destul de ridicată. La motoarele cu aprindere prin comprimare arderea decurge mai puţin intens, ceea ce se explică prin lipsa unei pregătiri prealabile foarte
bune a amestecului de compoziţie determinată şi prin lipsa unei surse suplim entare de aprindere. In acest caz are loc o autoaprindere, arde un amestec eterogen de combustibil şi aer, de compoziţie variabilă, în timp şi ca dispunere în volumul camerei de ardere. La aceste motoare viteza de ardere a combustibilului injectat în cilindru se limitează nu de către viteza de propagare a flăcării, ci de alţi factori ca: viteza de pregătire pentru autoaprindere a prim elor cantităţi de com bustibil injectat (la începutul procesului) şi viteza de amestecare a combustibilului cu aerul (în ultima parte a procesului). Viteza de
amestecare a combustibilului cu aerul depinde de viteza de difuzie dintre moleculele de combustibil şi oxigen şi intensitatea transportului turbionar de masă în timpul arderii. Prin urm are arderea în motoarele cu aprindere prin scânteie este foarte diferită de arderea din motoarele cu aprindere prin comprimare ceea ce im pune analiza separată a arderii în aceste tipuri de motoare. Combustibilii utilizaţi în motoare sunt constituiţi din anumite tipuri de hidrocarburi a căror ardere completă este descrisă de ecuaţiile arderii com plete a carbonului şi hidrogenului. C + Oz = C 0 2 2HZ + Oz = 2 HzO (4.3) In condiţii reale reacţiile de oxidare nu se produc direct ci cu form area unor produse intermediare de tipul peroxizilor, care sunt extrem de instabili şi din care cauză compoziţia şi reacţiile lor ulterioare nu au putut fi încă suficient studiate. P rintre teoriile arderii hidrocarburilor cea mai răspândită este teoria reacţiilor accelerate sau în lanţ ramificat. In lumina acestei teorii procesul apariţiei flăcării se produce în lanţ, fiind nu numai un izvor puternic de căldură, ci şi o sursă de particule active (atomi şi radicali liberi) care difuzează în gazele nearse, astfel încât, în masa acestora se dezvoltă reacţii de ardere şi noi difuzii de particule active, deci o autoaccelerare a reacţiilor de ardere. Teoria reacţiilor în lanţ analizează două căi posibile de dezvoltare a reacţiilor în masa de amestec. Prim a cale, când datorită consumului a peste jum ătate din substanţele de ardere viteza de reacţie, atingând un maxim, începe se scadă fără formarea flăcării după cum se vede pe curba 1 din figura 4 .1 . A doua cale, când dezvoltarea reacţiei în lanţ conduce la
o astfel de viteză de degajare de căldură care asigură autoacelerarea progresivă a vitezei de reacţie care produce aprinderea masei de amestec date (curba 2). Condiţia autoaprinderii este atingerea y unei viteze critice de reacţie la care viteza de degajare a călduriii este suficientă pentru V/cvasigurarea căldurii de explozie. Cele prezentate mai sus se referă în aceeaşi m ăsură atât la motoarele cu aprindere prin comprimare, cât şi la motoarele cu aprindere prin scânteie. In ambele cazuri apariţia flăcării este precedată de preardere care se numeşte întârziere Fig-4.1. Variaţia vitezei , . , , , T * i a • de reacţie în timp la aprindere (x ,). Insă m cazul aprindem prin J r scânteie a amestecului, temperatura sursei de aprindere este mai mare decât temperatura mediului ce urmează a fi aprins şi de aceea reacţiile de ardere ce apar intens şi stadiul de întârziere la aprindere include la aceste motoare timpul necesar formării iniţiale căreia îi corespunde o însemnată degajare de căldură. Viteza reacţiilor chimice depinde de temperatura şi concentraţia substanţelor ce intră în reacţie. Viteza de reacţie se poate exprima în funcţie de presiune şi temperatură printr-o relaţie de forma următoare: g
Wr = A p ne RuT, unde:
(4.4)
A - constanta ce depinde de proprietăţile combustibilului şi de compoziţia amestecului; p- presiunea; n- ordinul reacţiei; E-energia de activare; T - temperatura; R M - constanta generală a gazelor. Temperatura manifestă influenţă numai prin constanta vitezei deoarece asupra concentraţiei substanţelor care reacţionează influenţa ei nu se transmite. Energia de activare E este diferită şi depinde de caracterul reacţiilor şi de condiţiile desfăşurării lor, respectiv cu cât ea este mai mică cu atât începe mai uşor şi se desfăşoară mai rapid reacţia. Pe baza analizei de mai sus se pot stabili rapoartele dintre combustibil şi aer în amestec la care arderea se poate desfăşura cu viteze
mari sau mici de reacţie. întrucât viteza de ardere depinde şi de concentraţia substanţelor ce participă la reacţie, rezultă că, dacă un component al amestecului va depăşi lim itele rapoartelor stoichiometrice, reacţiile se vor stinge la completa lor încetare deoarece WT < W^. Arderea cu flacără poate în general să înceteze în amestecuri foarte bogate (ciocnirea trimoleculară) sau foarte sărace (ciocnirea cu gaze inerte). Limitele acestor amestecuri sunt determinate practic de către limitele superioare sau inferioare ale autoaprinderii, când mărirea sau micşorarea în continuare a cantităţii de combustibil în amestec fac ca acestea să nu se mai poată aprinde (ta b .4 . 1). Tabelul 4.1 Lim itele autoaprinderii amestecului benzină-aer Temperatura Limita autoaprinderii Temperatura Limita amestecului după X (exces de aer) amestecului autoaprinderii după înainte de înainte de excesul de aer aprindere °C superioară inferioară aprindere superioară inferioară [°C] X
x»
x,
0 50
100 150
0,53 0,42 0,40 0,40
1,23 1,45 1,60 1,60
200 250 300
0,40 0,40 0,40
1,60 1,67
1,86
Cu creşterea temperaturii limitele autoaprinderii amestecului se lărgesc, în special, se măreşte limita amestecurilor sărace. Aceste limite prezintă importanţă pentru reglajul motoarelor. La motoarele cu carburator la amestecuri cu X = 0 ,85-0,9 (amestecuri bogate) se pot obţine valori maxime de ardere şi prin urmare şi puterea maximă, însă, economicitatea va fi mai mică. La amestecuri sărace de X= 1,05-1,15 viteza de ardere va fi mai mică, puterea se va micşora, însă economicitatea se va mări, reducându-se consumul specific de combustibil. Prezintă importanţă şi pierderile de căldură, care în cazul
amestecurilor sărace vor fi mai mari deoarece arderea amestecului se încetineşte şi se prelungeşte, sfârşindu-se când gazele ocupă un volum mare şi cu o mare suprafaţă de răcire prin pereţi. Pentru amestecurile neomogene problema limitelor de autoaprindere după compoziţia amestecului îşi pierde sensul, deoarece în procesul formării amestecului (formare interioară prin injecţie) se obţin câmpuri de concentraţii cu limite largi ale coeficientului X ce variază de la zero la infinit. La injectarea combustibilului lichid apar zone cu compoziţie optimă a amestecului, deci, cu condiţii optime pentru producerea aprinderii, comparabile cu cele ale amestecului omogen gazos. Se presupune, că în jurul fiecărei picături de combustibil injectat se formează un înveliş sferic de amestec în care, pentru condiţii corespunzătoare de temperatură şi presiune de vapori a combustibilului se obţine zona de amestec optim de combustibil.
4.2. Aprinderea amestecurilor de combustibil şi aer în motoare Mecanismul aprinderii combustibilului în motorul cu ardere internă este foarte complex şi insuficient studiat. Insă, cercetările teoretice şi experimentale permit să se constituie o reprezentare a mecanismului fizicochimic de producere a aprinderii în motoare. După schemele cele mai larg acceptate ale procesului de aprindere, acesta se produce după una din următoarele variante de aprindere a amestecurilor de gaze: monostadială la temperatură înaltă sau polistadială la temperaturi joase. Varianta monostadială permite înţelegerea proceselor din motoarele cu aprindere prin scânteie, iar varianta polistadială se referă la procesele din m otoarele cu aprindere prin comprimare. Aprinderea la temperaturi înalte constă în producerea flăcării datorită autoaccelerării progresive a reacţiilor exoterme. Aceasta este pe deplin posibilă deoarece între electrozii bujiei se formează un arc electric de înaltă temperatură (~ 1 0 .0 0 0 K ) care asigură ruperea coeziunii intermoleculare şi formarea unor particule active (radicali liberi) care joacă rolul centrilor iniţiali ai reacţiilor. Aceştia dezvoltă reacţiile în lanţ, viteza lor crescând exponenţial în timp.
Cu creşterea temperaturii iniţiale a amestecului, numărul centrilor activi creşte, ceea ce este determinant pentru mărirea vitezei iniţiale de reacţie. Paralel cu autoaccelerarea reacţiilor în lanţ, creşte şi viteza de degajare a căldurii. După ce aceasta depăşeşte viteza de trecere a căldurii prin pereţii camerei de ardere, începe pereioada de creşte a temperaturii amestecului ceea ce conduce la autoaccelerarea reacţiilor în continuare şi la dezvoltarea arderii. Deci, aprinderea la temperaturi ridicate este caracterizată printr-un proces neîntrerupt de trecere de la reacţiile iniţiale catenare la autoaccelerarea reacţiilor care constituie apoi principala formă de ardere a amestecului. D atorită faptului că nu există o frontieră între prim a fază a aprinderii şi fază principală de ardere, procesul respectiv este privit ca un proces monofazat sau monostadial de aprindere, respectiv de ardere. Aprinderea Ia temperaturi joase este un proces caracteristic reacţiilor din motoarele cu aprindere prin comprimare. Schematic, acest proces complex poate fi reprezentat în felul următor: La temperaturi joase descompunerea moleculelor de hidrocarburi este exclusă, din care cauză formarea radicalilor liberi (centrilor de activare) poate fi obţinută într-un proces de autooxidare cu formarea endoterm ică a unor peroxizi de tipul R -C H 2~ 0 - 0 - H . Form area peroxizilor se desfăşoară cu viteză crescătoare, atingând concentraţia critică după un interval x ^ (figura 4.2) la care legăturile interm oleculare ale acestora încetează, producându-se o scindare a moleculelor de combustibil cu formarea unei flăcări reci. Aceasta se propagă în volumul amestecului proaspăt cu o difuzie de particule active, fără transfer de căldulă deoarece încălzirea în acest caz este foarte redusă. In această perioadă, adică în perioada flăcării reci, procesul se desfăşoară în timpul în care nu se produce o creştere sensibilă de presiune, iar produsele intermediare ce încep să se formeze sunt aldehidele şi radicalii liberi. Se presupune că la sfârştul perioadei t fr substanţele inerte pentru temperatura respectivă sunt înlocuitecu particule active. In perioada x fa acumularea de peroxizi încetează, se produce oxidarea formaldehidei cu apariţia unei flăcări reci de tip nou de intensitate mai mare, numită flacără
albastră. Se formează masiv radicali şi p 1 oxid de carbon. In această perioadă se produce o creştere a temperaturii şi presiunii. Perioada flăcării albastre se deosebeşte prin urmare de perioada apariţiei flăcării propriu zise, deoarece reacţiile nu se dezvoltă până la capăt, ci se limitează la formarea în proporţii mari a unor produse intermediare şi particule £ active, respectiv CO şi radicali liberi. aprinderii Urmează ultimul stadiu, când Fig.4.2. Fazele reacţiile se dezvoltă până la formarea C 0 2 polistadiale şi Hz O , denumit stadiul flăcării calde când arderea trece spre explozie şi este însoţită de viteze înalte de degajare a căldurii. Cercetări experimentale efectuate cu hidrocarburi parafinice au arătat dependenţa dintre temperaturile şi presiunile din camera de ardere pentru realizarea unei durate constante t lnd a procesului de autoaprindere (figura 4.3). dependenţă A c e a s tă e s te reprezentă prin curba ABCD. In zona temperaturilor înalte (7}) aprinderea este monostadială (A -l-2), iar la temperaturi ^Ji Aprindere joase (Tj) aprinderea este polistadială ( 2- 1SH „ 'recl/poliiiaâală tind* ct. B-C-D) şi este precedată de flăcăra rece \ (1-3-C). P Fig. 4.3. Corelaţia dintre temperaturi şi presiuni la 4.3. Procesul arderii în motorul autoaprinderea hidrocarburilor
cu aprindere prin scânteie
4.3.1. Arderea normală şi fazele sale principale. Pentru dezvoltarea oportună a procesului de degajare a căldurii cu
socotirea timpului de ardere a amestecului, aprinderea se efectuează înainte ca pistonul să ajungă în p.m .s. în cursa de compresie. Unghiul manivelei corespunzător acestui moment faţă de p .m .s. se numeşte unghi de aprindere ( a j şi pentru motoarele modeme cu carburator se află la limitele 2-35°RAC înainte de p .m .s. In figura 4.4 se arată diagrama indicată desfăşurată în coordonate p -a , care perm ite să se urmărească caracterul variaţiei presiunii gazelor în cilindru în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit. După cum se vede, între momentul producerii scânteii ( 1) şi punctul 2 nu se produce o creştere a apreciabilă presiunii, respectiv creşterea presiunii practic nu se deosebeşte de cazul comprimării cu aprindere deconectată (lin ie în tre ru p tă ). D up ă p u n ctu l 2 presiunea creşte rapid până la valoarea maximă (3), iar apoi în cursa de destindere descreşte (punctul 4). întreaga perioadă de ardere în motorul cu aprindere prin scânteie poate fi considerată, di n punctul de vedere al Fig.4.4. Variaţia presiunii şi gradientului acesteia în creşterii presiunii, ca timpul arderii la MAS fiind constituită din
trei faze: fa za I de iniţiere a arderii, fa za a ll-a de propagare a flăcării şi fa za a 111-a de desăvârşire a arderii în timpul destinderii (30-5CPRAC). Faza I este faza iniţială sau perioada de inducţie. In această fază se arde o cantitate redusă de amestec în jurul bujiei (6- 8 %), iar presiunile şi temperaturile nu cresc vizibil deoarece căldura degajată abia compensează pierderile de căldură prin pereţii camerei de ardere. Această fază se desfăşoară pe 5-7°RAC şi se mai numeşte întârziere la aprindere. Faza a Il-a care este faza principală de ardere şi se desfăşoară pe 10-25°RAC, determină mersul liniştit al motorului, adică caracterul creşterii presiunii care se apreciază prin creşterea de presiune pe 1°RAC, respectiv (fig.4.4,b). Pentru perioada de la începutul arderii până la atingerea presiunii maxime, la motoare cu e = 6 ,5 -5 viteza medie de creştere a presiunii este: AP ^ P r ^ P z Aa av
(4 . 5 )
[MPa/oRAC}
Acesta este un indice foarte important deoarece manifestă influenţă asupra uzurii motorului şi prin urmare asupra durabilităţii motorului în ansamblu. Practica a arătat că motoarele au o funcţionare corespunzătoare dacă - ^ = ( 0 ,8 - 1 ,8 )
da
— ■ iar - ^ ^ = ( 2 ,5 - 3 )
°RAC
Aa
—
, deoarece la
°RAC
valori mai mici arderea se prelungeşte în destindere, iar la valori mai mari motorul are o funcţionare dură. De asemenea eficienţa maximă se obţine dacă presiunea maximă de ardere se atinge la 10-15°RAC după p.m .s. Căldura degajată prin dezvoltarea primelor reacţii (faza I) şi particulele active produse de aceste reacţii se transmit particulelor cu care vin în contact, aprinzându-le şi provocând arderea celeilalte părţi de amestec (faza a Il-a), adică începe propagarea flăcării. Arderea care se produce după această schemă se numeşte în general normală sau fără detonaţie. Mecanismul propagării flăcării la această ardere este legat de transmiterea căldurii prin convecţie şi difuzia particulelor active, precum şi de ambele procese împreună prin acţiunea de turbionare asupra procesului. Flacara se propagă în camera de ardere în toate direcţiile, cu o viteză medie
de 20-30m /s şi uneori chiar de 40m/s. Viteza de propagare a flăcării depinde de mulţi factori printre care cei mai importanţi sunt: intensitatea procesului chimic de oxidare, construcţia motorului (raportul de comprim are, temperatura pieselor, turbionarea asigurată) energia surselor de aprindere, avansul de aprindere, numărul bujiilor etc. Faza a III-a este faza finală şi începe după atingerea presiunii maxime (punctul 3), încheindu-se în destindere (punctul 4). In acastă fază de postardere sau ardere întârziată, se desăvârşesc reacţiile de ardere a combustibilului care nu s-a ars în fazele precedente. Fig-4.5. Schema propagării arderii în caViteza de ardere în acest caz are mera de ardere la pMLS-: străhă~ . . . . . . , . tuta de flacara; 2- zonă neaprinsă; 3valo n reduse, iar a n a frontului . , , _ „ v . , , . _ v v ^ fro n tu l de flacara; 4-amestecul care arde de flacara se micşoreaza. Durata ^ urmă • acestei faze este de 30-50°RAC, iar sfârşitul arderii este greu de precizat, putându-se aprecia numai după cantitatea de combustibil arsă, respectiv după căldura degajată în raport cu căldura furnizată ciclului.
4.3.1.1. Propagarea flăcării Pe diagrama indicată desfăşurată prima fază de ardere începe în momentul apariţiei scânteii la electrozii bujiei şi se sfârşeşte în punctul 2 , adică în momentul începerii creşterii presiunii de ardere faţă de presiunea de compresiune. In acest fel în prima fază se include nu numai perioada form ării flăcării (aprinderii) ci şi timpul necesar pentru propagarea sau formarea flăcării într-un volum suficient de amestec pentru accelerarea reacţiilor cu o însemnată creştere de presiune (punctul 2). D ezvoltarea în continuare a arderii asigură propagarea flăcării în volumul camerei de ardere, factor determinant în aprecierea vitezei de ardere şi prin urm are a puterii şi economicităţii. Frontul flăcării se deplasează în direcţia amestecului nears
(fîg.4.5), însă direcţia de deplasare faţă de pereţii camerei de ardere e determinată nu numai de propagarea propriuzisă a flăcării în amestecul proaspăt, ci şi de caracterul deplasării amestecului în camera de ardere. De aceea, în condiţii reale viteza de propagare a flăcării este constituită dintr-o viteză de propagare laminară în amestec, aşa numita viteză normală (un) şi din viteza condiţionată de mişcarea turbulentă a gazelor (uT). Prin viteză normală se înţelege viteza cu care se propagă flacăra de la un strat la un alt strat de gaze, cu difuzie de particule active şi transmitere de căldură în direcţie normală la suprafaţa frontului său. Viteza normală de ardere a amestecurilor de benzină şi aer oscilează în limitele 2-3 m /s. Insă pentru dezvoltarea procesului o importanţă hotărâtoare o are viteza de ardere determinată de mişcarea amestecului adică de pulsaţia turbulentă a gazelor. Intensitatea acţiunii pulsaţiilor turbulente asupra procesului de ardere se determină de scara acestor pulsaţii (micro şi macroturbulenţă). In primul caz acceleraţia propagării flăcării se asigură de către intensitatea transportului de substanţe şi particule active din flacără spre amestecul nears, fără schimbarea suprafeţei frontului flăcării, iar în al doilea caz, când turbulenţa se accentuează, se deformează frontul flăcării care provocă mişcarea dezordonată a gazelor proaspete şi arse ceea ce măreşte suprafaţa cuprinsă de flacără şi viteza maximă de ardere (fig.4.6). Scara p u lsaţiilor turbulente depinde de adâncimea zonei de ardere 6 şi de amplitudinea oscilaţiilor frontului flăcării /. Dacă l< 8 se poate vorbi de o microturbulenţă, iar dacă Z>5 există o macroturbulenţă, / putând ajunge la valori de zeci de mm. Deplasarea frontului flăcării în amestec, uniform în camera de ardere închisa, depinde de raportul de comprimare a amestecului încă nears (fig.4.5) care este puternic comprimat (de 7-8 ori) prin destinderea gazelor care au Fig. 4 .6 Propagarea frontului ars până în momentul respectiv în direcţia de fla că ră prin turbionare părţii de volum cu gaze arse.
După cum se vede din cele prezentate există în general o succesiune în dezvoltarea procesului de ardere în ansamblu. Prim a zonă de ardere se formează sub acţiunea vitezei normale de ardere (transmitere de căldură, difuzie). Cu dezvoltarea zonei de ardere şi formarea unor fronturi de ardere devin posibile pulsaţiile turbulente, scara cărora nu depăşeşte încă adâncimea zonei de ardere (microturbulenţă). Insă, pulsaţiile amplifică viteza normală, deoarece transmiterea de căldură şi difuzia particulelor active cresc. La sfârşit scara turbulenţei devine mai mare decât adâncimea zonei de ardere şi rolul vitezei normale se reduce, deoarece prevalează influenţa vitezei uT, condiţionată de turbulenţă asupra arderii (macroturbulenfă). O imagine demonstrativă asupra arderii reale în motor se poate observa în figura 4.7 în care se schematizează propagarea frontului flăcării la viteze mici (fig.4.7,a) şi prin rotaţia amestecului din cilindru (fig.4.7,b).
Scânteia-20"
a)
S c ă n te ia -2 0 °
b)
Fig. 4.7. Propagarea flăcării în camera de ardere fă ră turbionare Viteza de propagare a flăcării după schema din figura 4 .7 ,a nu depăşeşte 16m/s, iar după schema b în anumite momente poate avea 45m/s. D urata fazei a treia de ardere (desăvârşirea arderii) care se desfăşoară în timpul destinderii, depinde de gradul de turbionare a gazelor la sfârşitul arderii, de compoziţia amestecului şi unghiul de avans la aprindere. Printr-o corectă organizare a procesului, această fază (şi întregul
proces de ardere) se desăvârşeşte în prima treime a cursei pistonului. O mai mare prelungire a arderii se poate produce la amestecuri sărace sau la aprinderi întârziate. 4 .3 .1 .2 . F acto rii care influenţează viteza de ard e re Compoziţia amestecului este un factor principal care determină viteza de ardere şi prin urmare şi degajarea de căldură. Temperatura maximă a ciclului şi regimul termic al pieselor de asemenea depind în mod hotărâtor de dozaj. Experienţele au stabilit, că îmbogăţirea amestecului reclamă o micşorare a unghiului de avans la aprindere, deoarece viteza de ardere în acest caz se măreşte după se vede în figura 4.8, crescând totodată viteza de degajare a căldurii şi mărimea presiunii la l°RAC. La s ă r ă c i r e a amestecului viteza de ardere 2,0 scade, provocând o scădere a V vitezei de degajare a căldurii 1,5 * ceea ce duce la creşterea <5 W i pierderilor termice. Perioada de o
0,5 întârziere la aprindere t , se \\ V\ •Fi S: măreşte în acest caz. o,h a,s o,s 1,0 t,2 t,4' In figura 4.9 se Coeficientul de exces de aer prezintă pentru exemplificare diagramele indicate ale unui Fig.4.8. Influenţa dozajului asupra vitezei
m otor cu carburator pentru mai de ardere multe cicluri succesive obţinute la diverse valori ale coeficientului de exces de aer şi pentru unghiurile optime de avans la aprindere la care motorul a dezvoltat puterea maximă. Cele mai mici unghiuri de avans la aprindere şi cele mai reduse durate ale fazelor de ardere, respectiv cele mai mari presiuni de ardere s-au obţinut pentru coeficienţi de exces de aer de 0,85-0,9 pentru care s-au realizat cele mai mari viteze de propagare ale frontului de flacără. Pentru aceste dozaje s-a evidenţiat o foarte mică dispersie a presiunilor la ciclurile înregistrate (fig.4.9,a). La dozaje mai sărace (fig.4.9,b) creşte durata întârzierii la
aprindere ceea ce a impus mărirea unghiului de avans la aprindere, în timp ce durata fazei principale de ardere s-a schimbat foarte puţin. Presiunile maxime sunt mai mici din cauza scăderii puterii calorice a amestecului, iaV dispersia presiunilor este mai pronunţată. La dozaje mult mai sărace (fig.4.9,c) apare o mare neuniformitate în desfăşurarea ciclurilor din cauza înrăutăţirii aprinderii acestor amestecuri de către scânteia provocată între electrozii bujiei.
Fig.4.9. Influenţa dozajului asupra diagramelor indicate la M A S ; a\= 0 ,8 7 ; b - \ —0,98; c - \ = l ,1 4 Cu m ă rire a tu raţiei arborelui cotit creşte viteza medie a pistonului şi împreună cu aceasta intensitatea pulsaţiilor turbulente. Acestea din urmă conduc la mărirea vitezei medii de ardere (fig.4.10) şi permit o creştere considerabilă a rapidităţii motorului. Cu mărirea turaţiei creşte de asemenea regimul term ic, mărindu-se exponentul politropic de compresie n,, accelerându-se formarea centrilor activi de ardere iniţiali, completându-se influenţa intensificării turbulenţei provocată de mărirea turaţiei. Insă mărirea turaţiei motorului şi micşorarea prin aceasta a timpului de pregătire şi de desfăşurare a întregului proces de ardere, reclamă un unghi mai mare de avans la aprindere. Fără aceasta o J n i [rotjmir 2000 3000 mo însemnată parte a amestecului Turaţia motorului va arde în timpul destinderii, ceea ce măreşte pierderile de F ig.4.10 Influenţa turaţiei asupra vitezei căldură prin gazele de evacuare de propagare a frontului flăcării şi prin sistemul de răcire.
Pentru exemplificare se prezintă în figura 4.11 diagramele indicate ale unui motor, ridicate la diverse turaţii. In figura 4.11,a se vede că la un dozaj constant şi unghi de avans la aprindere constant, cu creşterea turaţiei creşte întârzierea la aprindere, prelungindu-se procesul de ardere . Dacă se măreşte unghiul de avans la aprindere (figura 4 . l l , b) , se apropie foarte mult curbele presiunii la modificări importante ale turaţiei. Cu mărirea turaţiei se prelungeşte într-o anumită măsură postarderea, dar se micşorează şi durata transferului de căldură, apărând un efect de compensare.
La micşorarea
sarcinii
prin clapeta de acceleraţie, raportul dintre gazele proaspete şi gazele reziduale din cilindru se modifică în sensul măririi coeficientului de gaze reziduale. Cantitatea mărită de gaze reziduale influenţează negativ asupra procesului de ardere, micşorând viteza de propagare a flăcării. Pentru înlăturarea acţiunii negative a gazelor reziduale asupra procesului de ardere (la turaţie constantă) trebuie să se mărească unghiul de avans la aprindere cu reducerea sarcinii. Dar prin aceasta se poate doar apropia sfârşitul arderii de punctul mort superior, însă pentru a scurta durata arderii trebuie să se îm bogăţească b) suplimentar amestecul cu atât mai Fig.4.11. Influenţa turaţiei asupra mu)t cu cât sarcina este mai redusă. diagramei indicate: l-n = 1000rot/min; P n n t r . 0 îmbogăţire optimă 2-n = 2000rot/min; 3-n=3000rot/m in. . . . , a amestecului şi prin alegerea avansului optim de aprindere se poate realiza procesul de ardere cu o durată minimă chiar la sarcini foarte mici. In figura 4.12 se prezintă diagramele indicate pentru trei deschideri
ale clapetei de acceleraţie: 100%, 40% şi 20% . Se vede că la închideri p ro n u n ţa te ale clapetei de acceleraţie (2 0 %) unghiul optim de avans la aprindere este cel mai mare (49°RAC). F ig.4.12 Influenţa sarcinii asupra diagramei indicate. Efectul ridicării puterii prin supraalimentare este invers decât cel al închiderii clapetei de acceleraţie, adică reclamă micşorarea unghiului de avans la aprindere şi admiterea unei sărăciri a amestecului. Ridicarea raportului de comprimare permite să se obţină la sfârşitul compresiei presiuni şi temperaturi mai mari, ceea ce accelerează pregătirea combustibilului pentru reacţiile de ardere. Perioada întârzierii la aprindere la motoarele cu rapoarte mari de comprimare este mai mică şi din acest motiv va fi mai mică şi durata totală a arderii până la atingerea presiunii maxime. De aceea presiunea maximă la motoarele cu rapoarte mari de comprimare se va obţine mai aproape de p.m .s. ceea ce se explică prin viteze mari de degajare a căldurii într-un volum relativ redus al camerei de ardere şi prin urmare cu pierderi termice minime. Cea mai eficace formă a camerei de ardere este cea semisferică cu dispunerea superioară a supapelor de preferat cu două bujii, sau dacă se foloseşte una singură aceasta să fie dispusă în centrul camerei.Problema formei camerei de ardere precum şi numărul şi dispunerea bujiilor trebuie soluţionată în aşa fel, încât să se micşoreze la maximum suprafaţa de răcire şi să se scurteze drumul frontului flăcării, deoarece pe aceste căi se obţine viteza maximă de ardere.
4.3.2. Arderea cu detonaţie 4.3.2.1. Teoria explicativă a arderii cu detonaţie Cauzele detonaţiei sunt foarte diverse, deoarece ea poate apărea la
J
!
mărirea raportului de comprimare, a temperaturii şi presiunii de admisie, la schimbarea calităţii combustibilului, compoziţiei amestecului şi a altor cauze, inclusiv materiale utilizate la construcţia pieselor ce formează camera de ardere (pistonul, chiulasa). Sub influenţa unuia sau mai multora dintre factorii enumeraţi arderea în motor poate căpăta un caracter exploziv sau detonant. Viteza undei de şoc, care se deplasează în camera de ardere atinge valori de ordinul 1200-1300 m/s. Această undă, în timpul propagării şi reflectării ei, poate creea noi centre de ardere în amestecul nears, iar în cazul formării unor centre de ardere cu mare concentraţie de particule active, se ajunge la detonaţie, când reacţiile chimice de ardere se desfăşoară chiar în unda de şoc. Tendinţa de a r d e r e Scănfeia-19,2° -JS_j 7» detonantă se manifestă numai la acea parte a amestecului care se aprinde la sfârşitul arderii. Aceasta se produce sub acţiunea factorilor amintiţi şi se dezvoltă progresiv datorită comprimării suplimentare şi continue a amestecului în faţa frontului flăcării, ceea ce ridică considerabil temperatura amestecului nears şi permite formarea de particule active. Ridicarea temperaturii se continuă până la dezvoltarea unor zone de +6,25°aufoaprinderea amestecului ardere cu autoaprindere încă înainte Fig.4.13. Autoaprindrea amestecului ca la acele zone să ajungă frontul ţn camera de ardere M AS flăcării în deplasarea sa. In figura 4.5, ce reprezintă camera de ardere s-a indicat în zona 4 amestecul ce poate arde cu detonaţie. In figura 4.13 se prezintă pe baza fotoînregistrării zona în care amestecul arde cu detonaţie înaintea străbaterii sale de către frontul flăcării, sub acţiunea undei de şoc. După cum se vede, la sfârşitul propagării normale a frontului
flăcării în amestecul nears apare autoaprinderea care este şi cauza directă a apariţiei undei de şoc. După această schemă, în momentul producerii autoaprinderii (+ 6 ,2 5 ° după p .m .s.) viteza frontului se micşorează brusc ceea ce se explică prin acţiunea inversă (destinderea) a gazelor arse datorită autoaprinderii, în care se produce o importantă cantitate de căldură în perioada prearderii. Desfăşurarea detonaţiei se poate înţelege din figurile următoare. In poziţia arborelui cotit 4° înaintea p.m .s. (fig.4.14,a) apare prima flacără A (indicele 03 al fotografiei) şi poziţia corespunzătoare a frontului flăcării şi undei de şoc este precizată pentru iptervalul de timp 1/75.OOOs (exclusiv intervalul iniţial 03-10 care corespunde 1/21.500 s). In acest fel, procesul arderii (fig .4 .I4 ,a) este determinat de 27 de imagini (03-30) şi se desfăşoară în timpul de rotire a arborelui cotit cu aproximativ 0,6° (4°3,4° —0,6° fa ţă de p .m .s.), adică practic fără deplasarea poziţiei frontului flăcării.
Scânteia-209
F ig.4.14. Fotoînregistrări ale arderii detonante Pentru prim a zonă de ardere A este caracteristică propagarea flăcării în diverse direcţii, neuniform şi în momente diferite, iar viteza frontului flăcării în acest caz oscilează de la 120 la 600 m/s. Aceasta se
explică prin neuniformitatea pregătirii chimice a amestecului (neuniformitatea concentraţiei centrelor active în volum). Pe această schemă se poate observa apariţia de noi zone de autoaprindere B şi C. Viteza medie a undei de şoc în gazele arse după frontul flăcării arderii normale este de 1250m/s, ceea ce depăşeşte cu 25% viteza sunetului. Aceasta influenţează postarderea amestecului în frontul undei, cu degajarea unei anumite energii. Prin propagarea undei respective la perete (D ) apare o nouă undă reflectată, care se propagă în amestecul nears cu viteze de 2200-2300 m/s (fig .4 .14,b) şi pe porţiuni provoacă reacţii de ardere a amestecului cu viteze de 1500-2000 m /s, iar gazele arse se propagă cu viteze de 1300 m/s. Detonaţia este un proces foarte complex, care spre deosebire de arderea norm ală conduce la următoarele urmări posibile: - impactul undei de şoc pe capul pistonului provoacă deteriorarea pieselor mecanismului bielă-manivelă; - transmiterea detonaţiei şi undei de şoc pe pereţii cilindrului, măreşte transmiterea de căldură de la gaze la pereţii pieselor respective, ceea ce provoacă tensiuni termice şi deteriorarea pieselor respective; - acţiunea detonaţiei asupra disociaţiei parţiale a produselor finale de ardere provoacă m ărirea cantităţii de carbon liber degajat şi formarea de funingine care este apoi evacuată în conducta de evacuare; - scăderea puterii şi economicităţii motorului datorită arderii incomplete a combustibilului şi pierderilor termice prin detonaţie.
4.3.2.2. Factorii care influenţează asupra detonaţiei Mai sus s-a arătat că detonează acea parte a amestecului care rămâne să ardă la urm ă şi care de obicei, este în punctul cel mai depărtat de sursa de aprindere (fig.4.5, zona 4). Prin urmare pentru pregătirea acestui amestec în vederea detonaţiei sunt necesare anumite condiţii şi timpul care să asigure formarea unei cantităţi maxime de produse intermediare de ardere. Fiecare schimbare a construcţiei sau condiţiilor de funcţionare a motorului care provoacă ridicarea presiunii şi temperaturii părţii de amestec ce arde la urm ă, va mări posibilitatea apariţiei arderii detonante, şi invers, micşorarea lor va îmbunătăţi calităţile antidetonante ale motorului. Pentru
funcţionarea motorului fără detonaţie trebuie ca durata întârzierii la autoaprindere x t în orice parte a amestecului să fie mai mare decât timpul de propagare a flăcării în cazul procesului normal de ardere t, adică condiţia funcţionării fară detonaţie poate fi: t , (4.6) Printre factorii constructivi care influenţează intensificarea detonaţiei sau apariţia acesteia se pot include următorii: raportul de comprim are , construcţia camerei de ardere, numărul şi dispunerea bujiilor. Influenta acestor factori a fost analizată mai sus. înrăutăţirea condiţiilor normale de ardere este principala cauză a trecerii de la arderea normală la arderea detonantă. O anumită influenţa poate manifestă raportul dimensiunilor cilindrului. Aşa spre exemplu, cu micşorarea diametrului cilindrului înclinaţia spre detonaţie se micşorează, deoarece distanţa până la cea mai depărtată zonă de ardere se micşorează. In afară de aceasta, înclinaţia motorului spre detonaţie se micşorează, deoarece suprafaţa relativă de răcire
prin micşorarea diametrului
cilindrului creşte. Aceste motoare permit ridicarea rapotului de comprimare, fără a se înrăutăţi caracteristicile de detonaţie ale motorului. O mare importanţă pentru funcţionarea fără detonaţie o au materialele folosite pentru piesele ce alcătuesc camera de ardere. înlocuirea pistoanelor şi chiulaselor din fontă cu cele de aluminiu a ridicat calităţile antidetonante ale motorului şi a permis ridicarea raportului de comprimare. Aluminiul în comparaţie cu fonta posedă coeficienţi mai mici de transmitere a căldurii de la gaze (cu 20-30%) la piese şi coeficienţi mari de conductibilitate termică (aproximativ de trei ori) din care cauză temperatura pistoanelor de aluminiu este mai mică decât a celor de fontă. Printre factorii de exploatare care influenţează asupra detonaţiei se pot include următorii: turaţia arborelui cotit, sarcina motorului, schimbarea compoziţiei amestecului şi unghiului de avans la aprindere, temperatura lichidului de răcire, calitatea combustibilului şi starea tehnică a motorului. Variaţia acestor factori creează condiţii pentru trecerea de la arderea norm ală la detonaţie. Trebuie să se adauge că intensificarea detonaţiei conduce la mărirea
turbulenţei şi provoacă o anumită micşorare a presiunii la sfârşitul compresiei, deoarece se micşorează coeficientul de umplere r)v. La realizarea noilor motoare ridicarea turaţiei permite îmbunătăţirea calităţilor antidetonante şi mărirea gradului de compresie. O influenţă deosebită manifestă natura combustibilului asupra arderii detonante, respectiv rezistenţa combustibilului la oxidări intermediare şi la formarea unor nuclee de aprindere în faţa frontului de flacără care condiţionează apariţia detonaţiei. Calităţile antidetonante ale combustibilului se apreciază prin cifra octanică dată de procentul în volume de izooctan întrun amestec de izooctan şi heptan normal care are aceeaşi sensibilitate la detonaţie ca şi combustibilul supus încercărilor de detonaţie. Izooctanul se consideră etalonul substanţelor antidetonante şi i se conferă C .O . = 100, iar pentru heptan normal se consideră C .O . = 0 . Benzinele au calităţi antidetonante diferite, în funcţie de hidrocarburile predominante din compoziţia lor. Hidrocarburile aromatice îmbunătăţesc calităţile antidetonamte ale combustibilului, în timp ce hidrocarbirile alcanice (parafinice) înrăutăţesc aceste calităţi. Cifra octanică se poate ridica şi prin aditivarea combustibililor, cel mai important inhibitor al reacţiilor de oxidare intermediară fiind tetraetilul de plumb, care însă este foarte toxic 4 .3 .3 . A rderea cu ap rin d eri secundare Aprinderea amestecului se poate produce şi de la alte surse decât electrozii bujiei, cum ar fi punctele incandescente din camera de ardere, în care caz fenomenul este denumit aprindere secundară. Aprinderile secundare pot apărea înaintea declanşării scânteii de către bujie, şi se numesc preaprinderi, sau după declanşarea scânteii, acestea fiind denumite postaprinderi. Atât primele, cât şi ultimele variante de aprinderi secundare iniţiază fronturi de ardere suplimentare care se apropie ca efect de arderea detonantă sau conduc la arderea detonantă. In figura 4.15 se prezintă câteva modele de propagare a flăcării la arderea cu aprinderi secundare (b şi c) în comparaţie cu arderea normală (a) In cazul preaprinderii se suprapune procesul de ardere cu procesul de comprimare, conducând la apariţia unei bucle negative pe diagrama
F ig.4.15. M odele de propagare a flăcării la arderea normală în M A S (a) şi la arderea cu aprinderi secundare (b şi c) indicată cum se arată în fig.4.16,a , cheltuindu-se lucrul mecanic la comprim are (aria haşurată). In cazul postaprinderii se poate ajunge la o creştere bruscă a presiunii, valorile maxime ale acesteia depăşind limitele admise (fig .4 .16,b) P
0 l
C iclul ci/arc/ere norm ală
\ y C iclul cu ardere ' norma/ă \
Producerea scânteii F ig .4 .16. Diagramele indicate în cazul preaprinderii (a) şi postaprinderii (b)
Postaprinderile devin mai frecvente la rapoarte mari de comprim are, apreciindu-se că arderea cu aprinderi secundare impune limite maxime ale rapoartelor de comprimare mai severe decât arderea cu
detonaţie. Aprinderile secundare sunt în principal provocate de temperaturile ridicate ale părţilor proeminente ale bujiei. Temperaturile acestor proeminenţe trebuie să se afle în limitele 853-1123 K pentru a nu provoca nici aprinderi secundare şi, nici depuneri de calamină pe bujie. Funcţionarea cu detonaţie poate provoca arderea ulterioară cu aprinderi secundare chiar dacă prin regimul de funcţionare a motorului s-au înlăturat condiţiile apariţiei detonaţiei, ceea ce se explică prin încălzirea puternică a pieselor camerei de ardere în timpul detonaţiei. Aprinderile secundare pot conduce la rândul lor la arderea detonantă, echivalând cu o creştere a avansului la aprindere, arderea cu avans sau pe mai multe fronturi ducând la creşterea presiunii şi temperaturii amestecului supus autoaprinderii. Ca manifestări exterioare aprinderile secundare se remarcă prin bătăi specifice unor sarcini dinamice în ambielajul motorului, mai ales pe bolţ şi fusul maneton al arborelui cotit. Arderea cu aprinderi secundare trebuie evitată pentru a preveni uzura prematură a motorului. 4.3 .4 . C ontrolul procesului de a rd e re p rin alegerea form ei constructive a cam erei de ard ere Arhitectura camerei de ardere manifestă o influenţă considerabilă asupra proceselor de schimb de gaze şi prin urmare asupra coeficientului de umplere, asupra mişcării gazelor şi schimbului de căldură la sfârşitul compresiei şi asupra desfăşurării proceselor de ardere. Formele cele mai întâlnite în construcţia camerelor de ardere la motoarele cu carburator sunt prezentate în figura 4.17. In schema h se prezintă camera de ardrere sub formă de L cu supape în bloc, construcţie ce nu se mai utilizează la motoarele actuale din cauza înclinaţiei mari spre detonaţie datorită drumului lung ce -1 are de parcurs frontul de flacără până la extremitatea camerei. La motoarele cu supape în chiulasă cea mai largă răspândire au obţinut-o camerele de ardere semisferice (schema a) şi sub formă prismatică (schemele b şi c), supapele putând fi dispuse de ambele părţi ale chiulasei (c) sau pe o singură parte (b).
f)
s)
h)
Fig. 4.17. Schemele camerelor de ardere la MAS De asemenea sunt larg utilizate camerele sub formă de pană (schema c) şi semipană (schema g). Coeficientul de umplere se măreşte considerabil prin realizarea unor canale de admisie cu secţiuni mari în chiulasă, diametrele acestora putând fi de aproximativ jum ătate din alezaj, respectiv (0,5-0,54)D . De asemenea la astfel de construcţii se pot îmbunătăţi calităţile aerodinamice ale canalelor de admisie, practicându-se raze mari de racordare. Raportul dintre suprafaţa camerei de ardere şi volumul acesteia Vc influenţează pierderile de căldură prin pereţi, iar creşterea sa micşorează viteza de ardere în vecinătatea pereţilor şi în special în spaţiile înguste din zona pragurilor de turbionare 1. In aceste părţi înguste se poate chiar stinge flacăra mai ales când distanţele dintre pereţi sunt sub 1 mm, mărindu-se concentraţia de hidrocarburi în gazele de evacuare. Prin mărirea distanţei dintre muchia pistonului şi chiulasă în zona pragurilor de turbionare, datorită facilitării desfăşurării reacţiilor de ardere
concentraţia de hidrocarburi în gazele de evacuare scade.
,4 Dar raportul —— pentru fiecare tip de cameră depinde şi de K: c raportul — , de cilindrea Vh şi de raportul de comprimare e . Cel mai mic raport —— se obţine la camerele semisferice (a) şi prismatice (c). Pentru accelerarea proceselor de ardere este necesară intensificarea turbionarii amestecului la sfârşitul comprimării. Trebuie însă avut în vedere, că la un grad înalt de turbionare a amestecului apar importante pierderi gazodinamice şi se măresc pierderile de căldură, intensificându-se transferul de căldură de la gaze la pereţi atât în timpul compresiei , cât şi în timpul arderii şi destinderii. Este important să se găsească arhitectura camerei de ardere care să asigure turbionarea necesară optimizării energetice a proceselor pentru a se obţine puterea maximă şi consumul specific de combustibil minim. In acest sens, trebuie să se aibă în vedere atât direcţia şi viteza curentului imprimate în timpul admisiei, cât şi măsurile constructive de intensificare a turbionării la apropierea pistonului de p .m .s. Optimizarea construcţiei se realizează pe baza încercărilor experimentale cu fiecare cameră de ardere. La camerele de ardere care nu au praguri de turbionare se poate realiza turbionarea necesară numai pe calea conservării mişcării imprimate amestecului în timpul admisiei. Amplificarea acestei mişcări se poate realiza convenabil în timpul compresiei spre exemplu prin utilizarea unei camere de ardere în piston (fig .4 .17,b) sau camere ovale în chiulasă (schema d). Si la această cameră trebuie să se acorde atenţie distanţei dintre muchia pistonului şi chiulasă pentru a nu se mări concentraţia de hidrocarburi în gazele de evacuare. Presiunea maximă a ciclului şi gradientul de creştere a presiunii depind de variaţia în timp a suprafeţei frontului de flacără şi, prin urmare, de volumul de amestec afectat momentan de procesul de ardere. Pentru o viteză constantă de propagare a frontului de flacără, suprafaţa acestui front depinde de forma camerei de ardere şi de locul de dispunere a bujiei. D urata totală a arderii este un parametru principal de apreciere a
perfecţiunii arhitecturii camerei de ardere. Această durată depinde atât de viteza frontului de flacără şi de suprafaţa frontului flăcării, cât şi de distanţa de la bujie până la cea mai îndepărtată zonă a camerei de ardere. Durata arderii este factorul determinant pentru randamentul motorului, iar pentru exemplificare se prezintă în figura 4.18 variaţia randamentului indicat în funcţie de raportul de comprimare pentru diferite forme ale camerei de ardere. Curba 5 arată I TL UL TZ variaţia randamentului în cazul camerei practicate în piston (7) calculat * pornind de la valorile 1 experimentale ale randamentului cunoscute pentru un anumit raport de comprimare. Diferenţa între valorile randamentului obţinute e x p e rim e n ta l p e n tru ^ camerele schematizate în figură, respectiv curba 1 pentru camera 7, curba qş 2 pentru cam era II ,curba 6 ® 10 12 i 3 pentru camera 77/ şi pig.4.18. Variaţia randamentului indicat în curba 4 pentru cam era IV j uncţie d e raportul de comprimare pentru diferite se datoreşte influenţei j orme aie camerei de ardere arhitecturii camerei de ardere asupra procesului de ardere şi pierderilor termogazodinamice. Curbele 3 şi 7 se referă la camera 111, curba 3 reprezentând randamentul în cazul prevederii unui deflector pe supapa de admisie pentru intensificarea turbulenţei. Curba pentru camera IV este realizată la dozaj de economicitate maximă, la sarcină parţială de 60 % din sarcina nominală. Curba 6 reprezintă creşterea relativă a randamentului în funcţie de raportul de comprimare, considerând valoarea de referinţă la raportul de
comprim are e = 7 ,0 0 . Creşterea relativă a randamentului funcţie de raportul de comprim are este aproximativ aceeaşi la toate camerele de ardere. Trebuie menţionat însă, că la mărirea raportului de comprimare se reduce proporţia căldurii degajate în faza principală de ardere şi se măreşte ponderea căldurii degajate în timpul postarderii în întregul volum al camerei, în vecinătatea pereţilor camerei şi în interstiţiile dintre muchia pistonului şi chiulasă. D e asemenea din cauza creşterii temperaturii maxime a ciclului cresc pierderile de căldură prin pereţi şi se amplifică reacţiile de disociaţie. Toate aceste fenomene conduc la o diminuare a eficienţei proceselor termodinamice cu creşterea raportului de comprimare. D e aici necesitatea ca la m ărirea raportului de comprimare să se acorde o atenţie deosebită îmbunătăţirii formei camerei şi prelucrării sale. O importanţă hotărâtoare prezintă posibilităţile tehnologice de execuţie a camerei în forma optimizată găsită, metodele de prelucrare a suprafeţei camerei şi posibilităţile de realizare a aceluiaşi volum la camerele tuturor cilindrilor. In cazul funcţionării motorului cu amestec sărac, când există exces de oxigen, la mărirea raportului de comprimare creşte concentraţia de oxizi de azot ( N O x ) în gazele de evacuare, ca rezultat al creşterii temperaturilor maxime de ardere (fig .4 .19,b). Influenţa raportului de comprimare asupra concentraţiei de hidrocarburi ( CmHn) în gazele de evacuare la diferite dozaje X, se prezintă în figura 4 .1 9 ,a. Creşterea raportului de comprimare nu influenţează practic asupra concentraţiei de oxid de carbon. La rapoarte mari de comprimare trebuie să se utilizeze combustibili cu C .O . ridicată, ceea ce conduce la accentuarea toxicităţii gazelor de evacuare din cauza tetraetilului de plumb. M are interes prezintă camera de ardere concepută de May Fireball care perm ite utilizarea unor rapoarte de comprimare mai mari ca la camerele analizate mai sus. O astfel de cameră de ardere se prezintă schematic în figura 4.20. La sfârşitul compresiei amestecul carburant este expulzat de către piston din cilindru şi pătrunde printr-un canal tangenţial într-un compartiment sferic al camerei dispus sub supapa de evacuare în care se formează un curent turbionar de mare intensitate. Bujia fiind amplasată în acest compartiment al camerei de ardere, aprinderea amestecului se face în locul cel mai puternic încălzit din vecinătatea supapei
Cnfln.[/7}g/t]
H0n[mg/i\
de evacuare. Dr umul scurt de propagare al flăcării, corelat cu viteza mare a gazelor în camera de ardere conduc la arderea
amestecului, ceea ce permite utilizarea unor dozaje mult mai să ra c e , la r a p o a rte de comprimare de 13-15. P e n tru co m p ararea F ig.4.19. Variaţia conţinutului de hidro economicităţii acestui m otor cu curburi ( C J i J şi oxizi de azot (NOJ în a unUi motor cu cameră gazele de evacuare, în fun cţie de raportul obişnuită, se prezintă în figura de comprimare şi de dozaj 4 2 1 t0pogramele de consum pentru un astfel de m otor cu cilindreea totală de 21 şi cu raportul de comprimare £ = 15, iar în figura 4.22 topogramele pentru acelaşi motor, dar cu cameră obişnuită, cu raport de comprim are 6=9. După cum se vede consumul specific minim se reduce apreciabil, ajungând la 240 g/kW -h(177 g/CPh), iar la sarcini parţiale economicitatea este şi mai m ult îmbunătăţită, compresându-se cu cea a m otorului cu aprindere Fig.4.20. Schema camerei de ardere M ay cu Fireball prin comprimare cameră turbulentă. Faţă de un motor obişnuit cu carburator, motorul echipat cu o astfel de cameră de ardere are un consum de combustibil în exploatare cu 2 0 % mai mic, în condiţiile reglajelor şi dozajelor impuse de restricţiile privind concentraţia substanţelor poluante. Tot pentru arderea unor amestecuri
sărace a fost concepută şi camera de ardere prezentată în figura 4.23, care lucrează cu amestec bogat (fa) întru n compartiment mic al camerei în care este este dispusă bujia. Acest amestec bogat este aspirat printro supapă separată dintrun difuzor independent al carburatorului. In cam era principală amestecul sărac (^ 0 este aprins prin două jeturi Fig.4.21. Curbele de consum specific constant de flacără provenite din pentru un motor cu cameră cu cameră M ay com partimentul cu Fireball, de 21 aprindere de la bujie. Jeturile de flacără asigură o aprindere eficientă la dozaje foarte sărace în cam era principală (X>1,5). U n astfel de motor lucrează cu consumuri specifice de combustibil reduse, cu emisii neglijabile de CO şi No*, însă la sarcini mici şi la mers în gol rezultă o oarecare creştere a concentraţiei de hidrocarburi în gazele de ardere.
Pe,
flPa 1,0
_____________________________
io5o
Im
Im
~mo
sooo
7?
Fig.4.22. Curbele de consum specific constant pentru un motor de 21 cu cameră de ardere obişnuită
4.4. Arderea în motorul cu aprindere prin comprimare Arderea amestecului neomogen se deosebeşte esenţial de arderea amestecului omogen. Procesul formării amestecului şi pregătirea sa pentru aprinderea în motorul cu aprindere prin comprimare, începe din momentul injectării combustibilului în cam era de ardere, adică de la 10-40° RAC înainte de a ajunge pistonul în p.m .s.(fîg. 4.23). Tim pul desponibil pentru toate procesele de pregătire a amestecului pentru Bujie autoaprindere este foarte scurt Supapa camerei şi în motoarele cu aprindere 'separate prin comprim are aceste procese se realizează în (0,040,001)s, valorile mari flacără referindu-se la motoarele lente, ^ Cameră separată iar cele mici la motoarele rapide. Cilindru Tim pul disponibil pentru pregătirea şi formarea Fig. 4.23. Camera de ardere cu amestecului pentru aprindere aprindere prin flacără la motoarele cu carburator este de câteva ori mai mare decât la motoarele cu aprindere prin comprimare. Fazele de formare şi pregătire a amestecului pentru autoaprindere la motoarele cu aprindere prin comprimare (pulverizarea combustibilului din injector şi proiectarea sa în camera de ardere, încălzirea picăturilor şi vaporizarea lor, form area produselor intermediare de oxidare şi în fin a l, aprinderea) se suprapun în tim p una cu alta şi se prelungesc până după aprindere. în aceasta constă particularitatea şi în acelaş tim p complexitatea studierii proceselor de ardere în aceste motoare. Combustibilul injectat în cilindru ajunge în mediul comprimat şi prin urm are încălzit, aerul având în general presiuni de (3-4) M Pa şi tem peraturi de 800-1000K.
4.4.1. Factorii care influenţează întârzierea la autoaprindere Aprinderea amestecului neomogen se realizează nu de la o sursă exterioră, ci prin accelerarea reacţiilor exoterme de oxidare până la realizarea aprinderii. In principal aceasta se realizează datorită activării termice. Acest tip de aprindere poate fi obţinut prin injectarea combustibilului în aerul comprimat şi încălzit până la temperaturi ridicate. In amestecurile de compoziţie neomogenă aprinderea poate să se producă în primul rând în volumul în care concentraţia combustibilului este cea mai favorabilă ( \ < 1 ) . In afară de aceasta, concentraţia combustibilului (picăturile care se vaporizează) trebuie să ocupe cea mai favorabilă poziţie în camera de ardere, din punctul de vedere al câmpului de temperaturi pentru a se asigura o suficientă intensitate a reacţiilor de preardere şi o viteză corespunzătoare a degajării de căldură. D e asemenea trebuie ca această poziţie să permită o viteză de deplasare a picăturilor prin aerul încălzit deoarece manifestă o importantă influenţă asupra controlului (formei) câmpului de concentraţie a vaporilor de combustibil şi câmpului termic. Pe cale experimentală s-a remarcat că amestecul în spaţiul dintre picături care se găsesc la periferia jetului de combustibil nu atinge concentraţia de ardere {trece sub limita de autoaprindere a amestecurilor sărace). In zona centrală a jetului de combustibil concentraţia vaporilor de combustibil creşte deoarece picăturile se deplasează complet una lângă alta şi de aceea amestecul în acest caz depăşeşte limita de autoaprindere a amestecurilor bogate, iar temperatura în interiorul jetului de combustibil datorită vaporizării picăturilor scade, adică condiţiile devin nefavorabile autoaprinderii. Cea mai favorabilă zonă pentru autoaprindere poate fi partea exterioară a jetului de combustibil în care se deplasează cu aerul picături de diametru mic. In această parte a spaţiului camerei de ardere sfârşitul reacţiilor pregătitoare şi formarea zonelor de autoaprindere va depinde de viteza de deplasare a picăturilor şi de condiţiile schimbului de căldură cu pereţii metalici. Extremitatea jetului de combustibil ajunge în contact cu piesele puternic încălzite, ceea ce poate accelera reacţiile pregătitoare şi trecerea
spre autoaprindere. Apariţia prim elor zone de ardere provoacă ridicarea temperaturilor şi presiunilor, accelerează reacţiile pregătitoare şi trecerea spre formarea de zone de ardere în întregul volum de amestec. Procesul formării amestecului şi pregătirii sale pentru autoaprinderea în motoarele cu aprindere prin comprimare include o serie de procese intermediare şi cuprinde o perioadă determinată de timp care se num eşte perioadă de întârziere la autoaprindere. Practic, perioada de întârziere la autoaprindere se evaluează prin timpul în fracţiuni de secundă sau grade RAC de la începutul injectării combustibilului de către injector până la momentul desprinderii politropiei de ardere de politropia de compresie pe diagrama indicată ( x t , a ,). In acest timp combustibilul suferă transformări fizice şi chimice, astfel încât întârzierea la autoaprindere t , este suma a două componente, respectiv o componentă fizică x H în care se produce pulverizarea, vaporizarea şi difuzia vaporilor de aer şi o componentă chimică t fc în care se produc reacţiile de autooxidare a hidrocarburilor. Deci se poate scrie: */ = + (4.7) Durata perioadei de întârziere la autoaprindere manifestă o mare influenţă asupra procesului de ardere în ansamblu şi depinde de diverşi factori chimici, fizici şi constructivi. Factorii chimici care favorizează întârzierea x, pot fi: natura combustibilului (compoziţia chimică), concentraţia oxigenului, cantitatea de gaze reziduale, catalizatorii şi aditivii. Esenţială este influenţa naturii combustibilului. Spre exemplu, combustibilii cu conţinut mare de hiodrocarburi parafinice au cea mai mică perioada de întârziere la autoaprindere, iar combustibilii cu conţinut mare de hidrocarburi aromatice au ce amai mare întârziere x f . Calităţile combustibilului sunt apreciate prin cifra cetanică (C .C ) exprimată prin procentul în volume de cetan ( ^ 16^ 34) într-un amestec de cetan şi a-m etilnaftalenul (C 10H j CH3 ) care are aceeaşi întârziere la autoaprindere ca cea a motorinei supusă încercărilor. Se consideră că cetanul are C .C = 1 0 0 , iar a-m etilnaftalenul are C .C = 0 , iar motorinele utilizate trebuie să aibă C .C = 40-50. Aceleaşi calităţi pot fi apreciate şi prin indicele Diesel (I.D ) care
este dat de produsul dintre densitatea motorinei care caracterizează concentraţia de hidrocarburi parafmice şi conţinutul de hidrocarburi aromatice exprimat prin temperatura (f) de dizolvare a anilinei în motorină. M otorinele cu cifra mică au o mare întârziere la autoaprindere şi provoacă o funcţionare dură a motorului. M otorinele cu C .C > 5 0 deşi au avantajul unei întârzieri mici la autoaprindere nu sunt convenabile deoarece se descompun uşor, iar carbonul eliberat este expulzat din cilindru fără să fie ars, ceea ce conduce la creşterea consumului specific de combustibil. M ărirea raportului de comprimare şi aplicarea supraalimentării micşorează întârzierea la autoaprindere ceea ce se explică prin ridicarea presiunii şi temperaturii la sfârşitul comprimării. Prin supraalimentare se poate manifesta o puternică influenţă asupra micşorării întârzierii x t prin mărirea concentraţiei pe unitatea de volum a moleculelor ce participă la reacţie. Ridicarea temperaturii aerului de admisie, încălzirea combustibilului injectat, aplicarea unui sistem închis de răcire, ca şi în cazul precedent conduc la micşorarea întârzierea x t deoarece temperatura aerului la sfârşitul comprimării creşte. Construcţia camerei de ardere cu cea mai mică suprafaţă de răcire, ridicarea turaţiei, pulverizarea fină a combustibilului, accelerează reacţiile pregătitoare şi micşorează mărimea întârziereii x r Asupra întârzierii la autoaprindere manifestă o influenţă esenţială forma camerelor de turbulenţă montate la unele motoare, având zone care nu se răcesc, camerele dispuse în piston, fundul nerăcit al pistoanelor de fontă şi altele. O influen|ă mare asupra micşorării întârzierii o are de asemenea alegerea unghiului optim de avans la injecţia combustibilului. De aceea fiecărui regim şi pentru fiecare motor în funcţie de parametrii săi de bază se alege unghiul optim de avans la injecţie. Cu mărirea perioadei de avans la aprindere creşte nu numai durata injectării combustibilului corespunzătoare perioadei respective, ci şi timpul de acţiune termică asupra combustibilului deja injectat şi pulverizat în camera de ardere. Ca urmare a acţiunii termice asupra combustibilului se formează mai multe centre puternice de aprindere a amestecului. Se ajunge astfel, la dezvoltarea unor viteze mari de reacţie şi de degajare a căldurii
însoţite de importante creşteri de presiune. In general, funcţionarea m otorului capătă un caracter rigid, ceee ce manifestă o influenţă negativă asupra durabilităţii ambielajului, deşi economicitatea lui se îmbunătăţeşte într-o oarecare măsură. Evident, ar fi de dorit ca să se realizeze o durată mică a întârzierii x t. Aceasta se obţine când temperatura de începere a scindării moleculelor de combustibil care determină începutul formării reacţiilor cu flacără rece de pregătire a combustibilului pentru aprindere va avea cea mai mică valoare . In acest caz se obţin cele mai mari viteze de ardere şi arderea completă în faza următoare ceea ce este caracteristic pentru întârzieri mici la autoaprindere x f . Este foarte greu să se realizeze o bună pregătire a amestecului neom ogen pentru autoaprindere într-un timp foarte scurt şi de aceea se lucrează cu amestecuri cu coeficient mare de exces de aer (X > 1), satisfăcând cerinţele accelerării proceselor de reacţie atât în perioada pregătitoare, cât şi la ardere. Aceasta se explică prin faptul că posibilitatea de ciocnire a moleculelor de combustibil ce reacţionează cu moleculele de oxigen, pentru \ > 1 creşte şi, prin urmare, numărul centrelor de activare şi viteza de ardere de asemenea cresc. M ărirea coeficientului X poate asigura o mare intensitate a degajării de căldură în faza a treia a aprinderii şi de asemenea manifestă o mare influenţă asupra procesului de ardere propriu zisă, reducându-i durata.
4.4.2. Fazele arderii în motorul cu aprindere prin comprimare In figura 4.2 4 ,a se prezintă diagrama indicată desfăşurată, unde 1-2 este perioada de întârziere la autoaprindere, 2-3 perioada de creştere bruscă a presiunii, 3-4 perioada dezvoltării temperaturii maxime a ciclului şi apoi perioada desăvârşirii arderii din momentul atingerii temperaturii maxime a ciclului Tz până la sfârşitul arderii. In figura 4 .2 4 ,b se prezintă caracteristica de injecţie şi de degajare a căldurii. Curba i= f(a ) descrie legea de injecţie a combustibilului, curbaX=/ţ,(a) reprezintă variaţia fracţiupiulor de căldură degajată, p jnj=f3(a) arată variaţia presiunii de injecţie şi —— viteza de degajare a căldurii în funcţie de timp sau de unghiul de r o t a ţ i e i arborelui cotit.
rfmeşiec combustibil-aer
Pinj
(J 1
F ig.4.24 Fazele arderii la M AC Fazele de ardere sunt reprezentate în fracţiuni din timpul de desfăşurare a ciclului (fig.4.24,b) sau pot fi delimitate într-o d ia g ra m ă p -a în °RAC. D upă cum se vede din caracteristica variaţiei mărimilorX, —— da
căldura degajată la sfâtşitul fazei a treia este importantă, însă viteza de degajare a căldurii scade, deşi procesele se desfăşoară la temperaturile cele mai înalte, aceasta se poate explica prin înrăutăţirea contactului dintre oxigen şi combustibil sau produse de ardere incompletă care se accentuează datorită m ăririi concentraţiei gazelor inerte în amestec (azot şi produse de ardere). Paralel cu aceasta are loc şi o înrăutăţire a condiţiilor de formare a amestecului, datorită faptului că injecţia şi pulverizarea în faza a IlI-a se produc cu viteze mai scăzute şi coeficientul de exces de aer în timp este mai mic. Caracterul propagării flăcării în camera de ardere a motorului cu aprindere prin comprimare nu a fost pe deplin elucidat ca la motorul cu carburator. D e aceea este posibil să existe diferite puncte de vedere asupra descrierii fenomenelor fizice ce apar în procesul arderii amestecurilor de combustibil şi aer în motoarele cu aprindere prin comprimare. In literatura actuală privind procesul de ardere, în ansamblu se consideră, că acesta este constituit din patru faze, Această îm părţire pe faze este convenţională pentru motoarele cu aprindere prin comprimare deoarece multe aspecte ale arderii nu au fost încă studiate. Insă, deşi convenţionale, fazele procesului de ardere reflectă suficient de real fenomenele petrecute în cilindru. Cea mai completă imagine asupra procesului de ardere din motorul cu aprindere prin comprimare se poate obţine dacă la baza analizei desfăşurării fazelor se consideră factorii care au o influenţă constantă asupra proceselor ca spre exemplu legea de injecţie a combustibilului şi legea degajării căldurii, care la rândul lor determină temperatura şi presiunea ciclului. întreaga perioadă de ardere din motorul cu aprindere prin comprim are poate fi îm părţită în următoarele faze: I - fa za pregătirii zonelor de autoaprindere (întârzierea la autoaprindere); II - fa z a dezvoltării zonelor de autoaprindere şi propagării flăcării denumită şi fa za arderii rapide; III - fa z a de ardere a masei de bază a amestecului (arderea moderată);
IV - fa za arderii relativ încetinite a componentelor de amestec rămase din fa za precedentă (postarderea cu ardere în destindere); Prima fază se desfăşoară în intervalul de timp din momentul începerii reale a injectăriii combustibilului (7)până în momentul creşterii rapide de presiune (2). In decursul acestei perioade se produce pregătirea fizico-chimică a acelei părţi de combustibil care a pătruns în cilindru în acest interval de timp. Insă, viteza de degajare a căldurii în această perioadă este foarte mică şi de aceea nu se produce o creştere vizibilă a presiunii în această fază. In timpul acestei faze pătrunde în cilindru 30-40% din întreaga cantitate de combustibil pentru un ciclu (la unele motoare rapide cantitatea de combustibil injectat poate fi chiar de 100%). Durata primei faze, este de (0,002-0,006) s sau 10-30°RAC, şi determină caracterul desfăşurării fazelor următoare în funcţie de diferiţi factori. Cum se vede din figura 4.24, a şi b la sfârşitul primei faze începe procesul degajării active de căldură, adică în acest timp pregătirea formării zonelor de autoaprindere se încheie. In a doua fază se observă o foarte intensă degajare de căldură ( -------->max.) şi o creştere bruscă de presiune, corespunzătoare perioadei (23)daln această fază injecţia de combustibil continuă mărind concentraţia acestuia în amestec. La sfârşitul acestei faze, maximul vitezei de degajare a căldurii coincide practic cu maximul presiunii de ardere p z. In această fază se degajă 30-50% din întreaga căldură furnizată ciclului. In calitate de criterii de apreciere a intensităţii arderii pentru perioada a doua se consideră viteza de creştere a presiunii, obţinute ca şi la motoarele cu aprindere prin scânteie din raportul creşterii de presiune a gazelor A p pentru o perioadă oarecare a procesului, pe creşterea corespunzătoare a unghiului de rotire a arborelui cotit, adică viteza momentană W şi viteza W m , respectiv:
W =M A <*
[ MPa
(4.8)
.°R A C ‘ (4.9)
D upă datele experimentale mărimea Wm care caracterizează rigiditatea funcţionării motorului, oscilează în limitele (0,4-0,6) MPa/°RAC. Valorile mari corespund unor perioade îndelungate de întârziere la autoaprindere, iar cele mici la întârzieri scurte In faza a tre ia injecţia de combustibil de obicei încetează şi arde masa de bază a amestecului de combustibil şi aer. Se mai numeşte şi faza arderii progresive, deoarece menţine p = c t. pe o anumită perioadă de timp. Socotind că în faza a doua căldura degajată este aproximativ o treime, iar în faza a patra de obicei mai puţin de o treime, atunci în faza a treia se ajunge că totalul căldurii degajate să fie de 40-50% adică în această fază se degajă cea mai mare parte din căldura furnizată pentru un ciclu. In afară de aceasta, faza a treia se caracterizează prin temperaturi înalte ale gazelor Tmax= Tz (sfârşitul fa ze i a treia). Insă cu toate acestea, presiunea gazelor în cilindru scade brusc, ceea ce se explică prin mărirea volum ului ocupat de gaze şi prin alte cauze analizate mai înainte. F a z a a p a tr a începe din momentul atingerii temperaturii maxime de ardere în cilindru Tz . Se socoteşte că limita sfârşitului arderii poate fi momentul când degajarea de căldură atinge 95-97% din căldura totală degajată de ciclu. Faza este caracterizată de micşorarea vitezei de degajare a călduririi ( - ^ - * 0 ) şi de micşorarea vitezei de ardere. Injecţia de combus-
da
tibil şi creşterea cantităţii de produse finale de ardere nu mai are loc. O mare durată a fazei de postardere poate provoca o ridicare a temperaturii gazelor arse şi a pierderilor termice prin sistemul de răcire precum şi m ărirea solicitării termice a pieselor. Pentru micşorarea duratei fazei a patra este necesară o intensificare a turbionării amestecului şi a duratei injecţiei combustibilului în faza a treia. 4 .4.3 In flu e n ţa tip u lu i cam erei de a rd e re a su p ra form ării am estecului şi a rd e rii în m otorul cu ap rin d ere p rin co m p rim are La motoarele cu aprindere prin comprimare tipul camerei de ardere
se alege în funcţie de procesul de formare a amestecului adoptat. Pentru a produce arderea într-un timp cât mai scurt este necesară o turbionare intensă a aerului în camera de ardere şi în cilindru. Mişcarea dirijată a aerului în camera de ardere la sfârşitul compresiei şi a frontului de flacără în timpul arderii se poate realiza printr-o arhitectură adecvată a camerei de ardere. Camerele de ardere se împart în două mari grupe: camere de ardere unitare sau cu injecţie directă şi camere de ardere divizate, din care fac parte cele cu antecameră şi cele cu cameră de turbulenţă. In cele ce urmează se vor analiza principalele tipuri de camere de ardere şi influenţa arhitecturii acestora asupra procesului de formare a amestecului şi de ardere.
4.4.3.1. Camerele unitare sau cu injecţie directă Camerele unitare sunt acele camere în care arderea se desfăşoară într-un compartiment unic, delimitat de suprafaţă chiulasei, capul pistonului şi pereţii cilindrului, compartiment în care se injectează combustibil la sfârşitul compresiei. Configuraţia camerelor de ardere unitare este foarte diversificată. Câteva din tipurile cele mai răspândite se prezintă în figura 4.25. Form area amestecului se poate forma pe principiul distribuţiei combustibilului în volumul camerei de ardere sau prin formarea unei pelicule pe pereţii acesteia. Dispersia combustibilului în camera de ardere se realizează prin utilizarea energiei cinetice a jetului de combustibil E c şi a energiei turbionale a aerului E a . Energia totală care poate fi utilizată pentru formarea amestecului este: E tot = E 0 + E a (4.10) In funcţie de metoda de formare a amestecului şi de forma camerei de ardere se impun valori diferite pentru energiile cinetice ale jetului de combustibil şi aerului supus turbionarii. La camerele unitare cu dispersia combustibilului în întregul volum, componenţa energetică principală pentru formarea amestecului este energia cinetică imprimată combustibilului prin injecţie. Energia de turbionare a
h) Fig.4.25. Camere de ardere unitare aerului la aceste camere este mai mică decât energia combustibilului. O mare răspândire au căpătat camerele de ardere practicate în piston, geometria cărora corespunde geometriei jeturilor de combustibil, Injectorul în acest caz se dispune pe axa cilindrului, iar pulverizatorul are
5-7 orificii de diametru relativ mic (di= 0,15-0,35 mm). Camerele de acest tip sunt utilizate pe motoarele unor autovehicule de mare tonaj (fig.4.25, a,b şi c). Cu toate că se utilizează un mare număr de orificii de pulverizare, deci se realizează un număr mare de jeturi de combustibil, neexistând o mişcare de rotaţie axială a aerului în camera de ardere, în spaţiile dintre jeturi rămâne aer neutilizat, ceea ce reclamă un coeficient de exces de aer mai mare, respectiv A.m|n= 1,5. Formarea amestecului se îmbunătăţeşte pe calea creerii unei circulaţii tangenţiale de rotaţie a aerului în camera de ardere. Această mişcare, aşa cum s-a arătat mai înainte, se realizează in procesul umplerii printr-o orientare corespunzătoare a canalului de admisie. Intensitatea mişcării de rotaţie a aerului în camera de ardere trebuie corelată cu numărul şi diametrul orificiilor pulverizatorului şi cu geometria jeturilor, respectiv cu caracteristica de injecţie. La o viteză mare de rotaţie a aerului vaporii de combustibil, picăturile fin pulverizate şi produsele de ardere se deplasează din zona unui je t în zona altui je t vecin, ceea ce înrăutăţeşte formarea amestecului, micşorează presiunea medie efectivă a ciclului, măreşte consumul specific de combustibil şi conduce la apariţia fumului în gazele de evacuare. Se consideră că in timpul injecţiei, unghiul de rotaţie a aerului în camera de ardere trebuie să fie egal cu unghiul dintre axele a două jeturi de combustibil vecine, cu socotirea conicităţii jeturilor. In figura 4.26 se prezintă curbele de variaţie a presiunii m ediip g în funcţie de viteza unghiulară de rotaţie a aerului turbionat w . M ăsurătorile s-au efectuat pe o instalaţie experimentală cu alezajul D = 125mm, cursa S=110m m şi turaţia n = 2400rot/min. Numărul orificiilor de pulverizare a fost diferit, însă secţiunea totală a acestora a fost menţinută constantă (1-1 lx0,12m m , 2-7x0,15mm, 3-5x0,18mm; 4-7x0,15mm, 55xO,18mm, 6-4x0,2mm). Mişcarea axială a aerului s-a realizat cu două supape de admisie ecranate. Una din supape s-a fixat în poziţia corespunzătoare intensităţii maxime a turbionarii, iar a doua s-a rotit, modificând intensitatea turbionarii. Unghiul acoperit de ecranele celor două supape a fost de 90°. Mărimea vitezei unghiulare o a aerului pentru fiecare chiulasă s-a calculat după raportul vitezei unghiulare de turbionare pentru poziţia dată a ecranelor pe viteza unghiulară a aerului la un unghi de rotire a ecranelor <£>e=90°. La acest unghi direcţia vitezei curentului de aer prin
cele două supape ecranate coincide şi în cilindru s-a creat turbionarea de intensitate maximă (u> = 10 0 % ). Intensitatea turbionării [MPa] Pe s-a ridicat de asemenea prin 0,10 înclinarea canalului de admisie. Schemele chiulaselor, canalelor 0,66 de admisie şi de evacuare şi dispunerea supapelor se arată în 0, 6!. partea superioară a figurii 4.26. După cum se vede pentru fiecare num ăr de orificii de pulverizare rezultă o intensitate optim ă de turbionare căreia îi corespunde o presiune medie efectivă maximă. Pe m ăsura m icşorării numărului o rific iilo r de p u lv e riz a re valoarea optimă a intensităţii n turbionării creşte. La un număr de 5 orificii de pulverizare / b (curba 3) şi o construcţie a chiulasei de form a celei prezentate în figura 4 .2 6 ,a, intensitatea maximă a turbionării s-a dovedit insuficientă pentru 40 realizarea unei presiunii medii bl efective peste 0,7 M Pa. Cu Fig.4.26. Variaţia presiunii medii efective c r e ş te r e a in te n s ită ţii de în funcţie de viteza unghiulară de rotaţie turbionare, datorită utilizării a aerului, pentru un număr diferit de chiulasei prezentate în figura orijîcii de evacuare la secţiunea constantă 4 .2 6 ,b presiunea medie de a acestora. 0,742 M PA (curba 6) s-a obţinut la pulverizatoare cu patru orificii de pulverizare. In cazul unui
A
num ăr mare de orificii de pulverizare şi unei intensităţi mari de turbionare ( w =50% ), presiunea medie efectivă scade brusc (curba 1). Schimbarea turaţiei motorului influenţează asupra intensităţii m işcării de rotaţie a aerului în camera de ardere, deoarece prin aceasta se schimbă viteza şi prin urm are energia cinetică a curentului de aer în canalul de admisie şi sub supapă. Cu mărirea turaţiei arborelui cotit, intensitatea turbionării aerului în camera de ardere se măreşte şi din acest motiv la turaţii mari turbionarea creată prin orientarea tangenţială a canalului de admisie poate fi suficientă. Turbionarea suplimentară a aerului cu ajutorul supapelor de admisie ecranate în cazul turaţiilor mari poate să înrăutăţească perform anţele motorului. Prin urmare la fiecare regim de turaţie al m otorului, în funcţie de numărul orificiilor de pulverizare poate fi aleasă o intensitate optimă de rotaţie a aerului în camerele de ardere. D e aceea la definitivarea conducerii proceselor din motor trebuie să se acorde o deosebită atenţie intensităţii mişcării tangenţiale a aerului în camera de ardere. In afară de mişcarea de rotaţie axială a aerului, în timpul compresiei apare şi o mişcare radială a aerului datorită deplasării aerului din spaţiile cuprinse între chiulasă şi suprafeţele proeminente de la periferia pistonului. In camerele de ardere prezentate în figura 4 .2 6 ,a şi b energia imprimată curentului în direcţia radială este neînsemnată, ceea ce se explică prin suprafaţa mică a proeminenţelor de la periferia pistonului, caracterizată prin raportul dintre diametrul camerei de ardere d c şi diametrul cilindrului
o.
d Pentru cele două camere raportul respectiv este
= 0,75 = 0,85
aceste construcţii prezentând avantajul unei bune formări a amestecului şi unor pierderi reduse de căldură prin pereţii camerei, ceea ce asigură o înaltă economicitate a motorului. Consumul specific minim de combustibil al m otoarelor echipate cu astfel de camere este 227-241 g / k W h , iar coeficientul minim de exces de aer la limita de fum şi pentru o turbionare optimă = 1,2 -1 ,2 5 . Un alt avantaj al camerelor de ardere analizate mai sus constă în asigurarea pornirii uşoare a motorului datorită suprafeţei relative de răcire reduse. De asemenea rezultă o construcţie simplă a chiulasei, ceea ce
permite dispunerea convenabilă a supapelor. O bună formare a amestecului la aceste motoare impune presiuni mari de injecţie, deoarece energia cinetică a jetului de combustibil are o mare importanţă în realizarea pulverizării şi dispersiei combustibilului în camera de ardere. De aceea în cazul injectoarelor de tip închis presiunea de deschidere a acului este de 20-25 MPa, iar presiunea maximă de pulverizare ajunge la 40-60 M Pa. Pentru aparatura de injecţie de tipul pompă-injector presiunea maximă de injecţie atinge 120-140 MPa. Aceste presiuni mari pun aparatura de injecţie în condiţii foarte grele de funcţionare. Un dezavantaj important al camerelor de ardere analizate mai sus constă în gradientul mare de creştere a presiunii în faza arderii rapide, ajungându-se la Act
= (0 ,6 - 1 ,2 )
— şi la presiuni maxime ale ciclului ,°R A C
prea mari, respectiv p z = (8-10)
M P a. Gradientul mare de creştere a
presiunii se explică prin intensitatea ridicată a proceselor de vaporizare şi difuzie a combustibilului în masa de aer în perioada de întârziere la autoaprindere şi prin durata mare a întârzierii la autoaprindere. Pentru atenuarea funcţionării dure a motoarelor echipate cu astfel de camere de ardere se tinde să se reducă întârzierea la autoaprindere şi să se micşoreze cantitatea de combustibil injectată în această perioadă, adoptând o lege de injecţie convenabilă. In cazul utilizării unui număr mic de orificii de pulverizare se poate ajunge în situaţia, când energia imprimată curentului de aer la admisie pentru asigurarea mişcării axiale de rotaţie să fie insuficientă. Din această cauză se preferă injectoare cu număr mare de orificii de pulverizare, însă la diametre mici ale orificiilor apare riscul coxărîi rapide a acestora în exploatare. Pentru intensificarea turbionării aerului în camera de ardere, la unele construcţii se apelează la configuraţii cu adâncimi mari în piston (fig.4.25, d ,e ,f,g şi h), denumite şi camere semidivizate. In cazul camerei de ardere reprezentate în figura 4.25,c axa injectorului este puţin dezaxată fată de axa cilindrului, iar axa camerei de ardere este dispusă între axa cilindrului şi axa injectorului. Suprafaţa
afectată pragurilor de turbionare este mult mai mare în acesj^caz faţă de construcţiile din fîguile4.25, a şi b, iar raportul caracteristic = 0,615. La unele motoare de tractor se utilizează camere de ardere de tipul celei prezentate în figura 4.25, e la care raportul caracteristic este
= 0,35 - 0 ,3 7 . Jeturile de combustibil proiectate prin 4 orificii ale pulverizatorului sunt orientate spre pereţii laterali ai camerei sub muchiile secţiunii minime de intrare în cameră, care au o temperatură ridicată. Turbionarea intensă a aerului în camerele de ardere semidivizate practicate în piston se realizează prin deplasarea radială a aerului dinspre pereţii cilindrului spre centrul camerei, prin expulzarea aerului cuprins între chiulasă şi proeminenţele periferice ale pistonului. La unele construcţii de camere de ardere (fig.4.25,e) se realizează o turbionare de formă toroidală. Energia curentului de aer turbionat în acest caz va creşte cu micşorarea raportului dintre diametrul minim al intrării în camera de ardere practicată în piston şi diametrul cilindrului şi cu mărirea volumului relativ al compartimentului camerei din piston care este apreciat prin raportul dintre volumul compartimentului camerei din piston pe volumul total de la sfârşitul K». compresiei, respectiv ----K» Din aceste motive pentru camerele semidivizate practicate în piston seadoptă
d
= 0,35 - 0,75 şi
V
V
= 0,75 - 0,9. Raportul de volume——
depinde de jocul dintre muchia pistonului şi chiulasă, distanţă ce este limitată de precizia de execuţie a pieselor mecanismului bielă-manivelă şi de deform aţiile termice ale acestor piese. Prin micşorarea distanţei minime dintre muchia pistonului şi chiulasă, în acest spaţiu rămâne mai puţin aer la sfârşitul compresiei, ceea ce permite o mai bună utilizare a aerului în procesul de ardere şi micşorarea coeficientului de exces de aer. Alături de mişcarea toroidală la aceste camere se conservă şi mişcarea tangenţială de rotaţie a aerului imprimată în timpul admisiei, dar
în cazul camerei reprezentate în figura 4.25,e nu este necesară o viteză mare de rotaţie la mişcarea tangenţială. Camerele de ardere semidivizate practicate în piston asigură obţinerea unei înalte economicităţi a motorului şi puteri litrice ridicate, valorificându-se în totalitate avantajele camerelor de ardere unitare. In plus, prezenţa unor curenţi suplimentari de turbionare permite scăderea presiunii de injecţie şi micşorarea numărului de orificii de pulverizare a combustibilului. Presiunile la începutul ridicării acului injectorului în cazul utilizării camerelor semidivizate practicate în piston sunt de 15-17,5 MPa, iar numărul orificiilor de pulverizare de 2-5. Rigiditatea funcţionării motorului şi presiunile maxime ale ciclului, în cazul utilizării camerelor semidivizate practicate în piston, se micşorează, ceea ce se explică prin numărul mai mic al jeturilor de combustibil aflate în interacţiune cu curentul de aer turbionat şi prin depunerea unei părţi din combustibil pe pereţii camerei de ardere. Drept rezultat, în timpul întârzierii la autoaprindere se formează o cantitate mai mică de vapori de combustibil, iar arderea se desfăşoară treptat şi mai puţin violent. Trebuie menţionat, că în cazul camerelor de ardere semidivizate practicate în piston, formarea amestecului pe principiul distribuţiei combustibilului în volumul camerei de ardere este modificată în sensul combinării cu procedeul de formare a unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei. Cantitatea de combustibil care se depune pe pereţii camerei, depinde de tipul camerei de ardere şi de regimul de funcţionare al motorului. Form area amestecului în camera de tipul celei reprezentate în figura 4.2 5 ,g asigură o viteză mică de amestecare a combustibilului cu aerul pentru fracţiunea de amestec care este supusă reacţiilor de oxidare în timpul întârzierii la autoaprindere. Acest control al vitezei de ardere se realizează prin crearea unor zone cu amestec neîmbogăţit în vecinătatea pereţilor camerei de ardere. Pulverizatorul injectorului are două orificii şi este dispus în vecinătatea peretelui camerei, orientând o parte a jetului spre peretele învecinat al camerei de ardere. Sub acţiunea mişcării de rotaţie axială a aerului se formează o zonă inelară cu amestec supraîmbogăţit. Volumul de amestec pregătit pentru arderea rapidă se micşorează, ceea ce conduce la
scăderea vitezei de creştere a presiunii în cilindru. După apariţia flăcării se asigură o viteză suficient de mare de formare a amestecului de combustibil şi aer. La acest tip de cameră de ardere este necesară o presiune de injecţie mai mică decât la camerele reprezentate în figurile 4.25, a şi b. De asemenea energia necesară a jetului de combustibil este mai mică, ceea ce se explică prin faptul că pentru obţinerea zonei de amestec supraîmbogăţit nu este necesară o îmbunătăţire a calităţii pulverizării şi a uniformităţii distribuţiei combustibilului în volumul jetului de combustibil. Energia de injecţie trebuie să fie suficientă pentru asigurarea propagării jetului pe toată adâncimea camerei de ardere, însă nu trebuie să fie exagerată proporţia combustibilului depus pe pereţii acesteia. Economicitatea şi calităţile de pornire a motoarelor care utilizează camere de forma celei prezentate în figura 4.25,g sunt comparabile cu cele care folosesc camere de ardere de forma celor din figurile 4.2 5 ,a şi b. La formarea amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei de ardere se tinde în principal să se reducă la minim cantitatea de combustibil care se poate vaporiza şi amesteca cu aerul în timpul întârzierii la autoaprindere. Jetul de combustibil este proiectat sub un unghi unic spre pereţii camerei de ardere, ceea ce face ca picăturile să nu fie respinse de pe suprafaţa camerei, ci să se scurgă pe pereţii acesteia, formând o peliculă subţire de 0,012-0,014 mm. Drumul jetului de combustibil de la orificiul de pulverizare până la peretele camerei trebuie să fie cât mai scurt pentru a se micşora cantitatea de combustibil vaporizat în timpul deplasării jetului prin camera de ardere. Aceste condiţii sunt satisfăcute de către camera de ardere reprezentată în figura 4.25,h. Direcţia vectorului vitezei curentului de aer, la formarea amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil, coincide cu direcţia de deplasare a jetului de combustibil, ceea ce permite scurgerea jetului de combustibil pe pereţii camerei. In acelaşi timp, prin această măsură se diminuează vaporizarea combustibilului, deoarece se micşorează viteza relativă de mişcare dintre combustibil şi aer. La acest procedeu de formare a amestecului energia jetului de combustibil este Ec= 2 ,2 -7 ,8 J/g , adică de aproximativ două ori mai mică decât în cazul dispersiei jetului de combustibil în volumul camerei de ardere. In afară de aceasta, energia curentului de aer în mişcare este de
două ori mai mare în acest caz faţă de energia imprimată curentului la camerele cu dispunnerea combustibilului în întregul volum al camerei. In figura 4.27 este arătată influenţa formei camerei de ardere nedivizate asupra evaluării presiunii şi desfăşurării arderii în cilindru. P ic ă tu rile de p combustibil fin pulverizat tfpQ şi vaporii de combustibil rezultaţi la periferia jetului se deplasează spre centrul camerei de ardere în cazul construcţiei analizate.
C ă l d u r a necesară pentru p u l v e r i z a r e a c o m b u s tib ilu lu i e ste Fig.4 .2 7 .Influenţa form ei camerei de ardere preluată la acest tip de asupra presiunii în a procesul de ardere cameră de la piston, a cărui temperatură este menţinută în limitele a 450-610 K. O mărire în continuare a temperaturii combustibilului nu este recomandată, deoarece la contactul peliculei de combustibil cu suprafeţele puternic încălzite acesta începe să fiarbă, iar combustibilul analizat capătă forma unor bule sferice care se desprind de pereţii camerei prin vaporizare. De asemenea prin încălzirea la temperaturi mai înalte se poate produce cracarea termică a combustibilului şi formarea de cox. Din aceste motive, la mărirea temperaturii pistonului peste limitele menţionate mai sus, de exemplu în cazul supraalimentării, fundul pistonului se răceşte printr-un je t de ulei. Vaporizarea rapidă a combustibilului din pelicula depusă pe pereţii camerei este posibilă datorită deplasării aerului cu viteze relativ mari faţă de pereţii camerei de ardere. Procesul de accelerare se accentuează rapid după începerea arderii datorită transferului de căldură de la flacără la pelicula de combustibil. Combustibilul vaporizat este transportat de către curentul de aer şi arde în frontul de flacără care se propagă de la centrul camerei, unde se formează primele centre de autoaprindere, spre pereţii camerei.
Acest procedeu de formare a amestecului şi de conducere a proceselor de ardere se numeşte procedeul M. In cazul formării amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei de ardere economicitatea motorului se măreşte, consumul specific minim de combustibil fiind de 218-227 g/kWh. Prin utilizarea eficientă a aerului se ajunge la presiuni medii efective mari, spre exemplu pentru motoarele nesupraalimentate, obţinându-se valori de 0,7-0,85 MPa. In plus rigiditatea funcţionării motorului este redusă, iar presiunile maxime de ardere sunt re lativ scăzute. Astfel, gradientul de creştere a presiunii
Aa
la sarcina
plină a motorului are valori de 0,25-0,4 MPa/°RAC, iar presiunile maxine ale ciclului sunt de 7-7,5 MPa. Printre avantajele procedeului de formare a amestecului prin depunerea unei pelicule de combustibil pe pereţii camerei de ardere trebuie menţionată şi posibilitatea funcţionării motorului cu diferiţi combustibili. La aceste motoare este mai dificilă pornirea la temperaturi scăzute, deoarece masa de bază a combustibilului se depune pe pereţii reci ai camerei de ardere şi vaporizarea sa se produce mai greu. De asemenea la sarcini mici şi la mersul în gol al motorului, datorită temperaturilor scăzute ale pistonului şi datorită transferului mai redus de căldură de la flacără la peliculă, procesul de vaporizare, de formare a amestecului şi de ardere devine mai dificil, ceea ce conduce la creşterea concentraţiei de substanţe poluante în gazele de evacuare. In cazul motoarelor echipate cu camere de forma celei prezentate în figura 4.25,g nu mai apar aceste perturbări ale procesului la sarcini mici, deoarece la micşorarea debitului de combustibil acesta se distribuie mai uniform şi procesul de ardere se prelungeşte. La camerele de tipul celei prezentate în figura 4.25, e de asemenea o parte din combustibil se depune pe pereţii camerei sub forma de peliculă, putându-se ajunge la depuneri de până la 35-40% din debitul pe ciclu. La aceste motoare distanţa dintre orificiile pulverizatorului şi pereţii camerei este relativ mică şi jeturile de combustibil atacă pereţii camerei sub unghiuri mici, ceea ce permite depunerea combustibilului pe pereţi şi formarea peliculei. Printre dezavantajele camerelor de ardere practicate în piston
trebuie menţionată şi înălţimea relativ mare a capului pistonului, din care cauză masa sa şi forţele de inerţie cresc, ceea ce limitează forţarea motoarelor prin creşterea turaţiei.
4.4.3.2. Camerele divizate cu cameră de preardere La motoarele cu cameră de preardere sau cu antecameră , camera de ardere se îm parte în două părţi: antecamera dispusă în chiulasă cu un volum de 0,25-0,40 din volumul de compensaţie Vc şi camera principală dispusă direct în cilindru. Antecamera are forma unui corp de revoluţie şi este legată de camera principală prin unul sau mai multe canale de secţiune redusă. D upă axa de simetrie a antecamerei se montează injectorul cu un singur pulverizator. In figura 4.28 se prezintă schema unei antecamere pentru motoare cu turaţii ridicate unde 1 este camera din cilindru, 2 antecamera şi 3 canalul de legătură. In timpul cursei de comprimare se pompeaza aerul din cilindru în antecameră prin canalele de legătură care au secţiuni reduse, respectiv 0,30,6% din A p . Datorită vitezei ridicate a curentului care pătrunde în antecam eră, atingând cu 15-20PRAC înainte de p.m .s. 230-320 m /s, viteză provocată de o cădere de presiune de 0,3-0,5 M Pa, în interiorul său apare o mişcare turbionară dezordonată care favorizează amestecarea aerului cu combustibilul injectat în antecameră printr-un pulverizator cu un singur je t, la un avans de 10-35° înainte de p .m .s. La sarcini mari nu poate arde în antecameră întreaga cantitate de combustibil injectată şi de aceea se amestecă numai cu o parte din aer. Prin arderea combustibilului temperatura şi presiunea în antecameră se măresc brusc, iar combustibilul nears şi produsele de ardere trec prin canalele de legătură în cilindru. Viteza ridicată cu care trec gazele şi restul de combustibil în cilindru, asigură condiţii favorabile de pulverizare şi amestecare a combustibilului cu aerul din cilindru. Astfel, în cilindru se produce arderea părţii principale a combustibilului. Canalele de legătură dintre antecameră şi cilindru se încălzesc puternic la trecerea gazelor arse, atingând temperatura supapelor de evacuare ceea ce favorizează vaporizarea combustibilului.
P rin aceasta se reduce întârzierea la autoaprindere a combustibilului. Variaţia presiunii în antecameră şi în cilindru în funcţie de unghiul a se arată în figura 4.29. Aria secţiunilor canalelor de trecere se alege din condiţia asigurării unor viteze la intrarea şi ieşirea gazelor din a n te c a m e r ă , p e n tru c a re p ro ce se le de fo rm are a amestecului şi de ardere să fie satisfăcătoare. D in a n a l i z a particularităţilor proceselor de lu c r u în m o to a r e le cu antecameră rezultă că scopul antecamerei constă în utilizarea energiei degajate prin arderea unei părţi a cambustibilului injectat, pentru pulverizarea şi vaporizarea părţii principale a combustibilului cu ajutorul produselor de ardere care au o Fig.4.28. Cameră de ardere divizată cu înaltă temperatură. Aceasta antecameră perm ite ca presiunea de injecţie a combustibilului să fie moderată, respectiv la începutul ridicării acului injectorului presiunile sunt 8-13 MPa. Pentru ridicarea calităţii amestecării combustibilului cu aerul în cilindru este preferabil să se utilizeze antecamere cu mai multe canale de legătură şi să se monteze pe axa cilindrului. Direcţia canalelor şi curentul de amestec la ieşirea din aceste canale în cilindru, trebuie să corespundă configuraţiei spaţiului camerei de ardere din cilindru pentru a îmbunătăţi
P m
formarea amestecului. La motoarele în patru timpi, în cazul dispunerii antecamerei în acest fel, se folosesc, de obicei, patru supape mărind secţiunile de trecere a gazelor. La motoarele de autovehicule cu turaţii ridicate şi cilindri de dimensiuni mici se folosesc construcţii cu două supape şi cu antecameră plasată lateral ca în figura 4.30. Antecamerele au următoarele avantaje faţă de procedeul cu injecţie directă cu pulverizarea combustibilului în întregul volum al camerei: a) posibilitatea folosirii unor C combustibili cu proprietăţi chimice
s 1î 1s
i V
1 1l 1 1 !s
6,0
A
5,0
al
2 c
4,0 // //
3.0
/ / / id i V // // 1.0 / i i O —
»fl
\
N
F ig.4.29. Variaţia presiunii în diferite’ d®°arece combustibilul *e cilindru şi în antecameră în funcţie Pu' ver'zeazi* se v a P o riz e a z ă la de unghiul de rotaţie a manivelei t r e c e r e a p r i n c a n a l e l e a n t e c a m e r e i ; b) utilizarea raţională a aerului la coeficienţi mici de exces de aer (Xmin = 1 ,2 -1 ,2 5), rezultând presiuni medii efective convenabile (0,65-0,75 MPa); c) viteză mică de creştere a presiunii şi presiune maximă relativ scăzută în cilindru, respectiv p z=4,5-6M Pa (fără supraalimentare) datorită căderii de presiune la trecerea gazelor din antecameră în cilindru; prin aceasta se măreşte siguranţa în funcţionare a grupei cilindru-piston şi ambielajului - ^
Aa
= 0,2 - 0 ,3 - ^ P a ;
°RAC
d) o mai mică sensibilitate la schimbarea turaţiei motorului datorită unor curenţi turbionari puternici şi efectul termic asigurat prin nerăcirea unor zone ale antecamerei. e) posibilitatea utilizării injectoarelor cu ştifturi (cu un singur jet) şi presiuni de injecţie scăzute (8-13 M Pa), datorită sensibilităţii scăzute a procesului de funcţionare a motorului în funcţie de calitatea pulverizării
Fig. 4.30. Dispunerea asimetrică a antecamerei » combustibilului; f) concentraţie scăzută a substanţelor nocive în gazele de evacuare; Alături de aceste avantaje, antecamerele au şi următoarele dezavantaje: a) pornire grea a motorului, îndeosebi la temperaturi scăzute, datorită suprafeţei relativ mari a camerei de ardere ( — ) şi pulverizării necores punzătoare a combustibilului, motiv pentru care sunt necesare rapoarte mari de comprimare respectiv (e —20-21)', b) consum specific relativ ridicat (262-304 g/kW h) datorită pierderilor mari de căldură prin pereţii antecamerei şi pierderilor de energie la învingerea rezistenţelor gazodinamice la trecerea gazelor din cilindru în antecameră şi înapoi; c) construcţie complicată a chiulasei. Pentru îmbunătăţirea calităţii de pornire a motoarelor cu antecameră, în afară de faptul că se folosesc rapoarte mari de compresie, în antecameră se montează bujii incandescente ce se conectează la pornire. Calităţi superioare ale formării amestecului, fară cheltuieli exagerate de energie pentru turbionare, se pot obţine printr-o alegere corespunzătoare a raportului dintre volumul şi forma antecamerei şi a camerei de ardere principale, precum şi a secţiunii canalelor de legătură dintre ele.
A ria relativă a secţiunii canalelor de legătură dintre antecam eră şi camera principală, pe aria capului pistonului, pentru motoarele existente, este: £
fx
i
...
100
A
1 400
Pentru determinarea secţiunilor canalelor de legătură se folosesc în general formule empirice. D in analiza fenomenelor la trecerea aerului în antecameră în tim pul compresiei, s-a stabilit următoarea formulă a secţiunii canalului de legătură:
f unde:
A W
1
S
= — • / V r> ° *
\i 7 0 0 + 50 e
[cm2]
*
(4 .1 1 )
A p şi W m - suprafaţa pistonului (cm2) şi viteza medie a pistonului (m/s);
K
8 k = ------ volumul relativ al antecamerei; vc
Vk - volumul antecamerei; fi = 0 ,5 -0 ,8 - coeficientul de debit al canalelor de legătură; e - raportul de comprimare; Cercetările experimentale ale motoarelor cu antecameră au condus la stabilirea urm ătorului raport care caracterizează nivelul energetic de turbionare a aerului în antecameră:
Z 3 SO ffizli!
(4.12)
Vh-e-62-n unde:
Z = 70-80 mm 2s/l şi reprezintă o mărime ce caracterizează combinarea param etrilor pentru condiţii optime de funcţionare a motorului; f - aria secţiunii de trecere a canalelor de legătură (mm2); Vh - cilindreea (/); n - turaţia motorului în rot/min.
4 .4 .3 .3 . C am erele divizate cu cam eră în vârtej La motoarele de autovehicule de mică putere se folosesc camere divizate cu camere de turbulenţă la care formarea amestecului se realizează printr-o turbionare intensă a curentutlui de aer, combustibilul fiind injectat printr-un singur pulverizator de secţiune normală de trecere şi folosind presiuni de injecţie de 0,8-1,3 MPa. In ultimii ani, însă, la aceste motoare mici a găsit o anumită aplicare şi procedeul cu injecţie directă cu turbulenţă intensivă. La motoarele cu cameră de turbulenţă, camera de ardere este constituită din două părţi: camera de turbulenţă de formă sferică, dispusă în chiulasă sau în blocul cilindrilor şi camera principală din cilindru. Ambele camere sunt legate între ele prin unul sau mai multe canale (maximum trei) cu secţiuni mari de trecere având direcţie tangenţială la peretele interior al camerei de turbulenţă cum se arată în figura 4.31. Prin dispunerea camerei de turbulenţă în chiulasă canalul de legătură este înclinat fată de capul pistonului pentru a se favoriza amestecarea combustibilului nears cu aerul din cilindru. Volumul camerei de turbulenţă este de 0 ,4 -0 ,6 din volumul total al camerei de ardere Vc. Combustibilul se injectează în camera de turbulenţă. Procesul de lucru în motorul cu cameră de turbulenţă se desfăşoară în felul următor: aerului i se imprimă trecând din cilindru în camera de turbulenţă în timpul cursei de compresie o mişcare de rotaţie datorită intrării tangenţiale, mişcare care asigură o perfectă amestecare a combustibilului injectat cu aerul pătruns în camera de turbulenţă. Prin arderea unei părţi de combustibil se măreşte presiunea în camera de turbulenţă ceea ce provoacă trecerea gazelor arse şi combustibilului nears, din camera de turbulenţă în cilindru unde se continuă şi se desăvârşeşte arderea. Prin urmare, camera de turbulenţă are rolul de a crea o mişcare organizată a aerului pentru a asigura o bună amestecare a sa cu combustibilul. La unele motoare cu cameră de turbulenţă canalul de legătură se dispune într-o zonă nerăcită. In acest fel se încălzeşte aerul din camera de turbulenţă, se micşorează întârzierea la autoaprindere, se favorizează vaporizarea fracţiunilor grele de combustibil şi se asigură o mare stabilitate
C)
F ig.4.31. Camera de ardere cu cameră separată de vârtej a desfăşurării proceselor de funcţionare a motorului la variaţia sarcinii şi turaţiei motorului. La mărirea turaţie motorului viteza de rotaţie a curentului de aer în camera de turbulenţă creşte, ceea ce îmbunătăţeşte formarea amestecului şi asigură stabilitatea procesului de funcţionare a motorului. M otoarele cu cameră de turbulenţă se disting printr-o înaltă calitate a form ării aamestecului, ceea ce permite o bună funcţionare cu coeficienţi mici de exces de aer (X = 1 ,3 -1 ,4 ), iar Xmin= 1,15-1,25 mărindu-se prin aceasta presiunea medie efectivă la motoarele fără supraalimentare până la 0,7-0,85 MPa. Procedeul de formare a amestecului cu cameră de turbulenţă are
următoarele avantaje: - posibilităţi de aplicare pe motoare cu turaţii ridicate şi cu dimensiuni mici ale cilindrilor; - siguranţă în funcţionarea aparaturii de injecţie la presiuni mici, presiunile la deschiderea acului injectorului fiind 12,5-15 M Pa şi posibilitatea utilizării pulverizatoarelor simple cu un singur jet; - rigiditate mică în funcţionare ( - ^ ^ = 0 ,2 5 - 0 ,4
Aa
şi pre-
°RAC
siuni de ardere moderate (p2 = 6-7 MPa), ceea ce asigură condiţii favorabile de funcţionare pentru ambielaj; - stabilitate în desfăşurarea proceselor la schimbarea regimului de turaţie şi sarcină; - posibilitatea funcţionării motorului la coeficienţi mici de exces de aer şi presiuni medii efective mari (pe = 0,7-0,85 MPa); - sensibilitate redusă la calitatea combustibilului folosit datorită prezenţei zonei nerăcite a camerei de turbulenţă şi mişcării organizate a aerului. Deficienţele acestui procedeu sunt: - consum specific de combustibil ridicat (255-290 g/kW h) datorită suprafeţei mari de răcire a camerei de ardere şi pierderilor mărite de căldură favorizate de turbionarea intensă a gazelor în camera de turbulenţă, în canalul de legătură şi în cilindru; - calităţi scăzute de pornire datorite unei pulverizări grosolane a combustibilului printr-un singur orificiu, la presiuni de injecţie relativ scăzute; - construcţie complicată a chiulasei sau blocului provocată de prezenţa camerei de turbionare; - supraîncălzire locală a capului pistonului în zona de ieşire a gazelor din canalul de legătură. Pentru îmbunătăţirea calităţilor de pornire a acestor motoare se folosesc rapoarte mari de comprimare (e =17-20) şi se utilizează bujii incandescente montate în camera de turbulenţă, conectate în perioada pornirii motorului. Cea mai largă răspândire a obţinut-o dispunerea camerei de
turbulenjă în chiulasă (figura 4 .3 1 ,a şi b), In acest caz, însă, este necesară o oarecare micşorare a secţiunilor de trecere la supape. In cazul dispunerii camerei de turbulenţă în blocul cilindrilor (fig.4.31,c) canalul de legătură se construieşte, în aşa fel, încât spre sfârşitul cursei de comprimare pistonul să închidă parţial acest canal, pentru ca în perioada injectării combustibilului viteza de intrare a aerului în camera de turbulenţă să se mărească, spre a se îmbunătăţi formarea amestecului. Intensitatea turbulenţei în camera de turbulenţă se evaluează prin raportul de vârtej care are următoarea expresie: Qc = — o
(4.13)
Acest raport arată de câte ori este mai mare viteza unghiulară de rotaţie a aerului în cameră w k , faţă de viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit. Cercetările experimentale au arătat că cele mai bune condiţii de formare a amestecului Ia motoarele cu cam eră de turbulenţă sunt caracterizate de valori ale raportului de vârtej Q c = 2 4 - 4 0 . Astfel, dacă se admit valori optime pentru Q c, se dă raportul volum elor cam erilor b k şi se realizează constructiv forma camerei şi canalului de legătură, atunci pentru coeficienţi de debit fi = 0 ,7-0 ,8 poate fi determinată secţiunea de trecere a canalului de legătură. Această secţiune a canalului este de obicei 0,8-2,7% din aria pistonului. In camera de vârtej viteza aerului are valori maxime de 100200m /s pentru majoritatea m otoarelor şi se atinge la aproximativ 40°RAC înainte de p .m .s ., când raportul dintre presiunea din cilindru şi presiunea din camera de turbulenţă este de 0,92-0,97. La alegerea param etrilor sistemului de turbulenţă, se are în vedere, că formarea amestecului şi arderea se desfăşoară în condiţii optime în cazul când aerul introdus în camera de turbulenţă efectuează o rotaţie completă în timpul întârzierii la autoaprindere a combustibilului. Aceste condiţii corespund urm ătorului raport de vârtej: (4.14)
unde a t - unghiul de rotaţie a arborelui cotit corespunzător întârzierii la autoaprindere a combustibilului, în grade RAC. In acest fel, combustibilul injectat în camera de turbulenţă în perioada întârzierii la autoaprindere se dispersează în întregul volum al aerului ce se roteşte în cam eră, iar ultima parte de combustibil se injectează in zona flăcării combustibilului aprins.
4.4.3.4. Analiza comparativă a camerelor de ardere ale motoarelor cu aprindere prin comprimare După cum s-a arătat în figura 4.25 există multiple posibilităţi de realizare a camerelor de ardere unitare. O mare varitate de soluţii constructive există şi în cazul camerelor de ardere compartimentate, câteva dintre cele mai reprezentative fiind reprezentate în figura 4.32. D in analizele prezentate mai sus rezultă că se pot realiza înalte perform anţe de putere, respectiv presiuni medii efective ridicate, în cazul oricărei camere de ardere, dacă se prevăd măsuri de conducere cu rigurozitate a procesului de formare a amestecului şi de ardere. Presiuni medii efective puţin inferioare se obţin la motoarele cu antecameră din cauza pierderilor termice şi gazodinamice mai mari cer însoţesc procesele de comprim are şi de ardere. D in punctul de vedere al rezervelor pentru forţarea motoarelor prin supraalimentare, cele mai puţin convenabile sunt cele cu camere divizate, deoarece la creşterea presiunilor în cilindru cresc pierderile termice şi gazodinamice. D in punctul de vedere al economicităţii cele mai bine situate sunt motoarele cu cameră unitară la care nu apar pierderi gazodinamice im portante la transferul gazelor în diverse zone ale camerei şi au suprafeţele relative de răcire cele mai mici, deci pierderi de căldură minime. Din aceste motive se întreprind intense cercetări pentru realizarea unor motoare cu injecţie directă chiar pentru autoturisme. Un exemplu în acest sens este motorul a cărui cameră de ardere este prezentată în figura 4.25,h. Acest motor utilizează procedeul de formare a amestecului M şi a dezvoltat 44kW la 4200 rot/m in., utilizând un raport de comprimare
F ig.4.32 Schemele unor camere de ardere divizate: a-d - cu cameră de turbulenţă; e-g - cu antecameră e = 17,8. Consumul specific minim a fost 245g/kW h. Viteza de creştere a presiunii a fost de 0,36M Pa/°RAC, iar presiunea maximă de ardere 8 MPa. Acest m otor s-a comportat foarte bine în cazul forţării prin supraalim entare, procesele de ardere putând fi controlate în condiţii şi mai bune. La motoarele cu camere de ardere unitare calităţile de pornire sunt
mai bune decât la motoarele cu camere compartimentate. Sarcinile dinamice la care sunt supuse piesele mecanismului bielămanivelă şi nivelul zgomotului în funcţionare sunt mai mici în cazul motoarelor cu camere de ardere compartimentate, acestea comportându-se bine şi la regimuri tranzitorii de funcţionare, la înrăutăţirea calităţii com bustibilului, la scăderea presiunii de injecţie. In cazul camerelor de ardere compartimentate rezultă concentraţii mai mici ale substanţelor nocive în gazele de ardere faţă de nivelul concentraţiei acestora la motoarele cu injecţie directă.
4.5 Termodinamica proceselor de ardere din motoare Căldură care se degajă prin arderea amestecului de combustibil şi aer în cilindrul motorului este utilizată pentru ridicarea temperaturii mediului de lucru şi pentru producerea de lucru mecanic de destindere. O parte din căldură se transferă prin pereţii cilindrului spre mediul de răcire atât în timpul arderii, cât şi în timpul destinderii. Trebuie avut în vedere, că procesul de ardere se desfăşoară pe o durată apreciabilă din timpul destinderii, iar o parte din căldura degajată prin ardere este absorbită de către procesele de disociere a produselor de ardere, fenomene ce au o amploare considerabilă la temperaturi de peste 2000 K. In timpul destinderii, pe măsură ce temperatura gazelor scade, se produce reasocierea moleculelor rezultate prin disociere, fenomene ce sunt însoţite de degajare de căldură, dar transformarea acesteia în lucrul mecanic util este ineficientă deoarece gradul de destindere din acel moment p m i este foarte mic. Variaţia căldurii degajate în timpul arderii (X) raportată la căldura totală furnizată prin ardere (Q) se poate scrie sub forma următoare:
Q
(5.15)
unde A U este variaţia energiei interne. In figura 4.33 se prezintă variaţia căldurii degajate în funcţie de volum pe cursa de destindere. Pe măsura dezvoltării procesului de ardere raportul X creşte şi în
cazul când nu apar pierderi de răcire sau la ------- i---------------- y— reacţiile de disociere şi reasociere, Vr, 'li valoarea raportului X putând atinge 75 - " if!/ 1 ' valoarea maximă de 100 %, adică Xx = Q 50 ~ 1 1 » 1 1 ** (curba 1 din figura 4.33). 25 1 Curba reală (2) de variaţie a 1 1 raportulu (X) este inferioară celei ideale Vx Vc+V, datorită transferului de căldură prin pereţi. In evoluţia acestei curbe se atinge un maximum când se ajunge la egalarea Fig.4.33. Variaţia căldurii vitezei de degajare a căldurii cu fluxul degajate în funcţie de volum căldurii transferate prin pereţi, după care se observă o scădere a raportului Xx deoarece prevalează transferul de căldură. Segmentul A q reprezintă căldura transferată prin pereţii cilindrului şi neeliberată prin ardere datorită disocierii sau arderii incomplete. Pentru coeficienţi de exces de aer supraunitari căldura furnizată prin arderea a 1 kg combustibil va fi: Q = Q, (4.16) unde Qt - puterea calorică inferioară a combustibilului. Pentru coeficienţi de exces de aer subunitari, căldura furnizată prin arderea a. \ kg combustibil se poate exprima prin relaţia următoare: (4.17) o - o , - (A Q icb iar: (Q )ch = *<1 - *)*„*■
(4.18)
In această relaţie (A Q )# , reprezintă căldura nedegajată prin ardere din lipsă de oxigen, X este coeficientul de exces de aer real, cantitatea teoretică de aer necesară arderii a 1 kg de combustibil, iar A este o constantă ce depinde de compoziţia chimică a combustibilului. Dacă în compoziţia combustibilului intră H kmoli de hidrogen şi C kmoli de carbon, va rezulta prin arderea incompletă kmoli hidrogen şi kmoli oxid de carbon, raportul acestor cantităţi fiind: Ai »1 M,co
(4.19)
H
Pentru benzine cu — = 0,17-0,19, rezultă K = 0,45-0,50, iar
c
H pentru m otorine cu — = 0 ,1 3 , rezultă K = 0,3. C In funcţie de compoziţia chimică a combustibilului la arderea incompletă rezultă pentru constanta A următoarele valori: A =114-10® pentru K = 0,45-0,5; ^=11610® pentru K = 0 ,3 . In Cazul motorului cu aprindere prin scânteie, pentru calcule aproximative se consideră arderea la volum constant, deci după o izocoră CZ (figura 4.34). P r in u rm a re căldura degajată prin ardere este utilizată în acest caz numai pentru mărirea energiei interne a gazului. La motoarele rapide cu aprindere prin comprimare se consideră arderea izocoră C Z 1 şi F ig.4.34. Diagramele p - V ş i p -a pentru arderea a r d e r e a iz o b a ră Z ^ Z izocoră
(fig .4 .35). La aceste motoare, în timpul arderii izobare se produce şi lucrul mecanic de destindere exprimat prin relaţia: Loz = P A K - V0 ) (4.20) Pierderile de căldură prin răcire, prin disociere şi prin arderea incompletă se apreciază printr-un coeficient de utilizare a căldurii determinat pe cale experimentală care are valori de (0,85-0,95) pentru MAS şi (0,759,90) pentru MAC. Potrivit primului principiu al termodinamicii se poate scrie: 5 0 , = uz - uc +PZ,Z (4.21) In cazul ciclului mixt se poate scrie ecuaţia în formă dezvoltată, adică: t O , = (Af2 + M )u z - M%u c - M,UZ + l2.z (4.22)
unde:
i/” ,{/" suntenergiile interne pentru un kmol de produse de ardere la punctele z şi c ale ciclului; Uc - energia internă pentru 1 kmol gaze p r o a s p e t e la temperatura din punctul Fi8-4-3 5 , Diagramele p -V şi p -a pentru r. arderea mixtă
9 Ai, i M2 ■
V
—
cantităţile în kmoli de gaze proaspete, gaze arse şi gaze reziduale pentru 1 kg combustibil introdus în motor. Lucrul mecanic de destindere dezvoltat de gaze în timpul arderii pe intervalul z ’z este: Iz'z = P zVz - P z'v z<
(4.23)
Dar p zi = tcp c deci:
'z'z = P z K ~ *PcVc
(4.24)
Utilizând legea generală a gazelor scrisă pentru 1 kmol de gaze, respectiv p V = 8314 7m, se poate exprima lucrul mecanic în funcţie de temperatura şi cantitatea gazelor, adică:
‘z'z = 8314 [ (M2+Mi)Tz - n { M ^ M )T c
(4.25)
Prin înlocuirea expresiei (4.25) în ecuaţia (4.22), după transformări se obţine:
£ Ol+
i/c+Af/y"+8314( Af, + M )T C = (Mz+M)u'J + B314(M2+M )T Z (4.26)
unde coeficientul \s.f este coeficientul real de variaţie molară, în final se poate scrie ecuaţia (4.26) într-o formă mai convenabilă şi anume:
Mi O+Y,)
+W c + 8 3 1 4 ltT c = ^ " + 8 3 1 4 7 * ) 1 +Yr
(4.28)
Coeficientul molar de variaţie molară intermediar se poate calcula prin raportul dintre numărul de kmoli de gaze reziduale şi produse de ardere corespunzătoare arderii unei fracţiuni X din totalul combustibilului introdus în motor, pe suma numărului de kmoli de gaze reziduale şi de încărcătură proaspătă avută în cilindru înainte de începerea arderii, adică:
M0+AMX
M0
(l+ y j M ^ X L M _
> (n0-1)
(1+YW g3
1+Y,
unde: \iD =
Af +AM au ------ = 1 + T r ga
(4 3 0 )
ga
fiind coeficentul teoretic (chimic) de variaţie molară. Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, coeficientul teoretic de variaţie molară este: - în cazul amestecurilor sărace ( X > /)
4 *3 1 -1 *0 = 1 + — — ^
(4 -31> + i*c
- în cazul amestecurilor bogate (X < 7)
0,21(1-X)^ +1 = 1 = --------------------------~ ^ ,n unde
1 (4-32)
+ -
H - conţinutul de hidrogen din combustibil: Oc - conţinutul de oxigen din combustibil; \ic - masa moleculară a combustibilului, care pentru benzine are
valoarea medie 110 - 120 , iar pentru motorine 180-200. Pentru motoarele cu aprindere prin comprimare când se lucrează numai cu coeficienţi supraunitari X, se poate scrie: ±l 4
O .)
8
(4.33)
V ariaţia acestui coeficient în funcţie de coeficientul de exces de aer se prezintă în figura 4.36. j “o Coeficientul real de variaţie molară la sfârşitul aporinderii se poate determina după aa formula (4.29), considerând căldura totală furnizată X = l , adică: i,as v S , „__ 2
I
H, = 1
100
i* i c, n Fig. 4.36. D ependenţa coefi cientului de variaţie molară, sau de excesul de aer: 1-pentru benzină; 2-pentru motorină
(4.34)
Ho+Yc
1 +Y,
Valorile acestui coeficient sunt: jx,= 1,08-1,1 pentru MAS; \if = 1,03-1,04 pentru MAC In cazul m otoarelor cu aprindere prin scânteie cu benzină sau cu combustibili gazoşi, considerând că arderea se desfăşoară la V= const şi prin urm are /yz = 0 , ecuaţia (4.28) capătă formă: 50/
Uc + Y/Jc V-Pz
1 +yr
(1
(4.35)
Când X < 7 o parte din căldură nu se utilizează din cauza insuficienţei oxigenului, respectiv arderii incomplete. In acest caz în ecuaţia (4.35) se introduce expresia căldurii degajate (4.17) şi se obţine:
efQHAQ^i ( 1 + Y iM
(4.36)
1 +Y,
In cazul combustibilului gazos, în ecuaţia (4.35) se introduce
puterea calorică a 1 kmol de combustibil. De aceea se multiplică aceasta cu volumul molar de 22,4 m 3 la 0°C şi la 0,1 MPa. Ecuaţia (4.35) pentru \ > 1 n o scrie în acest caz sub forma:
~ ~= ^ (1 + y, )M , + " 1r +Yr
(4 3 7)
După ecuaţiile (4.25-4.37), denumite ecuaţii de ardere, se determină temperaturile maxime ale ciclului Tz . Pentru aceasta trebuie să se găsească valorile căldurilor specifice ale gazelor şi ale energiei interne în funcţie de temperartură, valori ce sunt prezentate în anexele 4.2, 4.3, 4.4 şi 4.5. Cunoscând energia internă la sfârşitul arderii u " se poate calcula temperatura la sfârşitul arderii, relaţia de calcul fiind: Uz t2 = -£■
(4.38)
^cv unde U'^y - căldura specifică molară la volum constant pentru gazele arse. Pornind de la legea generală a gazelor se poate calcula presiunea la sfârşitul arderii, respectiv: M p cVc
,4 .3 9 , M, <■ M , T„
Pentru arderea la volum constant, cu un grad de creştere a presiunii 7r se poate scrie: ti =
(4.40) 'r
iar p z = n -p c = V.f p c ~
(4 -41)
'c
Pentru ciclul mixt, cu un grad de creştere a presiunii 7r şi un grad V2 de destindere prealabilă p = — , rezultă: vc
(4.42)
Valorile temperaturilor şi presiunilor maxime ale ciclului la MAS rezultate din calcul sunt mult superioare faţă de cele determinate experimental. Aceasta se datoreşte faptului că arderea se produce într-un interval unghiular de rotaţie a arborelui cotit, deci, este însoţită de o oarecare destindere, iar presiunea se rotunjeşte în jurul valorii maxime (fig.4.34). Valoarea reală a presiunii maxime din cilindrul motorului trebuie cunoscută pentru calculul pieselor mecanismului bielă-manivelă. Un calcul aproxim ativ al acestei presiuni se poate face, apelând la un coeficient de corecţie care ţine seama de creşterea de volum în timpul arderii, adică: Pz = ® /P z (4.43) Coeficientul de corecţie de obicei se ia egal cu 0,85. Presiunea maximă în cazul ciclului mixt este determinată de gradul de creştere a presiunii n care se află în limitele 1,4-2,2. Valorile mari sunt pentru motoare cu cameră unitară, iar valorile mici sunt pentru cele cu cameră compartimentată şi pentru camerele de ardere unitare la care se aplică formarea peliculară a amestecului. Şi la aceste cicluri se produce o rotunjire a diagramei indicate faţă de diagrama p -V teoretică, după cum s-a arătat în figura 4.35.
5. PR O C E SU L D E D ESTIN D ER E ŞI EVA CUARE 5.1. Procesul de destindere Procesul de destindere este însoţit de diferite fenomene care îi imprimă un caracter complex. Printre aceste fenoomene sunt: procesul arderii combustibilului în timpul destinderii, disociaţia produselor de ardere, transmiterea neîntreruptă a căldurii de la gaze la pereţi în condiţii de variaţie a temperaturii, presiunii şi suprafeţei de răcire, scurgerea parţială a gazelor printre jocurile dintre pistoane şi cilindri. Postarderea şi reacţiile de reasociere a produselor de ardere conduc la creşterea temperaturii gazelor în cilindrul motorului la începutul destinderii. Prin urmare, deşi există pierderi de căldură prin răcire, temperatura nu scade, ci dimpotrivă, atinge maximum după atingerea presiunii maxime, adică în timpul destinderii. Aceasta demonstrează că procesul de destindere în stadiul iniţial se desfăşoară cu aport de căldură şi din acest motiv exponentul politropici de destindere la începutul procesului va fi inferior exponentului adiabatic, după cum este reprezentat în figura 5.1. Pe măsura deplasării pistonului P, spre p. m. i. postarderea combustibilului şi disociaţia se atenuează, astfel cedarea de căldură de la gaze la pereţi devine preponderentă, iar exponentul politropic al procesului de destindere se măreşte. La o poziţie oarecare a pistonului cantităţile de căldură degajate prin postardere şi cedate prin pereţii cilindrilor devin egale, iar valoarea momentană a exponentului politropic n2 atinge valoarea exponentului adiabatic V In ultim a parte a cursei, se observă o dependenţă importantă a destinderii faţă de procesul de cedare a
căldurii prin pereţii cilindrului şi o depăşire a exponentului n2 faţă de exponentul adiabatic k2 în apropiere de p.m .i.. Astfel, procesul de destindere în motoarele reale se desfăşoară poli tropic cu exponent variabil. Dacă pe intervale mici ale politropei de destindere se presupun procese reale de destindere, când exponentul n2 este constant, atunci pentru întreaga destindere se obţin curbe ale presiunii şi exponentului n2 similare celor din figura 5.2. Hi
pMPa/mi
Utilizarea practică a exponenţilor politropici variabili pentru procesele de destindere ca şi pentru procesele de comprimare este foarte dificilă, de aceea în calculele ciclurilor pentru determ inarea param etrilor gazelor şi lucrului mecanic de destindere, procesul politropic real de destindere se înlocuieşte cu unul Fig.5.2. Variaţia presiunii şi convenţional, pentru care se foloseşte exponentului politropic de un exponent politropic mediu n2. destindere în fu n cţie de volum V alo area exponentului/7 2 poate fi apreciată prin aproximări succesive, plecând de la ecuaţia bilanţului termic pentru procesul de destindere sau poate fi aleasă pe baza evaluării particularităţilor constructive şi de exploatare a motorului. Trebuie să se ţină seama şi de modul de desfăşurare a proceselor de ardere, respectiv de unghiul la care se atinge presiunea maximă cât şi unghiul la care se obţine cea mai mare temperatură a ciclului. In figura 5.3 se prezintă pentru exemplificare variaţia exponentului politropic de destindere tl2 în funcţie de unghiul de rotaţie a manivelei, în corelaţie cu variaţia temperaturii şi presiunii gazelor. După cum se vede, la începutul destinderii până la realizarea presiunii maxime, când arderera se produce cu viteze mari, exponentul politropic are valori negative (linia punctată), atingând valoarea zero la unghiul de presiune maximă. Pe intervalul unghiurilor dintre presiunea maximă şi temperatura maximă, exponentul politropic n2 este pozitiv, iar
OiKi la unghiul la care se atinge PJ temperatura maximă exponentul politropic devine tl2 = 1 . 0,s Determinarea valorilor o exponentului politropic după d iag ram a in d ic a tă p en tru intervalul dela pm s până la unghiul la care se atinge temperatura maximă este foarte dificilă. Pentru restul fini cin m c P.ns. intervalelor este, însă, posibilă determinarea unor valori medii Fig.5.3. Variaţia exponentului politropic ale exponentului politropic n2 . de destindere în fu n cţie de unghiul de P r e s i u n e a şi rotal ie a manivelei te m p e ra tu ra gazelor la sfârşitul destinderii în ipoteza că organele de evacuare se deschid în p .m .i. se determ ină, pornind de la ecuaţia politropei: (5.1) P bV ? = P zV* şi ecuaţiile caracteristice: (5.2) p z Vz = 8314Afzrz (5.3)
p bVb = 8 3 U M 2 Tb unde:
p b , Tb ,M2 - presiunea, temperatura şi numărul de kmoli de gaze la sfârşitul procesului de destindere; p z ,T Z ,MZ - presiunea, temperatura şi numărul de kmoli la începutul destinderii. D in aceste ultime trei ecuaţii se poate scrie: ph = —
pb = ^ 6^
Th = — — pentru MAS e "2' 1 Tb =
pentru MAC 5
unde 6 = —- - raportul de destindere posterioară (fig.4.35)
(5.4)
(5.5)
5.2. Factori care influenţează procesul de destindere
Asupra mărimii exponentului adiabatic de destindere n2 o influenţă mare o are turaţia, sarcina, dimensiunile cilindrului, desfăşurarea procesului de ardere şi alţi factori. O influenţă esenţială asupra procesului de destindere o manifest durata arderii care, la rândul său, depinde de viteza de ardere a com bustibilului, în faza principală de ardere. Prin arderea celei mai mari părţi a combustibilului în această fază cresc presiunile şi temperaturile maxime ale ciclului, reducându-se ponderea combustibilului supus arderii în timpul destinderii, ceea ce conduce la creşterea exponentului adiabatic de destindere n2. Durata postarderii împreună cu schimbul de căldură prin pereţi constituie elementele prin care se manifestă şi influenţa altor factori asupra procesului de destindere. Influenţa turaţiei. Cu mărirea turaţiei exponentul n2 se micşorează, deoarece se micşorează durata destinderii, reducându-se totodată şi căldura cedată prin pereţii cilindrilor, respectiv cantitatea de gaze pierdută prin jocul dintre cilindri şi pistoane. In afară de aceasta, la MAC se măreşte durata postarderii în procesul destinderii, ceea ce conduce la o şi mai pronunţată micşorare a exponentului politropic n2, cum se vede în figura 5.4. ni n2 i,s 1.3 J
1,25
s
<2 1.1S
1,2S
1.2
z ' 800
US
1600
n [rol/m/n]
aj
0Deschiderea n L-i0 c/apetei , de acce/erafie
c)
b) Fig. 5.4. Variaţia exponentului politropic de destindere în funcţie de turaţie şi sarcină: 1-M AC rapid; 2-M AC cu injecţie directă; 3-MAS; 4-M AS la sarcină variabilă
Influenţa sarcinii la motoarele cu carburator este diferită faţă de
MAC. Spre exemplu, la regimurile corespunzătoare unor deschideri ale
i lapetei de acceleraţie de 50-100% exponentul politropic n2 rămâne practic constant. Prin închiderea clapetei între 50-20% se ajunge la o oarecare creştere a exponetului n2 ceea ce se explică prin influenţă îmbogăţirii amestecului (creşterea vitezei de ardere) şi mărirea unghiului de avans la aprindere. La o reducere şi mai pronunţată a sarcinii, exponentul fl2 începe să scadă apreciabil, întrucât cantitatea relativă de gaze arse reziduale creşte într-o anumită măsură, viteza de ardere se reduce şi arderea se prelungeşte în timpul destinderii (fig.5.4,b). La MAC o influenţă esenţială asupra exponentului politropic n2 o are postarderea combustibilului care odată cu mărirea sarcinii, respectiv cu scăderea coeficientului de exces de aer X , creşte, iar exponentul n2 se micşorează (fig.5.4,c). Influenţa dimensiunilor cilindrului, asupra mărimii exponentujyi politropic n2 se manifestă prin factori ca: suprafaţa relativă de răcire — , micşorându-se ea reduce pierderile de căldură prin pereţii cilindrului şi duce la creştg ea exponentului politropic n2 ; raportul dintre cursa pistonului şi alezaj — , deoarece micşorarea sa este posibilă prin mărirea diametrului, ceea ce reduce suprafaţa de răcire, rezultând o scădere a exponentului n2. Ţinând cont de faptul că viteza de degajare a căldurii depinde de viteza de ardere, iar aceasta la rândul ei depinde nu numai de compoziţia amestecului şi de sarcină, ci şi de perfecţiunea construcţiei motorului care asigură viteza maximă de degajare a căldurii şi pierderi termice minime, se poate constata că la mărirea vitezei de degajare a căldurii creşte şi exponentul politropic de destindere fl2 şi invers. Regimul tranzitoriu influenţează destindrea întrucât este însoţit de variaţii ale sarcinii şi turaţiei. De regulă, motorul în acest caz lucrează cu o rămânere în urmă, cu un decalaj al stării termice faţă de regimul de lucru, ca urmare apare o inerţie termică ce conduce la mari pierderi de căldură prin pereţii cilindrului încât, la astfel de regimuri se poate aştepta la o creştere a exponentului politropic n2 . Neglijând influenţa diferiţilor factori, inclusiv avansul la evacuare, exponentul politropic de destindere n2 precum şi mărimile p b şi Tb, la diferite tipuri de motoare pot avea următoarele valori (tabelul 5.1):
Tabelul 5.1. Parametrii procesului de evacuare Tipul motorului
n2
P h [MPa]
MAS
1,23-1,30
0,35-0,50
Th [K] 1200-1500
M AC
1,18-128
0 , 2-0 ,4
1000-1200
5.3. Nocivitatea gazelor de evacuare In procesul reacţiilor chimice de ardere odată cu produsele arderii complete a substanţelor combustibile apar şi o serie de substanţe toxice. Compoziţia şi cantitatea acestor substanţe depind de modul de prezentare a amestecului de combustibil şi aer şi de ardere a acestuia în întregul volum al camerei de ardere (fig.5.5). Aplicând măsuri riguroase co>c°2 °/° ,L0 de dirijare a proceselor de formare U \ şi de ardere a amestecului se poate 12 reduce considerabil conţinutul C02 1,0 substanţelor nocive din gazele de 10 \ ,CtHy evacuare, însă o ardere completă 8 \ \ 0,8 fără producerea acestora nu este 0,6 6 m posibilă. 0,4 A In cazul MAS în afară de 0,2 substanţele nocive din gazele de 2 0 evacuare se deversează şi vapori de 0 0,5 0,6 0,7 0,S 0,3 1,0 1,1 A benzină din rezervor şi carburator, iar uneori şi gaze din carterul Fig.5.5. Compoziţia gazelor de ardere m oto ru lu i, ceea ce m ăreşte cantitatea de hidrocarburi care poluează atmosfera. In tabelul 5.2 se prezintă concentraţia substanţelor toxice din gazele de evacuare calculate pentru 1 kW oră şi în procente pentru funcţionarea motorului în regim nominal. Dacă din condiţiile de exploatare rezultă necesitatea reducerii considerabile a concentraţiei substanţelor toxice în gazele de evacuare, sistemul de evacuare este înzestrat cu dispozitive de neutralizare a
substanţelor respective. Aceste dispozitive se prevăd în construcţia amortizoarelor de zgomot, având atât funcţia de neutralizare a substanţelor nocive, cât şi cea de atenuare a nivelului zgomotelor de evacuare a gazelor. Prin utilizarea acestor dispozitive se măresc într-o anumită măsură rezistenţele gazodinamice de evacuare, ceea ce provoacă creşterea pierderilor de lucru mecanic la schimbarea gazelor şi mărirea consumului specific de combustbil al motorului. In general, se utilizează două tipuri de dispozitive pentru purificarea gazelor de evacuare: dispozitive de filtrare şi reţinere a substanţelor toxice şi dispozitive de neutralizare a acestor. Tabelul 5.2 Concentraţia substanţelor nocive în gazele de evacuare Substanţe toxice
Concentraţia în g/kW h MAS
în % volum
MAC în MAC în MAS MAC patru timpi doi timpi
CO
70-180
4,0-5,5
11
<6
< 0,2
Oxizi de azot (în echivalent NzO,)
27
12-19
19
0,5
0,25
2,0-4,0
8,0
0,05 < 0,01
0,14-0,2
0,34
Hidrocarburi (echivalente 14-140 în C) Aldehide (în echivalenţă acroleină)
3,4
0,03
0,002
Anhidridă sulfuroasă
0,28
0,95
1,0
Benzopiren (substanţă cancerigenă)
0 ,02*
0,00140 , 002*
0,0014*
-
-
Funingine
0,4
1 ,4-2,0
1,22
0,05
0,25
0,008 0,03
în mg/KW h. Se întâlnesc dispozitive de neutralizare termică, de neutralizare catalitică, de filtrare cu lichide catalizatoare şi dispozitive combinate. Neutralizarea termică se realizează într-o cameră de ardere în care are loc arderea substanţelor toxice de tipul CO f C mHn , transformându-le în produse finale de ardere ( C02 , HzO). Acest procedeu este caracteristic într-o anumită măsură MAS. La funcţionarea motorului cu amestec bogat (X < 7 ) se introduce în camera de ardere a dispozitivului o cantitate
suplimentară de aer, reglându-se debitul în raport cu regimul de funcţionare al motorului. Aplicarea acestui procedeu de neutralizare nu asigură diminuarea concentraţiei oxizilor de azot din gazele de evacuare. Dispozitivele de neutralizare termică au o capacitate de funcţionare de până la 160 mii km, reducându-se în cazul utilizării benzinelor etilate. Neutralizarea catalitică, presupune realizarea reacţiilor de oxidare în prezenţa unor catalizatori care provoacă mărirea considerabilă a vitezei de reacţie, Aceşti catalizatori permit oxidarea hidrocarburilor şi oxidului de carbon până la obţinerea produselor finale de ardere. In prezenţa unor catalizatori speciali se pot produce şi reacţii de disociere a oxizilor de azot în substanţele iniţiale 02 şi Nz . întrucât concentraţia substanţelor toxice în gazele de evacuare diferă la MAS faţă de MAC se impun condiţii diferite de neutralizare catalitică. In cazul MAS sunt necesare dispozitive complexe de neutralizare cu două trepte, în prim a treaptă producându-se descompunerea produselor din azot, iar în a doua, realizându-se oxidarea hidrocarburilor şi oxidului de carbon prin adaos de aer. Catalizatorii pentru prima treaptă sunt din aliaje de Cu şi N i sau din Pt, iar pentru treapta a doua din metale preţioase şi oxizi metalici. D e remarcat, însă, că prezenţa plumbului în gazele de evacuare în cazul utilizării benzinelor etilate provoacă uzarea rapidă a catalizatorilor (după 100-200 ore). In cazul M AC se lucrează cu coeficienţi supraunitari de exces de aer, concentraţia de CO în gazele de evacuare fiind foarte mică, poate fi elim inat complet în dispozitivul de neutralizare. In schimb concentraţia oxizilor de azot este mare şi pentru neutralizarea lor se reţine în prealabil funinginea pentru a nu diminua eficienţa catalizatorului. Catalizatorii acţionează eficient numai după ce se atinge o anumită temperatură. In figura 5.6 se prezintă variaţia randamentului unui dispozitiv de neutralizare cu P t montat pe un MAS care lucrează cu X= 1,05-1,1 înainte de dispozitivul de neutralizare şi ale cărui gaze de evacuare au avut concentraţii de 3-4% C O şi 0,35-0,38 C JH n la intrarea în dispozitiv. Randamentul dispozitivului s-a calculat cu relaţia:
C 'r C ;
Hcaf =
1
C\
unde Cj şi Cf s u n t 0,9 2 c o n c e n tra ţiile su b stan ţelo r 0.8 înainte şi după catalizator. 0,1 / Filtrarea gazelor de 0,6 ardere cu lichide catalizatoare se OA 0.2 0,6 Pe[MPa] face, trecând gazele printr-un strat de lichid în care se dizolvă FIg. 5 . 6. Variaţia randamentului dispozi tivului de neutralizare a gazelor de sau se combină substanţele evacuare nocive. Lichidele catalizatoare absorb îndeosebi aldehidele şi parţial oxizii de azot şi reţin funinginea. Procesele de neutralizare se pot realiza la temperaturi relativ scăzute (4080°C). întrucât în dispozitivele cu lichide catalizatoare neutralizarea oxizilor de azot este limitată, ele se utilizează numai la M AC, adesea în asociere cu alte sisteme de neutralizare. Sunt posibile şi alte variante ale dispozitivelor de neutralizare prezentate mai sus. De asemenea se utilizează procedee şi dispozitive care acţionează asupra concentraţiei substanţelor nocive în procesul genezei, înlăturarea condiţiilor de apariţie a acestora sau diminuarea proporţiilor unora dintre ele în gazele arse. Un procedeu foarte eficient de diminuare a oxizilor de azot în gazele de evacuare este recircularea unei părţi din gazele arse prin conducta de evacuare în conducta de admisie. Astfel scade temperatura maximă a ciclului, gazele arse diminuând ponderea gazelor proaspete şi combustibilului în încărcătura din cilindru şi se micşorează viteza de ardere. Dacă prin recirculare se introduce în cilindru 13,5% gaze arse se reduce concentraţia oxizilor de azot până la 60% din cantitatea totală produsă în lipsa recirculării gazelor arse. Recircularea gazelor arse micşorează, însă, puterea motorului şi duce la creşterea consumului specific de combustibil. In cazul MAS se prevăd atât sisteme de recirculare a gazelor scăpate în carter prin absorbirea lor în conducta de admisie, cât şi sisteme de prevenire a deversărilor vaporilor de combustibil din carburator şi rezervor în atmosferă.
/H
6. PERFORMANŢELE ENERGETICE ALE MOTOARELOR 6.1. Analiza energetică a ciclului In figura 6.1 se prezintă ciclul real în coordonate p -V pentru un m otor cu carburator cu umplere normală. Aria a a ’f k z ’ reprezintă lucrul mecanic indicat al ciclului (L/). Prin urmare, lucrul mecanic indicat al ciclului, tinându-se cont de pierderile la schimbarea gazelor şi răcire ( Lr) faţă de lucrul mecanic al ciclului teoretic va fi: L ,-L ,-L r Lucrul mecanic indicat nu poate fi complet transmis de la arborele motorului la sistemul de propulsie, întrucât o parte din el se utilizează pentru învingerea frecărilor dintre piesele aflate în mişcare şi pentru acţionarea instalaţiilor anexe. Aceste componente energetice, sunt denumite în general pierderi mecanice ( Lm). Diferenţa dintre lucrul mecanic indicat şi pierderile mecanice reprezintă lucrul mecanic efectiv disponibil la arborele cotit al motorului ( Le), care poate fi utilizat pentru propulsia autovehiculului, respectiv: Le = Li - Lm A ceastă com ponentă
(6 . 2 ) energetică
denumită pierderi mecanice include şi Fig, 6, L D iagm m a indicată pierderile de pompare a gazelor în procesul de p e n tm M AS ţn p a tm timpj evacuare şi admisie. O analiză mai detaliată cere tratarea separată a parametrilor indic şi efectivi ai ciclului. Parametrii ciclului indicat permit aprecierea gradului de perfecţiune a proceselor gazodinamice şi termodinamice şi al organizării acestora într-o succesiune şi interdependenţă raţională. Parametrii efectivi ai motorului stabilesc gradul de perfecţiune a sistemelor auxiliare şi a funcţionării mecanice a sistemului motor. In cele ce urmează se vor analiza aceşti parametri.
6.2. Parametrii ciclului indicat 6.2.1. Presiunea medie indicată D iagram a (vezi fig .6 .1 ) obţinută experimental nu are puncte de frontieră care să delimiteze cu rigurozitate procesele din motor şi succesiunea acestora. Caracterul evoluţiei şi succesiunea lor depind de mulţi factori şi nu se pot preciza exact prin calcul analitic. Pentru calculul termic al motorului şi determinarea performanţelor sale energetice se construieşte o diagramă, calculându-se evoluţiile pe cele două curse ale Fig.6.2. Diagrama indicată pentru pistonului, respectiv de compresie şi de un M A C în patru timpi destindere, iar pierderile la cursele de admisie şi evacuare sunt incluse în pierderile mecanice sau sunt calculate separat, determinându-se parametrii gazelor la sfârşitul acestor procese. Rotunjirea diagramei în punctele de trecere de la o evoluţie la alta se face după datele obţinute la încercarea unor motoare similare, iar aceste corecţii sunt introduse în calcul prin intermediul unor coeficienţi cu valori determinate statistic după rezultatele experimentale obţinute în laborator. In figura 6.2 se prezintă pentru exemplificare o diagramă indicată calculată având aria a .c .z’.Z.b şi una reală cu aria a .c ’.c ”. z ”. b ’b, pentru un ciclu mixt. Pentru diagrama calculată teoretic, nerotunjită, lucrul mecanic indicat este: L» = L* z + ^
- L ac
(6.3)
Lucrul mecanic pe porţiunea z '-z la p= const. se poate scrie: Lz>z = P zVz - P zv e = P z Vc ( p i ) = * P C ( p - 1 )
(6-4)
Lucrul mecanic corespunzător procesului politropic de destindere
este: P z K 1 - 1^
(6.5)
nz - 1
întrucât —- = p şi —- = 6 se poate transforma ecuaţia (6.5) în K Kr felul următor:
(6 . 6)
aj2 -1 {(1 ~ 0~% Ţ 1J
Lucrul mecanic corespunzător procesului politropic de compresie este: P cK
n,-1
P cK
1
n, - 1
1-
(6.7)
înlocuind aceste componente ale lucrului mecanic în ecuaţia (6.3) rezultă următoarea expresie a lucrului mecanic indicat, calculat teoretic: L h = P cK
^ p - 1) +
1
— 1_ 1
"2-i l
ô^-1J
(6 . 8)
«,-1
Raportând lucrul mecanic indicat la cilindreea Vh (m3), se obţine presiunea medie indicată sau lucrul mecanic specific, respectiv lucrul mecanic corespunzător la 1 m 3 de cilindree în J/m 3 sau pa , adică: Pn
J rrf
K
io-®
-
(6.9)
(6 . 10)
[iMPai]
Dacă în ecuaţia (6.9) se introduce (6 . 8) şi se înlocuieşte
1 e -1 Pn = Pa
e-1
Şii pc - pa-en' rezultă: T t(p - 1 )
*P
rt,-1
1
1
1 1 /Ji -1
1
(6 . 11)
Pentru ciclul cu aport de căldură numai la volum constant, presiunea medie indicată pentru diagrama necorectată se calculează cu ecuaţia (6.11), considerând p = 7 şi 6 =e:
Tip
Pa = Pa
e-1
nj-1
/72-1
1 #>,-1 il 1 e ^1 1 1
Td
€ ^*2“1
T,
1
Având în vedere că " 2-1 ecuaţiile (6 . 11 ) şi (6 . 12) devŞn: „n\ Pi, = Ps
n(p-1)
e-1 n,
Plt = Pa
e 1 e-1
TCP
/72-1
np
ii-i] n2-1 t .) Td\
#7,-1
1
1 #1,-1 4
(6 . 12)
1 n\~ e 11
Ta Tc (6.13)
) (6.14)
Din diagramele indicate ale ciclului real se vede că aria ciclului rotunjit este mai mică decât aria ciclului calculat, diferenţa depinzând de caracterul desfăşurării proceselor de ardere şi de avansul la deschiderea supapei de evacuare. Presiunea medie indicată reală va fi mai mică decât presiunea medie indicată teoretică, rotunjirile diagramei, luându-se în consideraţie printr-un coeficient de corecţie Prin urmare presiunea medie indicată reală va fi: Pi = ®iPn (6- 15) După datele experimentale, coeficientul de corecţie are următoarele valori: <&! = 0 ,9 2 - 0 ,9 7 . Valorile mari ale acestui coeficient sunt pentru MAS, iar valorile mici pentru MAC. In cazul MAC cu injecţie direcţa coeficienţii de corecţie au valori mai mari decât în cazul MAC cu cameră compartimentată. Pentru calculul ciclului real în cazul MAS de obicei se ad o p tă/^ = 0,85 p z (vezi figura 6.1). Lucrul mecanic indicat utilizat pentru procesele de schimb de gaze ( Lj ) se analizează după diagrama de pompaj din figura 6 .3 ,a. Şi acest' lucru mecanic se raportează la cilindree şi se obţine o presiune medie de pompaj A p gaz-
Pentru motorul cu umplere normală se poate scrie:
Aogaz
vh
® gaz (Pr
Pa)
(6.16)
M ărim ea c o e f i c i e n t u l u i p j u r m ă t o a r e : b-pentru p r < p a , = 1 în formula (6.17), considerând că lucrul mecanic pozitiv al gazelor în procesul de spălare compensează pierderile prin nerotunjirea diagramei indicate. Pentru motoarele în doi timpi cu baleiaj în echicurent cu supape de evacuare după datele experimentale se poate considera = 0,94-0,98. In tabelul 6 .1 se prezintă valorile presiunii medii indicate reale pentru diverse motoare la sarcină completă:
Tabelul 6.1. Valorile presiunii medii indicate reale
Tipul motorului
Pi, (MPa)
MAS în patru timpi, cu benzină
0 , 8- 1,2
MAS în patru timpi, cu gaze
0,5-0,7
MAC în patru timpi
cu umplere normală
0,75-1,05
cu supraalimentare
<2
MAS în doi timpi cu baleiaj prin carter M AC în doi timpi
0,25-0,45
fară supraalimentare
0,35-0,7
cu supraalimentare
< 1,2
Odată cu scăderea sarcinii scade presiunea medie indicată, cea mai mică valoare rezultând la mersuul în gol. In acest caz toată puterea indicată este utilizată pentru învingerea frecărilor, pentru pomparea gazelor şi pentru acţionarea mecanismelor auxiliare, adică L/ = Lm , Pj = p m.
6.2.2. Puterea indicată şi consumul specific indicat Lucrul mecanic indicat dezvoltat pe un ciclu într-un cilindru este: L, = P / %
[N m ]
(6.18)
unde: p : - presiunea medie indicată în Pa; Vh - cilindreea unui cilindru în
3 .. n -D ^S m respectiv Vh = ---------D - alezajul în m şi S - cursa în m. Numărul ciclurilor realizate pe secundă este:
N = realizează ciclul.
n - turaţia în rot/s şi t - numărul de timpi în care se
Puterea indicată pentru un cilindru rezultă:
P„ = Lf N = P„ = ± p f Vh n T
[kW[
(6.19)
iar pentru toţi cilindrii:
(6 .20)
P, = - P , V t n X
Dacă măsurătorile se fac pentru p în MPa, n în rot/m in, Vh în 1, atunci numărul ciclurilor realizat pe minut N = ------, iar puterea indicată
30t
pentru cilindru P ) -
P fK n
30 t ’
[kW\.
R an d am en tu l indicat r^ , se poate determina dacă se cunoaşte lucrul mecanic indicat dezvoltat de motor, acesta calculându-se după diagrama indicată a motorului obţinută experimental (fîg.6.4). Aria A (m m 2) din diagrama indicată se raportează la scara de trasare a indicatorului de presiune (m) şi la lungimea diagramei ( 1), adică:
(6 .21) Aici scara presiunilor se introduce în mm şi lungimea l în mm. MPa Dacă la ridicarea diagramei indicate se măsoară şi consumul orar de combustibil, se poate calcula consumul specific indicat, aplicând următoarea relaţie: G c-103
9,
F ig.6.4. Diagrama indicată ridicată experimental
9 kW h
(6 .22)
unde: G c - consumul orar de combustibil la regim stabilizat de funcţionare (P;= const şi n = const) în kg/h. Dacă se cunoaşte căldura dezvoltată prin ardere, se poate calcula randamentul indicat cu
relaţia: n, = 7 T -
(6-23)
0,9,
unde: Q t - puterea calorifică inferioară în J/kg; iar £7, - consumul specific în kg/J Dacă se utilizează unităţile de măsură uzuale în practică, respectiv O, în M J/kg şi
o, în — —— rezultă: W/ kWh
H, =
(f. ™
3,6-1 O3 ’ Q/'9i
(6-24)
Pentru motoarele cu combustibili gazoşi consumul specific de combustibil se determină în unităţi de măsură (m 3/J) şi va fi: V,
' '
. V, P, ’
unde Vg - debitul de gaz consumat în m 3/s. Dacă se exprimă Vg în m 3/h, iar P t în kW, consumul specific
rezultă în — — . kW h
Atunci n, = — — ' QV.
unde: Qyîn J/m 3 şi Vt în m 3/J. Dacă se introduce în (6.25) Q, în M J/m 3 şi n, = -M -
(6 -25)
3 V,
în -------- rezultă: kW h (6.26)
O/V,
Pentru a se calcula randamentul indicat în funcţie de consumul specific trebuie să se considere că motorul funcţionează numai cu un anumit combustibil, de o anumită putere calorică. Dacă puterea calorică diferă, ceea ce se întâmplă, în special, în cazul combustibililor gazoşi, atunci trebuie să se introducă în calcul puterile calorice pentru fiecare variantă de combustibil utilizat.
6.2.3. Relaţiile dintre parametrii ciclului indicat Pentru a se putea analiza influenţa diferiţilor factori asupra perform anţelor energetice la un motor proiectat, trebuie să se cunoască relaţiile dintre principalii parametri ai ciclului. In cazul motorului cu combustibili lichizi, cantitatea de încărcătură proaspătă introdusă în cilindru la un ciclu este: (6.27) unde: G c - consumul de combustibil (kg/s); n - turaţia (m in 1); i- numărul de cilindri; - cantitatea de aer teoretic necesară pentru arderea a 1 kg combustibil în kg. D ar cantitatea de aer ce poate fi reţinută în cilindru în condiţiile mediului ambiant se poate scrie: (^iro)p0r0 Vh'Po unde Vh - în m 3 şi pa în kg/m 3. Consumul de combustibil în kg/s se poate scrie astfel:
(6.28)
(6.29) unde £7/ în kg/J; P ; în W; Vh în m 3 şi p; în Pa. Coeficientul de umplere se poate exprima în felul următor: (6.30) Prin urmare consumul specific indicat de combustibil rezultă: =
Po . ^ v
kg
(6.31)
dacă se exprimă consumul în — “ — avem: kW h g = 3600 L V P , unde P/în M P a.
[is J.
(6.32)
Introducând consumul specific din (6..31) în relaţia (6.32) se obţine următoare expresie a randamentului indicat:
(6 33 )
T1/ = °i
n/Po
Ecuaţiile (6.31) şi (6.33) dau dependenţa dintre randamentul indicat sau consumul specific şi parametrii principali care caracterizează funcţionarea m otorului, respectiv X, rţ^ Lm in. D in analiza acestor ecuaţii se pot stabili căile posibile de optimizare a utilizării combustibilului în motor. Relaţia (6.33) ne permite să vedem şi factorii care determină presiunea medie indicată, respectiv:
Or TI, P, = - r - T ^ v P °
(6-34)
Snin A
De asemenea se poate vedea ce parametri influenţează puterea indicată, adică: p, =
Q j_ ^ Tnln X
2n .h V
[m
(6 35)
T
Dacă se introduce în această relaţie Vh în 1; n în rot/min şi Q ( în puterea în kW va fi: kg p <= - r ^-mln X 3 0 t
m
(6' 36)
In cazul motorului cu combustibili gazoşi pentru calculul interdependenţei dintre parametrii principali ai ciclului se face, considerând încărcătura proaspătă Mga în kmoli, pentru 1 kmol combustibil. De aceea căldura furnizată prin ardere de combustibil trebuie să se raporteze la 1 kmol, deci puterea calorifică Q f exprimată în J /m 3 se va multiplica cu 22,4 reprezentând volumul pentru 1 kmol de gaz la °C şi presiunea de M O 6 Pa. Având în vedere, că Li = Pi'Vh Vh = 8 314 Mg a P jJ o ^v) se poate obţine pentru lucrul mecanic indicat expresia:
L, = 8 3 1 4
±.Io ■MgaPl Vv P 0
(6.37)
Cu aceasta randamentul pentru motorul cu gaze devine: îl, = — = 8314 T° M9*P< = 3 7 1 ,1 5 M*a' T°'P(6.3S) 2 2 ,4 0 , 2 2 ,4 0,-ri v p'O 0 *Vr'O Consumul specific indicat de combustibil în acest caz este:
1 »1/ 0 /
^v'Po = 269-10 SMg a ToPl
’l vP 0
sau V, = 9 7 0 0
^ga^~0'Pi
mc
mö kW h
(6.39)
(6.40)
Căldura consumată pe unitatea de putere indicată la motorul cu combustibili gazoşi ( q t) se poate scrie astfel: q, = 9700
n v Pp O j Mg a ToPl
unde: Q r în
MJ kW h
(6.41)
MJ
Presiunea medie indicată a ciclului în acest caz va fi: P, = 2 6 9 0 - - ^ ^ , M 9o T 0 MJ unde: O, - în ----- şi p k în MPa.
[MPa]
(6.42)
Puterea indicată a motorului care lucrează cu combustibili gazoşi este dată de următoarea expresie:
6.3. Parametrii efectivi ai motorului 6.3.1. Puterea efectivă şi pierderile mecanice Puterea motorului livrată sistemelor de propulsie sau de acţionare a dispozitivelor autovehiculului prin cvolant este denumită putere efectivă. Puterea efectivă ( P e) este mai mică decât puterea indicată ( Pj), diferenţa fiind utilizată pentru acoperirea pierderilor mecanice ( P m). Prin urmare se poate scrie: (6.44) Pe = P r p m Atât puterea utilizată pentru acoperirea pierderilor mecanice, cât şi puterea efectivă, pot fi raportate la cilindree ca şi puterea indicată, obţinând presiunile medii corespunzătoare, adică presiunea medie efectivă p e şi presiunea medie a pierderilor mecanice p m . Puterea necesară pentru acoperirea pierderilor mecanice poate fi exprimată cu o relaţie de forma următoare:
unde: p m - in MP a; Vh în l şi n în rot/min. Determinându-se experimental puterea presiunea medie p m cu formula:
P m se poate calcula
(6.46) Presiunea medie efectivă rezultă: Pe = Pl ~ Pm
(6.47)
iar puterea efectivă va fi: (6.48) unde: p e - în MPa; Vh - în l şi n - în rot/min. Dacă se determină experimental puterea efectivă se poate calcula presiunea medie efectivă p^ adică:
[MPa]
- 3 0- P- X
IV ,n
(6.49)
Pentru a se putea compara între ele, diferite motoare se raportează puterea efectivă la cilindre, obţinând puterea litrică Pt adică: (6.50) sau: P, =
kW I
Pe n
30 "C
(6.51)
CP
D acă se doreşte să se exprime puterea litrică în -r : - se poate scrie:
(P ) cp = 1-36(P)
'
Pierderile mecanice se pot evalua prin randamentul mecanic r |m care este dat de expresia: P
j~ P
m
=
1
(6.52)
sau: Pi - Pn Pl
1
Pm
Pe
Pl
Pl
(6.53)
Puterea utilizată pentru acoperirea pierderilor mecanice include urm ătoarele componente: puterea de frecare P fr, puterea utilizată pentru acţionarea instalaţiilor anexe P an puterea cheltuită pentru pomparea gazelor Pg3Z şi puterea utilizată pentru acţionarea compresorului sau suflantei de baleiaj Pk. Prin urmare se poate scrie: P m = Pfr + P*n + Pgsz + P K iar presiunea medie va fi: Pm
Pfr +Pan + Pgaz + Pk
(6-54) (6.55)
D in ecuaţiile (6.50) şi (6.51) rezultă: (6.56) (6.57)
Pe ~ *1m'Pl P e = Tlm’P/
iar din ecuaţia (6.34) înlocuind p , se obţine: Pe =
W Pa]
(6.58)
MJ unde Qj- în Dacă R aportăm puterea efectivă la cilindree, ţinând seama de relaţiile (6.35) şi (6.55) se obţine: D
n
Oi n i
(6.59)
pi = ^30* r ' TU— -Xr W n P o
In tabelul 6.2 se prezintă valorile randamentului mecanic şi presiunii medii efective pentru regimul normal de funcţionare al diverselor motoare. Tabelul 6.2. Randamentul mecanic r)m şi presiunea medie efectivă p e pentru diverse motoare Tipul motorului
P» (M Pa)
MAS în patru timpi cu combustibil lichid
0,7-0,85
0,6-0,95
MAS în patru timpi cu combustibil gazos
0,70-0,85
0,5-0,75
M AC In patru timpi fără supraalimentare
0,7-0,82
0,55-0,85
MAC în patru timpi cu supraalimentare
0 , 8-0 ,9
0 ,7-2,0
M AC în doi timpi rapide
0,7-0,85
0,4-0,75
6.3.2. Randamentul efectiv şi consumul specific efectiv de combustibil Eficienţa utilizării căldurii în motor este apreciată prin randamentul efectiv al motorului r)e şi consumul specific de combustibil Ce . Lucrul mecanic efectiv raportat la 1 Kg de combustibil este: Le = L, - Lm iar randamentul efectiv rezultă:
= 1 -
Deoarece se poate scrie:
1
= nm
Le = n m-Z./
(6.60)
1
V = ilm ^ / (6.61) Pentru motoarele care lucrează cu combustibili lichizi, înlocuind în ecuaţia (6.61) randamentul indicat din ecuaţia (6.33) se poate scrie: (6.62) Consumul specific efectiv de combustibil se poate determina după randamentul efectiv, adică:
9e
1
kg
vO ,
J
(6.63)
Dacă în această relaţie se înlocuieşte expresia (6.62) rezultă: Po ^tnln
îl v X Pe
kg J
(6.64)
In cazul când presiunea se înlocuieşte în MPa şi se doreşte exprim area consumului specific în —— , formula capătă forma următoare:
kW h
g e = 3600-
(6.65) ^mln ^ Pe
Pentru motoarele care lucrează cu combustibili gazoşi randamentul efectiv are urm ătoarea expresie:
= 371,15 M9 * T° P*
(6 .66)
0/11 vPo
iar consumul volumic specific de combustibil devine:
ve = 269-10 5
^ J3°
(6.67)
T0MgaP e
Dacă se exprimă consumul volumic specific în capătă următoarea formă:
jr f
kW h
formula
m
V. - 9700 ga
o Pe
( 6 .68)
kW h
Căldura consumată pe unitatea de putere efectivă, considerând puterea calorică în qe = 9700
kW h
este:
V /V ° /
MJ
M g a ToP e
kW h
(6.69)
Pentru motoarele cu combustibili gazoşi căldura consumată pe unitatea de putere indicată q, are valori de 10, 8- 12,8
^
iar cea
kW h MJ consumată pe unitatea de putere efectivă este de 14,4-17 Valorile ran kW h damentului indicat, randamentului efectiv, consumului specific indicat de combustibil şi consumului specific efectiv pentru diferite tipuri de motoare la regimul nominal de funcţionare, se prezintă în tabelul 6.3. Tabelul 6.3. Consumurile specifice şi randamentele motoarelor
9e
Tipul motorului
9i
MAS cu carburator
0,28-0,39
0,25-0,33
MAS cu combustibili gazoşi
0,28-0,38
0,23-0,28
MAC rapid
0,42-0,48
0,35-0,40
jl:
kW h
kW h
245-300
300-325
175-205
217-238
6.4. B ilanţul term ic al m otorului Din analiza ciclului motorului se observă că pentru realizarea
lucrului mecanic efectiv se utilizează o parte din căldura dezvoltată prin arderea combustibilului. Pentru stabilirea posibilităţilor de îmbunătăţire a perform anţelor energetice şi pentru a se cunoaşte unele mărimi necesare calculului sistemului de răcire şi sistemului de ungere, trebuie să se determine repartiţia căldurii pe diverse compartimente. In acest scop prin încercarea m otoarelor se determină variaţia componentelor sistemului termic al motorului în funcţie de diferiţi parametri ce caracterizează condiţiile şi regimul de funcţionare a motorului (sarcina, turaţia, dozajul etc.) (6.70) arderea
Qa - căldura totală dezvoltată în motor prin combustibilului la regimul de funcţionare considerat; Q e - căldura transformată în lucrul mecanic efectiv; Qfgc - căldura cedată exteriorului prin sistemul de răcire; Qev - căldura cedată exteriorului prin gazele de evacuare; Qg, - căldura pierdută datorită arderii incomplete; Qu - căldura cedată uleiului prin sistemul de ungere; Qr - restul de pierderi neluate în considerare prin celelalte componente ale bilanţului termic. Toate componentele bilanţului termic se exprimă ca debite, respectiv căldură pe unitatea de timp. Bilanţul termic se poate determina şi în procente din căldura totală dezvoltată prin arderea combustibilului, adică: unde:
qf = -^-100% Rezultă că q e
unde:
+ qao + qM + q* + qu + qr = 100 %
Căldura totală dezvoltată în timp de Îs este: Q0 = Q ,G C [J/s] G0 - consumul de combustibil în kg/s; Qt - puterea calorică inferioară în J/kg.
O (6.71)
(6.72)
Căldura transformată în lucrul mecanic efectiv Q e , fiind exprimată în — este echivalentă cu puterea efectivă în k W , deci: S Qe = Pe [kW\ (6.73) iar valoarea procentuală a acestei componente q e = T | e . Căldura cedată sistemului de răcire prin pereţii cilindrului şi chiulasei se poate calcula cu următoarea expresie: unde:
O ne = G e d e i W - U (6.74) Ge - debitul de lichid de răcire în kg/s; C, - căldura specifică a lichidului (pentru apă C, =4186 J/kg); tigş. - temperatura lichidului la ieşirea din motor în °C; tlntr - temperatura lichidului la intrarea în motor °C. Căldura conţinută în gazele de evacuare este: Qev =
unde:
- M g fr 'J to ]
(6 -75>
Gev - debitul de gaze de evacuare în kg/s; Mz - numărul de kmoli de gaze de evacuare pentru lk g combustibil - căldura specifică molară la presiune constantă pentru gazele de evacuare în — ^ -----; k m o l° C
tw - temperatura gazelor de evacuare; Mga - numărul de Kmoli de gaze proaspete aspirate corespunzător la 1 kg combustibil; tg - temperatura gazelor proaspete aspirate din exterior în °C; Hcp - căldura specifică molară la presiune constantă pentru gazele proaspete în ------------. k m o l° C Căldura cedată uleiului Q u se determină de obicei după căldura preluată de la acesta prin radiatorul de ulei. Căldura pierdută datorită arderii incomplete în cazul dozajelor sărace ( \ > > 1), de obicei nu se calculează separat, ci se introduce în termenul Q r , care se determină cu expresia: Q r = Q 0 - (Q e * Q a c +Q ev + Q U ) (6.76) Dacă determ inările experimentale se efectuează la dozaje bogate
( X<7) , se calculează separat căldura pierdută prin arderea incompletă a combustibilului, apelând la următoarea expresie: Q „ = (A Q ^ G C [J/s] (6.77) unde (A O /) se determina în funcţie de dozaj cum s-a arătat în capitolul 4, la calculul termodinamic al proceselor de ardere. In figura 6.5 se prezintă structural componentele bilanţului termic ale unui motor fără supraalimentare, iar valorile procentuale ale com ponentelor respective sunt date în tabelul 6.4. In figura 6.6 se prezintă variaţia com ponentelor bilanţului termic în funcţie de turaţie pentru un MAC cu carburator. După cum se vede, cu creşterea turaţiei creşte ponderea căldurii tra n sfo rm a te în lucrul mecanic efectiv de la 20 la 24 %. Ponderea căldurii cedate sistemului de răcire scade cu creşterea turaţiei de Fig.6.5. Structura bilanţului termic la 30 la 20% în timp ce motorului creşte ponderea căldurii cedate exteriorului prin gazele de evacuare. Ponderea căldurii pierdute prin arderea incompletă a combustibilului este mare la turaţii mici ale motorului. Tabelul 6.4. Componentele bilanţului termic [%] Tipul motorului MAS M AC
<7.=n„ 21-28
r^ 7 12-27
9ev 30-35
Qal 0-45
Qr 3-10
fără supraalimentare
29-42
15-35
25-45
0-5
2-5
cu supraalimentare
35-45
10-25
25-40
0-5
2-5
Restul pierderilor în care se include şi căldura cedată uleiului este de aproximativ 10 % la turaţii medii şi creşte atât la turaţii mici, cât şi la turaţii mari. In figura 6 . 6 ,b se prezintă variaţia componentelor bilanţului termic în funcţie de sarcină, iar în partea superioară a acesteia se arată variaţia coeficientului de exces de aer în funcţie de sarcină.
Fig. 6. 6. Variaţia componentelor bilanţului termic: a-M AS cu carburator în fu n cţie de turaţie; b-MAS cu carburator în funcţie de sarcină; c) - M AC supraalim entat, în funcţie de sarcină; d- M AC în fun cţie de turaţie. In figura 6 . 6 ,c se arată variaţia componentelor bilanţului în funcţie de sarcină la un MAC supraalimentat, cu un randament efectiv de 30%. După cum se vede, la scăderea sarcinii de la 100% la 50% randamentul efectiv se reduce numai cu 2 %, valoarea maximă, obţinându-se la 0 ,S 8 P emax. Ponderea căldurii cedate sistemului de răcire este de 17% la sarcină plină şi creşte la 25 % la sarcină de 50 %, iar căldura conţinută de gazele de evacuare scade de la 39% la 33% în acelaşi interval de sarcini. In figura 6 .6 ,d se prezintă variaţia componentelor bilanţului termic în funcţie de turaţie pentru MAC.
7. REGIMURILE DE FUNCŢIONARE ŞI CARACTERISTICILE MOTOARELOR 7.1.
Regimurile de funcţionare
Regimul de lucru al m otorului de automobil este caracterizat de un ansam blu de indici de funcţionare ca sarcina, turaţia arborelui cotit, starea termică etc. In funcţie de condiţiile de exploatare şi particularităţile funcţionale ale autovehicului variază şi regimul de lucru al motorului. Factorul principal care caracterizează regimul de lucru al motorului este puterea efectivă P e , care la rândul său, depinde de cuplul m otor M 0 şi de viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit a>, respectiv turaţia acestuia n , conform cunoscutei relaţii: P e = Me u> = Me^
60
= 0 ,1 0 4 6 Me-n fW]
(7.1)
unde M 9 în Nm şi n în m in ' respectiv w în rad/s. In exploatare atât cuplul motor, cât şi turaţia arborelui cotit variază în lim ite largi. Turaţia minimă este limitată de condiţiile funcţionării stabile a m otorului, iar cea maximă de calităţile procesului de schimbare a gazelor, de încărcarea termică a principalelor piese, creşterea forţelor de inerţie, creşterea pierderilor mecanice, precum şi de o serie de factori ce determină durabilitatea şi fiabilitatea motorului. La fiecare regim de turaţie şi cuplul motor pot varia de la zero (mersul în got) până la valorile maxime ce se pot dezvolta de motor. U n ansamblu de condiţii de funcţionare se reprezintă grafic printr-o suprafaţă lim itată de o curbă de variaţie a puterii sau cuplului m otor pe o diagram ă de tipul Me = f(n) , sau P e = f'(n) (figura 1.1). Regimul de lucru la care indicii de funcţionare ai motorului, repectiv turaţia, cuplul m otor, starea termică etc., nu variază in funcţie de timp se numeşte regim stabilizat. In opoziţie cu acesta, regimul de funcţionare este tranzitoriu dacă turaţia, cuplul motor şi starea termică a
motorului, sau numai unul dintre aceşti parametri se modifică în timp. Funcţionarea la regim urile stabilizate este posibilă în cazurile când puterea motorului P e este egală cu Puterea de utilizare P u , iar condiţiile exterioare rămân neschimbate. Spre exemplu motorul funcţionând după caracteristica 2 , (fig. 1 . 1), iar puterea de propulsie variind după curba //, va rezulta un regim de funcţionare caracterizat de punctul a. Schimbarea condiţiilor de exploatare se răsfrânge asupra puterii de propulsie P u . Dacă puterea de utilizare caracterizată , spre exemplu, de punctul a, se micşorează până la o valoare caracterizată de punctul b (curba III), bilanţul energetic se dezechilibrează, surpulsul de putere ab mărind energia cinetică a pieselor autovehiculelor aflate în mişcare, şi va provoca o creştere a turaţiei motorului până la restabilirea echilibrului energetic (punctul c). In mod analog se produce trecerea de la un regim de funcţionare la altul şi prin modificarea poziţiei pedalei de acceleraţie. Pentru motoarele de autovehicule regimul tranzitoriu de funcţionare este în general predominant, deoarece automobilele, tractoarele şi celelalte maşini de tracţiune şi transport propulsate prin motoare cu ardere internă, prin forţa lucrurilor funcţionează cu viteze şi încărcături ce variază în limite foarte largi, impunând prin urmare motoarelor cu care sunt echipate regimuri de turaţie şi sarcini variabile. Circulaţia pe şoselele publice şi, în special, în oraşele aglomerate necesită modificări permanente ale vitezei de deplasare, fiind caracterizată prin opriri frecvente la intersecţii, frânări şi acceleraţii dese, care, la rândul lor, conduc la un număr mare de manevre de schimbare a treptelor de viteză. In cazul autovehiculelor destinate transporturilor de pasageri, ciclurile de lucru ale autovehiculelor şi, prin urmare, şi regim urile de funcţionare ale motorului depind şi de organizarea transportului, respectiv de distanţele dintre staţiile de îmbarcare şi debarcare a pasagerilor. Funcţionarea motorului de automobil în regim tranzitoriu este caracterizată printr-o economicitate mai scăzută datorită unor pierderi inerţionale, înrăutăţirii procesului de formare a amestecului şi de ardere, îmbogăţirii amestecului la decelerare etc. Asigurându-se o pondere mai mare regimurilor stabilizate prin crearea unor condiţii adecvate de exploatare (autostrăzi, circulaţie fluentă în interiorul oraşelor, calitate superioară şi întreţinere corespunzătoare a
îmbrăcăminţii drum urilor etc.), se poate obţine o economicitate sporită în exploatarea m otoarelor de autovehicule. Totodată este important de cunoscut regimurile de funcţionare ale motorului cu cea mai mare economicitate pentru a se recomanda creşterea ponderii în utilizare a acestor regimuri de exploatare, iar când este posibil, să se asigure folosirea motorului la aceste regimuri chiar prin măsuri de organizare a transporturilor. Aşa, spre exemplu, la transporturile cu autotrenul regim urile de funcţionare ale motorului pot fi considerabil influenţate prin modul de alcătuire a autotrenului, respectiv prin corelaţia asigurată între greutatea totală a remorcilor sau semiremorcilor şi vitezele ce se pot dezvolta pe drumurile de pe itinerarul de transport dat. Nu sunt de neglijat suprasarcinile probabile în exploatare precum şi posibilităţile de învingere a acestora de către motor. La valorile mari ale puterii trebuie să se aibă în vedere şi durata de funcţionare a motorului în care aceasta poate furniza putere efectivă de o anumită valoare, deoarece solicitările termodinamice ale motorului şi desfăşurarea proceselor din motor pot impune limitarea în timp a regimului de lucru dat. Se poate concluziona în fine, că în afara valorilor caracteristice ale unor indici de funcţionare ai motorului cu putere maximă, cuplul motor maxim şi consumul specific de combustibil minim, la motoarele de autovehicule interesează în mod deosebit variaţiile acestor parametri în funcţie de regimul de funcţionare şi, în special, în funcţie de turaţie şi sarcină, variaţii ce se apeciază după caracteristicile motorului.
7.2. Caracteristicile motoarelor de autovehicule Prin caracteristica motorului se înţelege, în general, variaţia indicilor de funcţionare a acestuia, ca puterea, cuplul motor, consumul de combustibil orar şi specific, în funcţie de parametrii regimului de funcţionare ca turaţia , sarcina etc. Pentru motoareje de autovehicule prezintă interes următoarele caracteristici: caracteristica de turaţie, caracteristica de sarcină, caracacteristica de regulator, caracteristica de reglaj, caracteristica de detonaţie.
In cele ce urmează vor fi analizate principalele caracteristici enumerate mai sus.
7.2.1. Caracteristica de reglaj Caracteristicile care stabilesc variaţia puterii ( P e ) şi a consumului specific ( g e) în funcţie de coeficientul de exces de aer (X ) sau unghiul de avans la aprindere ( 0 ^ ) , respectiv unghiul de avans la injecţie ( 0/„y) reprezintă caracteristicile de reglaj ale motorului. Caracteristicile de reglaj pot fi trasate atât pentru sarcina totală (deschiderea completă a obturatorului sau injectare maximă), cât şi pentru sarcini parţiale. Ridicarea acestor caracteristici este necesară pentru stabilirea condiţiilor optime de funcţionare a motorului în raport cu factorii sus numiţi şi aprecierea perfecţiunii reglajelor motorului.
7.2.1.1. Caracteristica de reglaj a motorului cu carburator în funcţie de compoziţia amestecului Caracteristica de reglaj în funcţie de campoziţia amestecului reprezintă alura de variaţie a curbelor puterii efective ( P e) şi consumului specific de combustibil g e în funcţie de coeficientul de exces de aer A. . Caracteristica este ridicată, menţinându-se constantă turaţia arborelui cotit, poziţia obturatorului şi modificându-se debitul de combustibil. In figura 7 .1 se arată variaţia puterii P e şi a consumului specific de combustibil g e în funcţie de coeficientul de exces de aer A.. S-a constatat, că la sarcină totală (obturatorul deschis la limita maximă) maimul respectiv minumul regimurilor P ^ ^ şi g ^ nu coincid şi reglajul carburatorului trebuie realizat în intervalul /-,max şi g ^ (intervalul haşurat). Din analiza acestor caracteristici se constată că regimul puterii maxime se obţine pentru valorile X= 0,8-0,92, iar regimul debitului minim (regim economic de funcţionare) pentru valorile lui X= 1,05-1,15. Atingerea puterii maxime pentru valorile lui k = 0 ,8 -0 ,9 2 se semnalează în următoarele cazuri:
a) la arderea cu lipsă de aer, când viteza de propagare a flăcării creşte a tin g â n d v a lo a re a maximă la X = 0 ,8 0,92 (vezi fig.4.8); b) la arderea
54 52 s^°
45 44
amestecului cu lipsă ge[3/ ^ J l j de aer (X = 0,8-0,92) 3S0 creşte coeficientul de 360 modificare a m o li e c u li e lî o r n, m ă rin d p re siu n e a 280 gazelor în cilindru şi
7 08 0 9 1.0 U prin urm are şi pe cea f i g ? ; Caracteristica de reglaj a M AS în fu ncţie de a lui P e ; compoziţia amestecului c) la valorile lui X = 0 ,8 -0 ,9 2 temperatura gazelor reziduale este mai mică în raport cu valorile lui X > 0,8-0,92 ceea ce duce la umplerea mai amplă a cilindrului cu amestec, creşte P e . Obfinerea unui consum specific minim pentru valorile lui X = 1,051,2 este determ inat de urm ătoarele cauze: a) la creşterea lui A>1 arderea amestecului are loc mai complet prin urm are g e scade; b) la sărăcirea amestecului A> 1 creşte cantitatea de gaze biatomice ( Oz N2). întrucât căldura specifică a gazelor \l C y biatomice este mai mică decât a celor poliatomice, pierderea de căldură a gazelor de evacuare va fi mai mică, astfel căldura degajată la arderea combustibilului va fi utilizată în mai mare măsură, ceea ce duce la creşterea randamentului termic şi al economicităţii. D e menţionat că la creşterea lui X>1,2 randamentul termic ti t continuă să se mărească, însă, eficacitatea economică se va micşora brusc. Aceasta se poate explica, analizând expresia pentru calculul consumului
specific de combustibil:
3600
3600
ge = — ---- = —------- -
,n ~
(7.2)
Pentru cazul când turaţia şi obturatorul rămân nemodificate, randamentul mecanic r |m în funcţie de A este constant (fig.7.2), iar randamentul indicat r\/ depinde de variaţia randamentului termic t j f şi a coeficientului de ardere r i ^ : (7.3) Randamentul termic creşte cu creşterea lui A. iar coeficientul de ardere atinge maximum pentru valorile lui A= 0,8-0,92 apoi scade (fig.7.2). Randamentul r\t se măreşte, iar ge scade până când creşterea luir) r predomină asupra valorii lui f\ard, dar cum numai valoarea lui rif nu mai poate compensa scăderea lui randamentul indicat rj ^ se micşorează 0,8...Q32 1 1 -0 5 Ă curba consumului specific creşte. Fig. 7.2. Variaţia indicilor ciclului îmbogăţirea amestecului la şi m otorului în funcţie de valorile lui A <0,8-0,92 duce la o compoziţia amestecului la M AS ardere incompletă a combustibilului şi, deci la m icşorarea puterii şi economicităţii. Funcţionarea motorului în afara regimurilor P ^ ş i nu este raţională, deoarece se produce concomitent şi scăderea puterii cât şi înrăutăţirea economicităţii. Comparând regimurile de funcţionare ale motorului pentru valorile Pmax şi g la sarcină totală se poate constata că funcţionarea motorului în regimul /-*max are loc cu un consum specific ge sporit cu 8- 10 % faţă de adică: A g e = 9e™
-100 % = 8 ... 10 %
Funcţionarea motorului în regimul g
este determinat de scăderea
puterii cu 10-12% fată de P„ Pierderea de putere în regimul g P
reprezintă:
- pe
AP = - 5 = -------^**-100 % = 10...12% Carburatoarele actuale sunt înzestrate cu sisteme de îmbogăţire a amestecului de carburant, numite economizoare, iar jicloarele carburatorului sunt calculate pentru formarea amestecurilor sărăcite. Regimul de funcţionare P ^ se va obţine atunci când se va pune în funcţiune economi zorul. Astfel de caracteristici sunt valabile pentru un număr corespunzător de sarcini şi turaţii constante, menite să acopere întreg diapazonul de regimuri de exploatare ale motorului, pentru stabilirea debitului maxim de combustibil prin jicloarele carburatorului.
7.2.1.2 Caracteristica de reglaj a motorului Diesel în funcţie de compoziţia amestecului La motoarele Diesel cantitatea de combustibil injectat la o turaţie constantă depinde de pompa de injecţie al cărei debit depăşeşte în m ajoritatea cazurilor debitul maxim necesar.întrucât excesul de combustibil injectat poate înrăutăţi procesul de ardere provocând scăderea economicităţii şi eficacităţii de funcţionare a motorului, pompele sunt înzestrate cu dispozitive pentru limitarea cantităţii de combustibil injectat (opritor reglabil). Alura curbelor este asemănătoare cu a MAS-ului, numai că puterea maximă este atinsă la amestecuri sărăcite ( Xp =1,05-1,1 ,fig.7.3). Variaţia consumului orar de combustibil se realizează prin deplasarea cremalierei pompei de injecţie, iar turaţia se menţine constantă prin modificarea încărcării frânei. Creşterea consumului orar de combustibil, duce la îmbogăţirea amestecului având drept urmare creşterea puterii. Pentru dozajul optim consumul specific de combustibil atinge valoarea limită. Apoi consumul specific de combustibil creşte datorită înrăutăţirii arderii din lipsa de aer,
motorul funcţionează cu fum, creşte temperatura, creând condiţii favorabile pentru formarea calaminei, $ se măresc pierderile mecanice şi uzura setului motor. Pentru un anumit consum orar de combustibil se înregistrează puterea maximă după care orice mărire a cantităţii de combustibil injectat duce la micşorarea puterii. In acest regim motorul funcţionează Fig.7.3. Caracteristica de reglaj a motorului cu fum intens la eşapament, Diesel în funcţie de compoziţia amestecului cu temperaturi şi presiuni ridicate, ceea ce duce la suprasolicitări termice şi mecanice. Pentru a evita o astfel de funcţionare debitul maxim de combustibil al pompei de injecţie se reglează în aşa fel, încât să nu se depăşească consumul orar limită când nu apar fenomenele nedorite amintite. Acest regim de funcţionare se numeşte regimul puterii maxime limită. In regimul puterii limită se asigură o funcţionare mai economică cu solicitări termice şi mecanice mai scăzute. In practică se determină caracteristicile de consum pentru diferite turaţii, determinându-se reglajul optim pentru fiecare turaţie. Deoarece se realizează la valori X = 2 -3 ,5 uneori la motoarele Diesel se introduc clapete de aer ce limitează debitele de aer aspirate la sarcini parţiale mai mici. Dozele optime injectate pe ciclu se pot comanda electronic în funcţie de turaţia motorului şi de condiţia de funcţionare la regimul economic sau de putere impus.
7.2.1.3. Caracteristica de reglaj după unghiul de avans la producerea scânteii La MAS la dirijarea perfectă a procesului de ardere este necesară
modificarea momentului de producere a scânteii în dependenţă de turaţia şi sarcina m otorului. Caracteristica de reglaj după unghiul de avans la aprindere este diagram a care cuprinde curbele de variaţie ale puterii efective P e , consumului orar G c şi specific de combustibil g e în funcţie de unghiul de avans la aprindere. Scopul ridicării acestor caracteristici constă în stabilirea unghiurilor optim e de avans la aprindere pentru diferite regimuri de funcţionare a m otorului. Pentru unghiurile optime de avans în orice regim de funcţionare se atinge puterea şi economicitatea maximă. Caracteristica se ridică pentru diferite debite de combustibil şi turaţii constante, modificând unghiul de avans la aprindere. In figura 7.4. este reprezentată caracteristica de avans la producerea scânteii. Deoarece condiţiile de ridicare a caracteristicii (turaţie şi poziţia obturatorului) rămân invariabiile, consumul orar Gc de combustibil se menţine constant ( Gc = co n st. ) indiferent de modificarea unghiului de avans. In acest caz, consumul specific g e de combustibil descreşte în funcţie de puterea efectivă P e . Avansul optim este caracterizat Pe mau. prin valori maxime ale puterii şi Pe 1 m inime ale consumului specific de 1 1 combustibil. Aceata se explică prin 1 1 faptul că la avansul optim procesul de Gc 'o — ardere are loc în ju ru l p .m .s. în i volum ul camerei de ardere cu pierderi i term ice minime. i i M ărirea avansului la aprindere i ___ faţă de cel optim duce la aprinderea J"em in fluidului m otor în condiţii nefavorabile _________________________ ^ (presiune şi temperatură joase), arderea ® se petrece cu viteze mici şi în condiţii Fig.7.4. Caracteristica de reglaj în de variaţie mare a volumului funcţie de unghiul de avans la cilindrului. Cresc pierderile termice, aprindre m otorul funcţionează dur, Creşte lucrul negativ al motorului, puterea şi economicitatea scad simţitor.
î
t 4
M ărirea în continuare a avansului determină apariţia detonaţi ei, eveniment la care aprinderea şi arderea decurg cu viteze excesive ale amestecului. Este eliminată brusc toată energia pe care în mod normal ar lumiza-o acelaşi amestec prin ardere progresivă. M icşorarea avansului la aprindere transferă arderea fluidului m otor pe parcursul procesului de destindere: cresc pierderile termice, motorul se încălzeşte, se intensifică fumul, scade brusc randamentul indicat, puterea şi economicitatea lui. Pentru activitatea practică prezintă interes caracteristica de avans ridicată după variaţia puterii la diferite turaţii (fig.7.5). Menţinând aceeaşi deschidere a obturatorului ( G c = co n st.), în urma căreia se trasează caracteristica de avans optim în funcţie de turaţie (fig.7.7) şi caracteristica de avans ridicată la diferite sarcini, turaţia rămânând constantă (fig.7.6).
F ig.7.5. Caracteristica de reglaj în fu n cţie de unghiul de avans la aprindere, la sarcină constantă
Fig.7.6. Caracteristica de reglaj în fun cţie de unghiul de avans la aprindere la turaţie constantă
Aceste caracteristici stau la baza construcţiei dispozitivelor de realizare automată a avansului funcţie de turaţia şi sarcină (deschiderea obturatorului). Funcţional, variaţia avansului în funcţie de turaţie este asigurată de regulatorul centrifugal, iar cu sarcina de regulatorul vacuumatic. Pot exista construcţii cu comandă numai prin vacuum, obţinând modificarea avansului atât în funcţie de turaţie cât şi în funcţie de sarcină. Pentru MAS cu carburator unghiul optim de avans la aprindere creşte cu creşterea turaţiei şi cu reducerea sarcinii după cum se vede în figurile 7.5 şi 7.6. Pentru sarcina 100% se trasează, de obicei, şi caracteristica
rezultantă a unghiurilor optime de avans la aprindere prezentată în figura 7.7, iar la turaţie nom inală caracteristica rezultantă a unghiurilor optim e în funcţie de sarcină (fig.7.8) In cazul electronizării reglajelor se com andă unghiul optim de avans la aprindere pentru fiecare turaţie sau deschidere a clapetei de acceleraţie.
6°
Sarcină tOO'A-const.
Fig. 7.7. Caracteristica rezultantă a unghiurilor optime de avans la 7 .2 .I.4 . Caracteristica de reglaj in aprindere în fu n cţie de funcţie de avansul la injecţia turaţie
combustibilului
Pentru MAC caracteristica de avans la injecţia combustibilului reprezintă dependenţa puterii P e şi a consumului specific de combustibil g e în funcţie de unghiul de avans la injecţie, la turaţie constantă şi debit constant (poziţia invariabilă a cremalierei pompei de injecţie). Puterea efectivă maximă şi Sarcinâ, '/• consumul minim de combustibil se obţin Fig. 7. 8. Caracteristica simultan pentru avansul optim la injecţie rezultantă a unghiurilor optime (fig.7 .4). In acest caz motorul lucrează CU de avans la aprindere în funcţie nfftcmiH mavimA p„ ,la arderea , r in presiuni maxime . de sarcină cilindru şi pierderi termice minime. Mărirea avansului la injecţie duce la creşterea presiunii maxime în cilindru PZmm şi la funcţionarea dură a m otorului, exprimată prin viteza de creştere a presiunii în timpul arderii . ( —^-)> sporesc solicitările mecanice, scade puterea şi economicitatea m&t8 rului. La micşorarea unghiului de injecţie procesul de ardere este transferat pe linia de destindere a gazelor: motorul se încălzeşte, fumul este intens, scade randamentul indicat, puterea şi economicitatea lui.
Avansul la injecţie pentru MAC cu camere de ardere nedivizate este lim itat la o valoare 0 < 0 opi, astfel încât să nu depăşească un anumit nivel al presiunilor maxime Pm3Xlm ■In acest caz apare penalizarea de putere A P e şi consum A 9eCa şi în cazul MAS se ridică caracteristica de avans optim în funcţie de turaţie, menţinându-se sarcina constantă (poziţia constantă a cremalierei) (fîg.7.9) şi caracteristica de avans optim în funcţie de sarcină la turaţia constantă (fig.7.10). $<*>t Se observă că la micşorarea sarcinii (fig.7.10) avansul la injecţie scade, spre deosebire de MAS . (flg.7.8), unde la maicşorarea sarcinii avansul la apindere creşte. La micşorarea sarcinii (micşorarea debitului de combustibil p e ciclu) căldura degajată prin ardere se reduce şi temperaturile _ciclului scad, provocând răcirea pereţilor n camerei de ardere. Se înrăutăţesc condiţiile de Fig. 7.9. C a ra c te ristic a formare a amestecului şi pregătirii lui pentru rezultantă a unghiurilor autoaprindere ceea ce reclamă un avans mai o p tim e de a va n s la nlj c pentru creşterea temperaturii din cilindru. aprindere fu n c ţie de sarcina
In cazul electronizării regimurilor de funcţionare, calculatorul de bord alege avansurile de injecţie în funcţie de turaţie şi de sarcină.
7.2.2. Caracteristici de sarcină M otoarele pentru automobile şi F i g . 7 . 1 0 . Caracteristica tractoare pe parcursul exploatării în mare rezultantă a unghiurilor optime . r , , .. , A , de avans la injecţie în fu ncţie parte funcţionează la sarcini parţiale cand » de sarcina puterea scade m mod intenţionat la o turaţie constantă. Aprecierea motorului în astfel de regimuri de funcţionare se face după economicitate prin ridicarea
caracteristicilor de sarcină.
7.2.2.1. Caracteristica de sarcină a motorului cu aprindere prin scânteie Caracteristica de sarcină stabileşte dependenţa consumului orar G c şi specific ge de combustibil de sarcina motorului, îa o turaţie constantă. Variaţia sarcinii în cazul MAS se urmăreşte prin variaţia poziţiei unghiulare a obturatorului, puterii efective a motorului P e sau a coeficientului de sarcină. Ca 100% se consideră puterea efectivă maximă la turaţia dată cu obturatorul deschis complet. Pentru puterea efectivă zero şi obturatorul închis se consideră regimul de mers în gol. In figura 7 .1 1 ,a este trasată caracteristica de sarcină la turaţia nominală constantă şi avansul optim la aprindre. Scopul ridicării caracteristicii de sarcină constă în aprecierea economicităţii m otorului în limite largi de variaţie a sarcinii. La mersul în gol P e~0 , consumul orar are valoarea minimă G = 1 0 ...3 0 % , în funcţie de regimul de viteză al m otorului. Puterea indicată dezvoltată în acest regim se consumă pentru învingerea pierderilor G mecanice Pt = Pm, iar consumul specific de combustibil ge - — devine infinit. Deschiderea obturatorului (mărirea sarcinii) duce la creşterea aproxim ativ liniară a consumului orar de combustibil, iar consumul specific de combustibil scade. Cea mai mică valoare a consumului specific se obţine cu puţin înainte de a intra în funcţiune economizorul, când obturatorul este deschis complet (fig.7.11,a). La punerea în funcţiune a economizorului (la 80...90% din deschiderea obturatorului) consumul orar şi specific cresc brusc. M ărirea consumului specific de combustibil la sarcini reduse (închiderea obturatorului) are loc ca urmare a micşorării umplerii cilindrului (vezi curba r\v) , a înrăutăţirii procesului de ardere (scade ri,), a măririi coeficientului gazelor reziduale şi a reducerii randamentului mecnic (Puterea P e se micşorează) iar puterea pierderilor mecanice rămâne neschimbată (fig.7.11,b).
Fig. 7.11. Caracteristica de sarcină a M AS
înainte de a intra economizorul în funcţiune, m o t o r u l funcţionează cu amestecuri puţin s ă r ă c i t e ( \ = 1,5... 1,2), arderea se amel io re a z ă , creşte Q t, iar randamentul m e c a n i ct)m atin g e v a lo rile maxime. In regim de sarcină maximă, când este pus în funcţiune economizorul, motorul dezvoltă puterea maximă (la X = 0,8-0,92) cu reduceri de 81 0 % a economicităţii. Cauza creşterii consumului specific de combustibil constă
în scăderea lui ri, la îmbogăţirea amestecului.
7.2.2.2. Caracteristica de sarcină a motorului cu aprindere prin comprimare Pentru MAC variaţia sarcinii la turaţie constantă se realizează prin
modificarea cantităţii de combustibil ce se injectează pe ciclu A la un avans optim şi pentru turaţie dată. Caracteristica de sarcină la M AC se ridică cu regulatorul pompei de injecţie scos din funcţiune. In figura 7.12 se prezintă caracteristica de sarcină a unui MAC. aj tl c
n-const
Analiza curbelor caracteristi cii arată că consumul orar de combustibil Gc creşte 100 Pe Sarcină cu mărirea Fig.7.12. Caracteristica de sarcină a M AC sarcinii datorită amplificării debitului de combustibil injectat pe ciclu A G c , iar consumul specific de combustibil gc scade, datorită ridicării randamentului mecanic T) m şi atinge valoarea minimă {punctul a) pentru produsul r),-r|m = tnax. Mari rea în continuare a sarcinii (debitului de combustibil p e ciclu) duce la îmbogăţirea amestecului (se micşorează excesul de aer X) provocând scăderea bruscă a randamentului indicat, ridicarea temperaturii motorului, care duce la micşorarea umplerii cilindrului ti„. La o anumită valoare a debitului de combustibil injectat se obţine puterea maximă (punctul b) pentru turaţia dată. Dacă mărirea debitului de combustibil depăşeşte această valoare, se micşorează puterea din cauza arderii incomplete a amestecului îmbogăţit. D e menţionat, că începând cu o anumită valoare a debitului de combustibil (punctul a) funcţionarea motorului se înrăutăţeşte, are loc arderea cu fum, cresc suprasolicitările termice şi mecanice, precum şi depunerile de calamină. De aceea în mod practic se limitează debitul maxim de combustibil la o valoare care determină puterea maximă de utilizare a motorului. Acest regim de funcţionare al motorului este denumit regim limită de fu m . Puterea nominală P ^ se determină ca fiind puterea la turaţia nom inală în ju ru l regimului care asigură consumul minim de combustibil şi
funcţionare a motorului fară fum {punctul a). Pentru MAC spre deosebire de MAS, la micşorarea sarcinii arderea se îmbunătăţeşte (creşte excesul de aer), de aceea consumul specific de combustibil (fig.7.13) se menţine la valori scăzute până la sarcini reduse (50-60% ). Acest avantaj faţă de MAS de a fi mai economic la sarcini parţiale este utilizat în tracţiunea rutieră pentru autotrenuri unde motorul funcţionează în majoritatea timpului în aceste regimuri. 7.2.3.
MAS.
9i
C aracteristica
de
tu raţie.
Prin caracteristica de turaţie se pun în evidenţă indici energetici şi de optim MAS economicitate ai motorului funcţie de turaţie. C aracteristica de turaţie 220... 260 ‘y / o p tim HAC. I reprezintă alura de variaţie a puterii y V 0 efective P s , cuplului motor Tg , toa Pe Sarcină, % consumului orar G c şi specific de Fig. 7.13. Compararea eficienţei de combustibil g e în funcţie de turaţia funcţionare a motoarelor cu motorului n la sarcină constantă aprindere prin scânteie şi D iesel (obturatorul sau cremaliera pom pei de injecţie fixate). Variaţia turaţiei de la nmjj, până la nnmn se obţine prin variaţia momentului rezistent al frânei. 7 .2 .3 .1 . C aracteristica de tu ra ţie la sarcin ă to ta lă la MAS Caracteristica de turaţie obţinută pentru deschiderea completă a clapetei de acceleraţie (obturatorului) a carburatorului şi avansului optim la aprindere pentru orice turaţie se numeşte caracteristică de turaţie exterioară sau la sarcină totală (fig.7 .1 4 ,a). Uneori pe caracteristica de turaţie sunt trasate şi curbele de variaţie a altor parametri de performanţă şi funcţionare ( * >nm .*1y -»1/ -) (fig.7 .1 4 ,b). Pentru MAS turaţia minimă şi nominală este limitată: - turaţia la care este stabilă funcţionarea In sarcină, n nom - se limitează la aproximativ 10-15 % după r\p din cauza micşorării lucrului mecanic şi creşterii forţelor de inerţie.
Fig. 7.14. Caracteristica de turaţie la sarcină totală a M AS Regimul de ambalare a motorului n ^ când lucrul mecanic produs se egalează cu zero P e = 0 este inadmisibil în funcţionare. Pentru analiza variaţiei curbei puterii efective cu turaţia se foloseşte relaţia: Pe = în care
PeVnin
307)
(7.4)
p e - presiunea efectivă, MPa;
Vn-I - cilindreea totală a m otorului, l; n - turaţia , rot/m in; x - num ărul de timpi ai motorului. Variaţia presiunii medii p t în funcţie de turaţie poate fi exprimată prin interm ediul factorilor de care depinde: Pe = c o n s t - ^ M
(7.5)
înlocuind în (7.1) cu (7.2) se obţine:
Pe = co n st- ^ i i vi \ m-n
(7.6)
Relaţia (7.3) arată că puterea efectivă a motorului variază, iar influenţa simultană a factorilor ( — ,r| w ,r\m) determină caracterul de variaţie a puterii efective. Pentru cazul când valoarea ( — ;r( ^ ;rim) este constantă, graficul puterii efective reprezintă o creştere proporţională în funcţie de turaţie (fig .7 .i4 ,a ) Pe = f(constn). Dar, ţinând cont că factorii ( — ;r| ^ ;t) m)sunt mărimi variabile (fig.7.14,b) în funcţie de turaţie, ei modifică presiunea medie efectivă şi prin urm are modifică profund şi variaţia puterii efective. La mărirea turaţiei gradul de umplere iniţial creşte, trece printrun maxim la regimul n şi apoi scade conform relaţiei = 1 - a n2 întrucât cresc rezistenţele gazodinamice la admisie. Variaţia randamentului mecanic r]m în funcţie de turaţie se poate analiza prin relaţia:
P
nm = - i
Pi1
D
= ^
P
= 1 - -2
P
= 1 ------------ --------
(7.7)
Pi'--------------Pi---------------------ni 1----------- const. ni/— X
ni
în dependenţă de variaţia pierderilor mecanice şi expresiei ti „— . X
Puterea pierderilor mecanice se amplifică cu creşterea turaţiei conform expresiei: Pm = A + B n ’ n, iar scade (vezi relaţia 7.3). Valoarea — rămâne practic constantă deoarece cu creşterea turaţiei ri, se măreşte. Se micşorează pierderile termice deoarece se reduce timpul de contact al gazelor cu pereţii cilindrului şi totodată creşte şi valoarea lui X de la 0,75 până la 0,92 la turaţia nominală. Cu micşorarea lui rj la sporirea turaţiei scade presiunea indicatăp, ceea ce duce la diminuarea lui tţm şi deci la micşorarea puterii efective. A lura de variaţie a curbei cuplului motor M g corespunde întocmai alurei curbei presiunii medii efective (fig.7.14,a) şi poate fi analizată conform expresiei:
P
Me = const.—^ = const. pg
(7.8).
Valoarea maximă a lui p e şi corespunzător a lui M e se obţin când produsul —- "»l /H m atinge valoarea maximă. De obicei acest regim de funcţionare coincide cu turaţia umplerii maxime a cilindrului, adică cu valoarea maximă a lui ri v şi se numeşte turaţia momentului maxim. Valoarea turaţiei n u este un indice deosebit de important, deoarece domeniul cuprins între turaţiile n u şi np reprezintă deomeniul stabil de funcţionare al motorului caracterizat prin coeficientul de adaptabilitate, coeficientul de elasticitate, coeficientul de rezervă al momentului motor. Coeficientul de adaptabilitate reprezintă raportul dintre cuplul m otor maxim şi cuplul motor la regimul puterii maxime: k =
(7.9) M Pemax
şi caracterizează capacitatea motorului de a învinge rezistenţele suplimentare care apar la înaintarea autovehiculului. Cu cât valoarea lui K este mai mare, cu atât capacitatea motorului de a învinge rezistenţele suplimentare ce apar este mai mare (fig.7.15) pentru MAS, K = 1 ,2 5 ...1 ,4 .
Fig. 7.15 Compararea motoarelor cu diferite caracteristici de turaţie
Coeficientul de elasticitate reprezintă raportul dintre turaţia momentului maxim şi turaţia puterii maxime: e = ^ss.
( 7 . 10)
n Pmax
şi exprim ă capacitatea motorului de a învinge temporar rezistenţele care apar suplimentar la înaintarea autovehiculului fără a interveni la schimbarea
vitezelor. Cu cât e este mai mic, cu atât motorul este mai elastic. Semnificaţia coeficientului de elasticitate e ca indice de performanţă este ilustrată în figura 7.15,b care reprezintă curbele cuplului motor a două motoare 1 şi 2. Motorul cu curba 1 are un coeficient de elasticitate mai mic decât motorul cu curba 2. Să presupunem că momentul rezistent creşte de la valoare M) până la valoarea Mr , atunci motorul al cărui cuplu motor variază după curba 1 învinge creşterea rezistenţei fără a schimba viteza, pe când motorul al cărui cuplu variază după curba 2 nu are această posibilitate (ie îneacă), el poate învinge doar rezistenţa de până la curba Aff. Deci motorul cu curba cuplului motor 1 este mai elastic, întrucât are coeficientul de elasticitate mai mic. Pentru MAS 9 = 0,4...0,7. Coeficientul de rezervă Kr a cuplului motor se defineşte prin raportul, în %: Kr = .^
...."--^ Mp
•100 %
(7.11)
şi caracterizează capacitatea motorului de a depăşi sarcinile. La MAS, Kr = 2 0 ...4 0 % . Cu creşterea turaţiei consumul orar de combustibil se măreşte proporţional fiind influenţat de variaţia coeficientului de umplere r) Variaţia consumului specific de combustibil în funcţie de turaţie este determinată de randamentul efectiv r^e , care la rândul său, se exprimă prin relaţia: = n,-îim şi deci, alura de variaţie a lui ge se explică prin influenţa modificării celor doi factori (fig.7.14,b). Până în momentul când creşterea lui r|, compensează scăderea lui r)m, valoarea consumului specific de combustibil ge se reduce şi atinge valoarea minimă pentru o valoare maximă a produsului r |/-r|m. In intervalul de turaţie când scăderea lui t)m nu poate fi compensată de r|, consumul specific de combustibil creşte. Consumul specific de combustibil înregistrează valoarea minimă la o turaţie economică nn mai mică decârt turaţia puterii maxime. Aceste regimuri de funcţionare nu coincind fapt ce se poate demonstra teoretic prin diferenţierea după turaţie a expresiei:
(7.12)
---- = —»—^ = — •F ---dn
dn
p2
‘ dn
- ; de aici pentru
regimul P
derivata — - = 0 şi atunci: dn ţ k e = 1 dG c (7.13) dn p 2 dn £e dG dg La creşterea turaţie derivata — - > 0 deci şi — - > 0 , astfel dn dn
la regimul P e
graficul lui g e are o tendinţă crescătoare şi nu coincide cu
Pentru regimul g ,
dg derivata — - = 0 , atunci: dn (7.14)
dG, dP. La amplificarea turaţiei ---- - > 0 deci — - > 0 . Astfel regimulg dn dn mh graficul lui P creşte şi nu coincide cu regimul P 7. 2.3.2. Caracteristica parţială de turaţie la MAS Caracteristica parţială de turaţie este obţinută în aceleaşi condiţii, la deschideri parţiale ale obturatorului. Studierea acestor caracteristici este deosebit de importantă pentru motoarele de automobile, acestea lucrând preponderent la sarcini parţiale. Particularităţile curbelor caracteristice parţiale de turaţie constă în faptul că la sarcini mici ele îşi modifică în parte alura, punctele de maxim şi minim se deplasează spre stânga (fig.7.16) cu reducerea limitelor de variaţie a turaţie. Această modificare în alura curbelor este determinată de variaţia gradului de umplere r|v şi randamentul mecanic r\m cu modificarea (,închiderea obturatorului) sarcinii.
Fig. 7 .16. Caracteristici parţiale ale MAS Variaţia gradului de umplere riv cu turaţia la închiderea obturatorului este arătată în fig .7 .17,a şi este determinată de creşterea rezistenţelor gazodinamice la admisie.
F ig.7 .17. Variaţia indicilor ciclului motorului la funcţionarea motorului în regimuri parţiale De remarcat, că pierderile mecanice nu depind de poziţia clapetei de acceleraţie, însă odată cu închiderea ei creşte rezistenţa la admisie şi deci alura curbelor lui rţm va fi modificată în dependenţă de variaţia lui riv. Pm Aceasta se poate explica analizând relaţia pentru *!„ = 1 ----- . La
La închiderea obturatorului se măresc pierderile energetice la admisie şi evacuarea gazelor, P m - creşte. Ca urm are a înrăutăţirii arderii la sarcini parţiale se măreşte consumul specific de combustibil. Se remarcă faptul că la MAS se asigură economicitatea maximă la sarcină totală (fig .7 .16,b). La sarcini parţiale creşte adaptabilitatea motorului, iar la valori reduse ale sarcinii turaţia maximă este limitată, deoarece curba cuplului motor intersectează abscisa la turaţii mai mici decât cea maximă.
7.2.3.3. Caracteristica de turaţie la sarcină totală la MAC La M AC-uri caracteristica de turaţie la sarcină totală se ridică cu pârghia de comandă a pompei de injecţie fixată în poziţia limită corespunzătoare debitului maxim de combustibil. Ca şi în cazul MAS caracteristica ridicată astfel se numeşte caracteristica externă şi pune în evidenţă posibilităţile maxime ale MAC-ului. Pe caracteristica de turaţie (fig .7 .18) se reprezintă curbele de variaţie în funcţie de turaţie a parametrilor cunoscuţi (j)uterii efective, cuplului motor, consumului orar şi specific de combustibil) şi a parametrilor corectaţi {putere efectivă şi cuplul motor - curbele punctate). Curbele caracteristicii externe ale MAC-ului au o alură similară MAS-ului cu unele deosebiri: încovoierea curbei cuplului motor este mai puţin pronunţată, de aceea adaptabilitatea MAC-ului este mai slabă la cerinţele tracţiunii; curba de variaţie a puterii este mai lină (fig .7 ,19,curba
1). Caracteristica externă ridicată la poziţia cremalierei care corespunde sarcinii limită de fum (vezi fig .7 .12, punctul a) este denumită caracteristică externă optimală sau caracteristică limită de fu m (fig.7.19, curbele 2). Caracteristica externă se numeşte normală de exploatare (fig .7 .19, curba 3) dacă fiecare punct al ei este ridicat pentru sarcini mai mici decât cele de la limita de fum (vezi fig.7.12, punctul a ’). Analiza alurei de variaţie a curbelor caracteristicii de turaţie a MAC se face ca şi Ia MAS pe baza relaţiilor pentru prersiunea medie efectivă (7.5; 7.6). Variaţia parametrilor şi t)m la MAC este similară MAS-ului şi
2k
cauzată de aceleaşi fenomene, însă valorile fi,m c absolute ale acestor [MPa indici sunt diferite. 7 6 In limitele de v a r i a ţ ie a tu r a ţ i e i randamentul mecanic la MAC are valori mai s c ă z u te d a to rită % la admisie. Cu c re şte re a Fig. 7.18 Caracteristica de turaţie la sare turaţiei, coeficientul de totală a motorului Diesel exces de aer A scade, ceea ce se explică prin micşorarea lui r) ^ şi mărirea debitului de combustibil injectat pe ciclu. Aceasta se poate analiza şi din relaţia: X = ^ h^ v(>.c- sau X = Corist. - ^ A G d d lo @dd
(7.15)
Caracteristic pentru MAC este faptul că variaţia puterii motorului se obţine prin modificarea calităţii amestecului carburant (X). La micşorarea consumului de combustibil amestecul este sărăcit şi randamentul termic ij, creşte. Aceasta duce la mărirea lui T), Pentru valorile lui X =1 raportul atinge valoarea maximă. Pentru aceste valori ale lui X motorul atinge valoarea maximă a puterii efective, însă motorul funcţionează cu fum. De aceea în exploatare valoarea lui X este mai mare decât X = 1,3...1,5 iar la proiectarea motorului este selectată în funcţie de tipul procesului de injecţie.
In pofida micşorării coeficientului de exces de aer A. , randamentul in d icat^, creşte, variind în limite mici, datorită mişcării turbulente a fluidului motor. P en tru am eliorarea variaţiei cuplului m otor (ridicarea coeficientului de adaptabilitate) pom pa de injecţie cu pistonaşe a motorului Diesel este prevăzut cu un dispozitiv de corectare a debitului care la reducerea turaţiei, măreşte debitul de combustibil pe ciclu (fig.7.20). La motorul cu corector presiunea medie efectivă creşte cu 15...20 la sută. S arcină fo ia la j? cor
-
c ă n it
Fig.7.19. Caracteristica de turaţie externă cu: 1-injecţie maximă; 2-injecţie la limita fum egării; 3- injecţie mai mică decât limita de fu m
7.2.3.4. Caracteristica de turafie la sarcină totală cu regulator de turafie Pentru motoarele Diesel cu nmm nn /? regulator de turaţie este necesară F ig .7 .2 0 Corectarea carateristicii cunoaşterea m odificării in dicilor de turaţie energetici şi de economicitate ai motorului în domeniul de acţionare al regulatorului. Regulatoarele de turaţie pot fi destinate atât pentru două regimuri (limitarea turaţiei minime şi maxime) cu funcţionarea motorului conform caracteristicii de turaţie, cât şi pentru toate regim urile care susţin turaţia dată constantă, modificând consumul de combustibil în funcţie de variaţia sarcinii. Caracteristica cu regulator de turaţie se ridică în mod sim ilar ca şi
caracteristica de turaţie la sarcină constantă, cu regulatorul de turaţie în funcţiune şi fară blocarea pârghiei de camandă a pompei de injecţie în poziţia de debit maxim. In figura 7 .2 1 ,a este prezentată caracteristica cu regulator de turaţie. Se observă că după intrarea în funcţiune a regulatorului (punctul a) m icşorarea cuplului motor care egalează scăderea momentului rezistent se obţine pe seama ridicării turaţiei. Când momentul rezistent devine nul (M mz = 0 ) motorul funcţionează în gol (M e = 0 ) la turaţia nmq. Turaţia maximă de mers în gol depinde de destinaţia motorului şi variază în limitele nmq = (1,06...1,1)77,,. In unele cazuri pentru aprecierea indicilor principali de funcţionare se utilizează caracteristica de regulator în funcţie de puterea efectivă (sarcină) (fig.7.21,b). Pe această caracteristică, în limitele de la rtmq până la n n , sunt înregistrate regimurile determinate de regulator.
F ig.7.21 Caracteristica de turaţie la sarcină totala cu regulator de turaţie Curbele caracteristicii de regulator sunt asemănătoare curbelor caracteristicii de sarcină, înrucât turaţia variază în limité mici în dependenţă de neuniform itatea regulatorului. Eficienţa acţiunii regulatorului se apreciază prin gradul de neregularitate: 6 = n,m ~ ” " -100 %
(7.15)
n
+n
unde: n mgd = ——— — este turaţia medie. Deci, toate consecinţele valabile pentru caracteristica de sarcină pot fi aplicate caracteristicii de regulator. Curbele caracteristicii de turaţie totală ale unui motor nou proiectat pot fi trasate prin calcul, folosind relaţiile: - pentru puterea efectivă:
r
.
p. = p . nP
\ np)
(5\3
(7.16)
l" ,
- pentru consumul specific: 9ex
9ep
-t)
kW h
(7.17)
- pentru consumul orar: G c, = 1 0 3P , ;fire
h
(7.18)
- pentru momentul motor:
M, unde:
3 -104 P,
n
[Nm]
(7.19)
P e , P ex * puterea maximă efectivă şi momentană; 9 e„ - 9ex - consumul specific la regimul puterii maxime şi momentane; nx
------ raportul turaţiei momentane către turaţia regimului de putere ^Pmaximă. a,b,C,d,k - constante, a căror valori în funcţie de tipul motorului sunt prezentate în tabelul 7.1.
7.2.3.5. Caracteristica parţială de turaţie la MAC In figura 7.22 sunt reprezentate curbele de variaţie a indicilor de funcţionare a motorului Diesel la sarcini parţiale, adică la diferite poziţii ale
cremalierei de comandă în punctele corespunzătoare sarcinilor parţiale; se modifică turaţia prin modificarea momentului rezistent al frânei. Tabelul 7.1. Valorile constantelor unor motoare
Constantele
Motorul a
b
c
d
k
1
1
1,2
1
-cu cameră unitară (nedivizată, cu injectare directă)
0,87
1,13
1,55
1,55
0,8 1
- cu cameră divizată (cu antecameră)
0,6
1,4
1,35
1,35
1
- cu cameră de vârtej)
0,7
1,3
1,2
1,2
1
MAS
MAC
Se con stată spre deose bire de MAS (ve zi fig.7.16, 7.17) curbele caracte ristice se extind pe întregul inter val de turaţie, in d ife re n t de turaţie şi sunt aproxim ativ para lele. Aceasta se Fig.7.22. Caracteristica de turaţie la sarcini parţiale la explică prin faptul MAC: 1-100%; 2-75% ; 3-50% ; 4-40% ;5-20% că g ra d u l de umplere a cilindrului rămâne practic invariabil în funcţie de sarcină la turaţia constantă (fig.7.21,b) In consecinţă randamentul mecanic T]m îşi menţine alura
neschimbată modificându-şi doar valoarea absolută. Parametrii efectivi ai motorului odată cu reducerea sarcinii se modifică numai prin valoarea absolută, datorită variaţiei cantităţii de combustibil injectat. La sarcini parţiale MAC funcţionează mai avantajos decât MAS datorită diferenţei dintre valorile consumului specific şi variaţiei reduse a consumului specific cu turaţia. Turaţia maximă a MAC nu depinde de poziţia cremalierei; de aceea în comparaţie cu MAS, motorul Diesel poate funcţiona cu turaţia nominală chiar la o debitare destul de redusă.
7.2.4. Compararea eficienţei de funcţionare a MAS şi MAC în condiţiile caracteristicii de turaţie şi de sarcină. Caracteristica de turaţie la sarcina totală a MAC-ului are o alură asemănătoare cu cea a M AS-ului (fig.7.18 şi fig.7.14,a), cu deosebire că graficul puterii efective creşte iniţial mai lin întrucât şi presiunea medie efectivă variază lin cu turaţia. Ultima împrejurare constituie un dezavantaj al M AC-ului care realizează un coeficient de adaptabilitate mai mic decât al MAS-ului ( Kuac = 1,1...1,15 faţă de KUAS = 1,25...1,4). O altă particularitate a caracteristicii de turaţie a MAC-ului rezidă în faptul că punctul m axim al puterii este evitat din cauza solicitărilor termodinamice superioare ce apar la turaţia puterii maxime. MAC-ul înzestrat cu corector funcţionează mai eficient în limite mai largi de variaţie a turaţiei datorită unui raport de corectare mai înalt. In cazul înlocuirii M AS-ului cu MAC, păstrând calităţile lor dinamice (M au*c = M au*s) puterea nominală a motorului Diesel va fi cu ernsJ( ^max 10-25% mai mare decât a M AS-ului, conform expresie 7.9. M p ACK Uac = K UASM p AS
(7.20)
de aici 0 A M AG _ ' e —
K m S
d M AS
_- ' Ö
(7.21) Deci, în condiţii de funcţionare conform caracteristicii de turaţie
MAS-ul posedă o stabilitate mai avantajoasă, însă economic este mai puţin eficient. Compararea funcţionării MAS şi MAC în condiţiile caracteristicii de sarcină a demonstrat că M AC funcţionează cu o economicitate de 20...30% faţă de MAS datorită unui grad de comprimare mai înalt şi funcţionării M AS-ului cu insuficienţă de aer A<1 . La reducerea sarcinii acest decalaj se măreşte, întrucât la îmbogăţirea amestecului randamentul indicat se micşorează brusc. 7.3. C aracteristici diverse 7 .3 .1 . C aracteristica de detonaţie Caracteristica de detonaţie se ridică în scopul de a preciza sensibilitatea motorului la funcţionarea cu detonaţie, cifră octanică şi avansul optim de aprindere, necesare pentru evitarea detonaţiei. Caracteristica de detonaţie reprezintă variaţia cifrei octanice (CO) a benzinei necesare pentru funcţionarea motorului la limita de detonaţie ( 0 W) în funcţie de diferiţi factori ai regimului de funcţionare. In figura 7.23 este reprezentată caracteristica de detonaţie în funcţie de turaţie la sarcină plină pentru benzine cu cifre octanice diferite: C 0 1 ,C O z ,C 0 3 ,CO A etc. suprapusă cu curba de avans optim (curba de avans asigurată de dispozitivul de avans). D e aici rezultă că pentru a evita detonaţia trebuie utilizată benzină cu cifră octanică C 0 3 numită cifră octanică necesară (CON). In figura 7.24 se prezintă curbele de variaţie a cifrei octanice necesare a benzinei în funcţie de principalii indici ai regim urilor de funcţionare, toate curbele fiind obţinute pentru acelaşi motor. Prim a curbă (a) arată variaţia cifrei octanice necesare a benzinei pentru funcţionarea motorului la limita de detonaţie, în funcţie de turaţie. Această curbă este obţinută la admisie maximă pentru reglajul carburatorului la dozajul de putere maximă şi pentru unghiul optim de avans la aprindere. D e remarcat că la turaţii mici cifra octanică a combustibilului trebuie să fie superioară şi invers, la creşterea turaţiei CO necesară scade. A doua curba (b) arată variaţia CO necesare a benzinei la funcţionarea motorului la limita de detonaţie, în funcţie de sarcină
(deschiderea clapetei de acceleraţie caracterizată prin raportul ---- — ). vnmx
Această curbă se obţine la turaţie constantă, la reglarea carburatorului pentru dozajul de putere maximă şi pentru unghiul optim de avans la aprindere. Se observă că CO maximă necesară corespunde deschiderii maxime a clapetei de acceleraţie, iar la reducerea deschiderii clapetei de acceleraţie scade brusc tendinţa spre detonaţie, deci şi CO necesară.
Fig. 7.23. Determinarea unghiului optim de avans la aprindere în fu n cţie de CO a benzinei
/ /
/ / A treia curbă (c) prezintă 6oo 1000 rtoo njß ß variaţia CO necesară a benzinei în funcţie de compoziţia amestecului şi se obţine Ia admisia completă, la turaţie constantă şi unghi optim de avans la aprindere. Cea mai mare 10 B Qfi Ofi i.0 înclinaţie spre detonaţie apare la d) dozajele corespunzătoare puterii F ig .7.24 Variaţia cifrei octanice a maxime la regimul dat. benzinei în funcţie de turaţie (a), A p a tr a c u rb ă (d ) evidenţiază influenţa unghiului de r^ P ortu^ Vj/Vmcm O5)» de coeficientul de exces de aer (e) şi de unghiul de avans la aprindere asupra CO avans (d) necesare a benzinei şi este obţinută la admisie completă, turaţie constantă şi reglajul carburatorului la dozajul de putere maximă. Cu m ărirea unghiului de avans la aprindre CO necesară a benzinei creşte.
7.3.2. Caracteristica de mers în gol Caracteristica de mers în gol reprezintă alura de variaţie a consumului orar în funcţie de turaţie la sarcină nulă (P e = 0 ). Regimul de mers în gol este un regim cu mare frecvenţă întâlnit la funcţionarea motoarelor pentru automobile: opriri de scurtă durată, încălzirea motorului după pornire etc. Caracteristica de mers în gol este reprezentată în figura 7.25. Variaţia consumului orar de combustibil este determinată în funcţie de variaţia indicilor A. ,pe ,Tţv ,n conform expresiei: = A
^ P cn X Kc
(7.22)
Marimea valorilor şi caracterul de variaţie ale indicilorA ,r|v„T|/,G c în funcţie de turaţie la MAS şi MAC sunt diferite datorită metodelor diferite de debitare a combustibilului. La MAS 2,; turaţia variază prin 2i A. deschiderea clapetei I de acclereraţie, iar la J -1 MAC prin mărirea Gc o it 03 %s...ns d e b i t ă r i i com bustibilului în — cilindru umplut cu aer. Ţinând cont 7m-0 de aceasta, la mărirea n"<9m nmU turaţiei, gradul de Fig. 7.25. Caracteristica de mers în gol a)al MAS- umplere % la MAS ului, b-al MAC-ului. creşte (fig.7 .2 5 ,a), a tin g â n d v a lo r ile 0 ,3 ...0 ,4 , pe când la MAC rămâne aproximativ acelaşi (fig.7 .2 5 ,b), fiind egal cu 0 ,8 ...0 ,8 5 când motorul funcţionează în sarcină totală. Coeficientul de exces de aer A, creşte la MAS de la valori de
0 ,5 ...0 ,6 la turaţia mimimă până la aproximativ 0 ,9 ... 1,0 la turaţia nom inală, apoi scade cu creşterea turaţiei. La M AC valoarea coeficientului de exces de aer se află în limitele 6 ... 10 micşorându-se la creşterea turaţiei. Randamentul indicat T], are aproximativ aceiaşi alură de variaţie pentru am bele tipuri de motoare, însă valoarea lui r)f la M AC este mai mare. D in analiza variaţiei indicilor în funcţie de turaţie la funcţionarea m otorului în gol se constată că la M AC consumul orar de com bustibil are valori mai mici şi variaţie mai lentă în limite largi de turaţie. Turaţia de mers în gol trebuie stabilită din condiţia funcţionării stabile şi economice a m otorului, deci cu un consum minim de combustibil. Caracteristica de mers în gol poate fi folosită pentru determinarea aproxim ativă a randamentului mecanic la orice regim de sarcină sau viteză, dacă este cunoscută caracteristica de sarcină sau viteză:
unde:
G c - consumul orar de combustibil la regimul dat de sarcină sau viteză; Ggg - consumul orar de combustibil la regimul de mers în gol în gol pentru acelaşi regim de viteză.
7.3.3. Caracteristica pierderilor mecanice Pierderile mecanice ale unui motor de tracţiune constau din: pierderi la frecările dintre piesele setului motor (60..70% ); pierderi la punerea în funcţiune a organelor auxiliare (25... 30 %) (alternatorul, pom pă de apă, ulei şi de combustibil, ventilatorul); pierderi la efectuarea proceselor de admisie şi evacuare a gazelor ( 10 ... 15%). Consumul de energie pentru învingerea rezistenţelor proprii ale motorului reprezintă puterea pierderilor mecanice şi respectiv face parte din bilanţul puterilor motorului: Pm = P , ~ Pe
(7.24)
unde:
p : - puterea dezvoltată în interiorul cilindrului de pe urma arderii unei cantităţi de combustibil; p e - puterea efectivă a motorului transmisă arborelui cotit. Puterea pierderilor mecanice se exprimă prin relaţie: P w
unde:
= 9 >r>ii' Vv)'n 30t
(7.25)
p m - reprezintă presiunea medie a rezistenţelor proprii care conform definiţiei poate fi exprimată prin relaţia: Pm = P f + Pant + Pp
(7 -26)
aici:
Pr - presiunea medie de frecare; Pant ‘ presiunea medie de antrenare a organelor auxiliare; pp - presiunea medie de pompaj. Determinarea pierderilor mecanice pe cale experimentală se face prin trei metode: ridicarea diagramei indicate, antrenarea forţată a motorului şi exclderea succesivă din funcţiune a cilindrilor. In dependenţă de metoda folosită la determinarea pierderilor mecanice sunt trasate curbele puterii indicate ( P)), puterii efective ( P e), Pe puterii pierderilor mecanice ( P m) şi randamentului mecanic (T1m = — ) în W funcţie de turaţia sau sarcina motorului (fig.7.26). Asupra randamentului mecanic rim o influenţă deosebită o manifestă turaţia şi sarcina motorului. In condiţiile caracteristicii de sarcină randamentul mecanic cu sporirea sarcinii creşte de la zero până la o valoare nominală. In funcţie de turaţie pierderile mecanice cresc după o lege exponenţială atât la MAS, cât şi la MAC, care pot fi exprimate prin relaţia: p m - a + b-Wp , unde Wp este viteza medie a pistonului iar a şi b coeficienţi ce caracterizează creşterea forţelor de inerţie a maselor nebalansate, forţelor de frecare în palierele arborelui cotit şi de distribuţie. Ca urm are odată cu creşterea turaţiei randamentul mecanic scade (fig.7.26,b). In cazul în care puterea indicată este complet utilizată numai pentru învingerea rezistenţelor proprii ale motorului, turaţia se numeşte turaţie de ambalare a m otorului(Pe = 0 ; P , = P m). In acest regim funcţionarea de durată a motorului este nedorită.
Pierderile de frecare depind şi de condiţiile de u n g e re . 5 b Tm Pm Utilizarea unui ulei prea v â s c o s s p o r e ş t e presiunea medie p f \ în acelaşi sens nP£ t max acţionează şi im ax un ulei puţin Fig. 7.26. Variaţia pierderilor mecanice şi a indicilor ciclului şi motorului în funcţie de turaţie v â s c o s , deoarece pelicula de ulei are o capacitate portantă mai redusă, poate fi întreruptă, epuizată din contactul suprafeţelor şi permite apariţia frecării limită.
7.3.4. Caracteristici de toxicitate Caracteristicile de toxicitate reprezintă dependenţa componenţilor nocivi din gazele de ardere în funcţie de parametrii de lucru ai motorului (fig. 7.27). NOx, mg/i
LUX
CmHn mg/i
10
0,6.
C0, S02 b
m mg/t
mg/i
"
\ \
NtOs j /
8 6
co -"■'Sflî
2
Ofi
0,3
1,0
1,1
W
Of
0,15
P e/P e ,
Fig. 7.27. Variaţia compuşilor nocivi la M AS în funcţie de calitatea amestecului (a) şi la M AC în funcţie de sarcină (b)
Substanţele nocive emise de motorul cu ardere internă sunt generate, în principal, de arderea combustibilului şi de etanşarea imperfectă a instalaţiei de alimentare cu combustibil. In conformitate cu aceasta caracteristicile de toxicitate sunt ridicate şi analizate în funcţie de coeficientul de exces de aer (X ). Componenţii nocivi principali în gazele de ardere la MAS sunt: oxidul de carbon ( C O ), oxizii de azot < * c g şi hidrocarburile nearse ( C mH n), iar la MAC şi smogul fotochimic şi umed (fumul sau funinginea). Caracteristica de toxicitate la MAS (fig.7.27) denotă faptul că la arderea incompletă conţinutul de CO şi CmHn creşte brusc. Pentru valorile lui X = 1 ,1 —1,15 conţinutul de CO şi CH este minim. La arderea amestecurilor îmbogăţite A<1 conţinutul de oxizi de azot este mic datorită insuficienţei de oxigen pentru oxidarea azotului, însă formarea lui NOx se intensifică şi atinge valorile maxime pentru X = 1 ,0 ...1 ,0 5 atunci când temperatura de ardere atinge valori maxime în condiţii de exces de oxigen. Sărăcirea amestecului duce la micşorarea nocivului NOx şi creşterea lui CH datorită reducerii temperaturii de ardere. Caracteristica de toxicitate la MAC este trasată în funcţie de sarcina
P relativă exprimată prin raportul Ke = — — ţinând cont de următoarele: P e„
întrucât motorul Diesel posedă variaţie calitativă a puterii efective, la variaţia momentului motor variază debitul de injecţie a combustibilului în cilindrul umplut cu aer. Deci la micşorarea momentului motor sau proporţional presiunii medii efective, coeficientul de exces de aer creşte. Această creştere este invers proporţională creşterii presiunii medii indicate folosită: A
= fj. = Pl
unde:
= 1+T»mo P e+Pm
Ke+r\ mn
Xn -coeficientul de exces de aer la regimul nominal de funcţionare; rimn - randamentul mecanic în regimul nominal; - sarcina relativă efectivă. Deci la variaţia sarcinii de Ia Ke = 1 până la Ke = 0 coeficientul
de exces de aer se va schimba de la X = A„ până la X = 1, +— . ,IX ,„n . i *1mn) In M AC (fig.7.27,b) compusul toxic C O are valori minime sau zero datorită arderii combustibilului cu exces de aer X>1 în majoritatea regim urilor de funcţionare şi poate avea valori mai mari la regimul sarciniii nom inale P. . Cantitatea de oxizi de azot N O x atinge valori maxime la regimul sarcinii maxime (temperatura arderii atinge valori maxime). Cantitatea d e S 0 2 se poate presupune proporţională consumului de combustibil.
7.3.5. Caracteristici complexe Caracteristicile complexe denotă interdependenţa mai multor param etri funcţionali ai motorului, cuprinzând în general variaţiile unui param etru funcţional (spre exemplu cuplul motor) în funcţie de un parametru de regim (de exemplu turaţia), peste care se suprapun curbele izometrice ale unor m ărim i interdependente ca de exemplu consumul specific de combustibil. P e n t r u <]e e x e m p lu l d a t, caracteristica se obţine în felul următor: se trasează într-un grafic curbele de v a r ia ţie a consumului specific de c o m b u stib il în funcţie de turaţie la diferite sarcini, iar într-un alt po/ economfc n grafic în partea p ig 7 in f e r io a r ă se trasează curbele
28.
Caracteristici complexe de putere şi consum specific în funcţie de turaţie
de variaţie a cuplului motor tot în funcţie de turaţie (la aceeaşi scară a turaţiilor) la sarcini egale celor din graficul precedent. In primul grafic se duc mai multe repre de consum specific constant la intervale potrivite de 10.. .20 g/kW h. Prin punctele de intersecţie obţinute (1 ,2 ,3,4,5 sau a,b,c,d) se duc verticale până în curbele de cuplu motor corespunzătoare acelorlaşi sarcini, realizându-se conturul curbelor izoparametrice de consum specific (1 ', 2 ', 3 ’, 4 ’, 5 ’ sau a ’, b \ c ’, d'). întrucât consumul specific minim de combustibil (0 ) se realizează la un singur regim de turaţie şi cuplu, pe caracteristica complexă se obţine un punct reprezentativ (O ’) care se numeşte pol economic. In acelaşi mod se pot trasa caracteristicile care cuprind variaţia puterii în funcţie de turaţie, suprapusă cu reţeaua de curbe de consum specific constant, caracteristicile obţinute de asemenea din caracteristicile de turaţie la sarcini parţiale, de obicei, şi curba puterii de utilizare (propulsie) a autovehiculului P u cu scopul de a evidenţia economicitatea funcţionării motorului în condiţiile medii de exploatare a autovehiculului pe care acesta este montat (fig.7.29,a). Apropierea cât mai mare a polului econom ic al acestei caracteristici complexe" de curba puterii de p r o p u l s i e sau suprapunerea l or (fig.7.21,a) şi dispunerea polului respectiv la turaţiea medie cea mai frecvent utilizată în e x p lo a ta r e , m ă re ş te a) Fig. 7.29. Caracteristici complexe de cuplu şi e c o n o m i c i t a t e a autovehiculului consum specific în fu n cţie de turaţie considerat. Aceste caracteristici pot fi construite pentru diferite reglaje ale avansului la aprindere sau injecţie, pentru diferite reglaje ale compoziţiei amestecului, diferite presiuni de admisie sau supraalimentare etc., cercetând
toate posibilităţile de apropiere a polului economic de curba puterii de propulsie la regimul mediu de exploatare stabilit pe cale statistică.
7.4. Corectarea caracteristicilor Condiţiile atmosferice exercită o mare influenţă asupra puterii şi economicităţii motoarelor de autovehicule. Spre exemplu la MAS, variaţiile temperaturii şi presiunii atmosferice determină modificarea randamentului termic. Astfel la scăderea presiunii de admisie durata arderii se măreşte datorită reducerii vitezei de reacţie şi creşterii duratei totale a propagării flăcării. Totodată trebuie menţionată creşterea pierderilor de căldură prin răcire, deoarece la mărirea duratei arderii creşte timpul şi suprafaţa de transfer de căldură cu căderi termice mari. La amplificarea nivelului de temperatură, randamentul termic suferă o uşoară reducere datorită creşteiri totale de propagare a flăcării, ca urmare a măririi vâscozităţii amestecului şi diminuării turbulenţei. Dar creşterea vitezei de reacţie cu mărirea temperaturii conduce la o oarecare frânare a reducerii randamentului termic. Influenţa condiţiilor atmosferice asupra coeficientului de umplere este evidentă. In cazul MAC reducerea greutăţii specifice a aerului adimis în cilindri la micşorarea presiunii atmosferice sau la ridicarea temperaturii mediului ambiant conduce la o tendinţă de creştere a puterii indicate, îmbogăţindu-se amestecul (la debit de combustibil neschimbat). în acelaşi timp, însă, acţionează în sens invers scăderea coeficientului de umplere şi a randamentului termic, ultimul, ca urmare a înrăutăţirii arderii (coeficienţi X mai mici) şi a creşterii eventuale a întârzierii la autoaprindere. Din succinta analiză prezentată rezultă necesitatea raportării param etrilor determinaţi în laborator sau în atelierele de cercetări în condiţii de presiune şi temperatură arbitrare, la condiţii standard, pentru a se putea compara motoarele între ele din punctul de vedere al performanţelor, folosind diferite formule de corecţie. S-au standardizat drept condiţii atmosferice de referinţă presiunea de la lOOKPa şi temperatura de la 25°C (298K) iar pentru coeficientul de corecţie s-a adoptat următoarea expresie:
k
-f - f W l
P )
100/
1298
5 p en tru
m a c
r ''°-5 pentru MAS P \2 9 8
( 7 -2 9 )
(7.30)
unde:
p - presiunea atmosferică în condiţiile de determinare experimentală a parametrilor motorului în KPa. T - temperatura mediului ambiant măsurată în aceleaşi condiţii în K. Cu acest coeficient se corectează puterea şi cuplul motor, aplicând relaţiile următoare:
P „ = Pe k (7-31) M es = Me k unde P qş - puterea raportată la condiţiile atmosferice standard; Mşş - cuplul motor corectat pentru aceleaşicondiţii stabdard. Unele standarde din alte ţări recomandă alte formule de corecţie şi alte condiţii atmosferice de referinţă, dar rezultatele sunt relativ apropiate. Condiţia ce se impune formulelor respective de corecţie este ca rezultatele obţinute prin corectarea parametrilor motoarelor să fie cât mai apropiate de rezultatele experimentale ce s-ar obţine pe aceleaşi motoare în condiţiile de referinţă (în camere de climatizare).
BIBLIOGRAFIE 1. Abăităncei, D. şi Bobescu, Gh. - M otoare pentru automobile. Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1975. 2. Abăităncei, D . ş.a - M otoare pentru automobile şi tractoare, Bucureşti, Ed.Tehnică, vol.I, 1978 3. Abăităncei, D. ş.a - M otoare pentru automobile şi tractoare, Bucureşti, Ed.Tehnică, voi.II, 1980 4. Andrusenko P .I. ş.a. Haracteristiki avtommobilnîi i tractom îh dvigatelei, Kiev, Vîşiia Şcola, 1978 5. Avtom obilinîi dvigateli. Sub redacţia M .S.Hovaha, M oscova, M aşinostroenia, 1977. 6 . Băţagă, N. ş.a. - M otoare termice. Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1979. 7. Dănulescu Al ş.a. - Lexicon de termodinamică şi maşini termice, Bucureşti, Ed.Tehnică, V ol.I-II, 1985-1986 8 . Dvigateli vnutrennego sgoranaia, Hacian A .R. ş.s., M oscova, Vîşîia şcola, 1985. 9. D .B .C . - Teoria porşnevîh i konbinirovanîii dbigatelei, Sub redacţia Orşina şi I.G . Krugheva, Moscova, M aşinostroenia, 1983. 10. Griinwald, B. - Teoria, calculul şi construcţia m otoarelor pentru autovehicule rutiere. 11. Jelezko B .E. s.a. - Termodinamica, teploperedacea i DVS, Minsk; Vîşîia şcola, 1985. 12. Kostin A .K . - Vlianie rejmov rabotî na pokazatelnîi DVC, Leningrad, LPI, 1984 13. M ărdărescu, R .ş.a. - M otoare pentru automobile şi tractoare Ed.D idactică şi Pedagogică, Bucureşti 1968. 14. N egurescu, N ş.a. - M otoare cu ardere internă, I.P.Bucureşti, V ol.I şi II 1985, 1988 15. Nicolaenko, A .V . - Teoria, konstrucţia i rascet avtotrctom âh dvigatelei, Moscova, Kolos, 1984. 16. Raikov I.Ia, Rîtvinskii, G .N . - Konstrucţia avtomobilinîh i traiectom îh dvigatelei, Moscova, Vîşîia Şcola, 1986
17. Raikov I.Ia - Ispîtanîi dvigatelei vnutrenego sgomaia, Moscova, Vîşîia Scola, 1975 18. Stratulat, M. şi Copae I - Procesele energetice din motoare. Bucureşti, 1982. 19. Colecţia revistelor: Automobile Engineer; Avtomobilnaia Promîşlenosti Construcţia de maşini Expres Informaţia - Motoare cu piston si cu turbină; Ingenieurs de l ’automobile; M otor Technische Zeitschrift (MTZ); Revista transporturilor; Revue Technique Automobile; SAE Journal
ANEXA 1 £ Calculul termic al unui motor, cunoscut şi sub denumirea de "calculul ciclului de lucru al m otorului", se efectuează în scopul determinării anticipate a parametrilor proceselor ciclului motor, a indicilor energetici şi de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii motorului. Aceste date ale calculului permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale m otorului, trasarea diagramei indicate şi efectuarea calculelor de rezistenţă a principalelor piese ale motorului. ] M odelarea matematică a ciclului motor este o problemă ce se pretează la utilizarea calculatoarelor numerice. M odelarea numerică a proceselor de schimbare a gazelor permite sa se cerceteze influenţa caracterului mişcării gazelor în tubulaturile de admisie şi evacuare, impactul arhitecturii acestei tubulaturi asupra parametrilor amestecului proaspăt la începutul compresiei, eliminând astfel impreciziile inevitabile la aprecierea param etrilor încărcăturii proaspete. Modelarea mişcării gazelor în conducte se bazează pe rezolvarea ecuaţiilor diferenţiale de mişcare a unui fluid vâscos şi com presibil, luându-se în considerare schimbul de călduiră şi aplicându-se metoda caracteristicilor sau metoda diferenţelor finite. Rezolvarea acestor ecuaţii cu ajutorul calculatoarelor modeme cere un timp relativ mare, rezultatele fiind adesea destul de departe de realitate. Variaţia param etrilor încărcăturii din cilindru în timpul compresiei, arderii şi destinderii este descrisă prin ecuaţii obţinute din primul principiu al termodinamicii scris în formă diferenţială şi din ecuaţiilor de stare. In cele ce urmează se va prezenta metoda îmbunătăţită a lui G rineveţki, care constituie o metodă de calcul analitic prin corectarea diagramei ciclului teoretic de referinţă. Această metodă se poate aplica atât în stadiul de proiectare, cât şi în cel de perfecţionare a prototipului. Datele iniţiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor în stare de proiect se estimează după rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage. Coincidenţa rezultatelor calculului cu a celor obţinute prin încercarea motorului depinde de alegerea corectă a param etrilor iniţiali, estimare dificilă îndeosebi când se realizează motoare de construcţie originală.
In cazul când există deja un model funcţional, metoda lui Grineveţki poate fi utilizată pentru a se urmări modul în care unele mărimi , ca raportul de compresie, presiunea maximă a gazelor în cilindru, temperatura gazelor la sfârşitul procesului de admisie etc. influenţează parametrii motorului. Din numărul mare de variante stabilite prin calcul cu pierderi minime de timp, se aleg cele mai bune şi numai acestea se vor testa experimental.
Calculul termic al unui motor cu aprindere prin scânteie Pentru exemplificarea metodei se va efectua calculul termic a unui MAS capabil să furnizeze la turaţia « = 5 6 0 0 rot/m in o putere nominală Pn = 59kW . M otorul are un număr î = 4 cilindri. Alegerea parametrilor iniţiali. Pe baza recomandărilor existente în literatura de specialitate şi a rezultatelor obţinute pe motoare experimentale se adoptă următoarele valori: - temperatura iniţială: T0 =293K ; - presiunea iniţială p o = 1 ,0 2 105 N /m 2; - temperatura gazelor reziduale: Tr = 1000°C; - coeficientul de exces de aer A. = 0 ,8 5 ; - raportul de comprimare e = 8.
Valorile s-au adoptat conform tabelelor 4 şi 5 din prezenta anexă. P a ra m e trii procesului de schim bare a gazelor. Se adoptă urm ătoarele mărimi (tabelul 1) Tabelul 1 Parametrii procesului de schimbare a gazelor
presiunea la sfârşitul admisiei
pa= 0,8 105N/m 2
preîncălzirea amestecului
AT =25°C
coeficientul de postumplere
v p = 1.1
Se calculează în continuare coeficientul gazelor reziduale: Y = To + A t .
Tr
Pr w 293 + 2 5 . 1,2 -106 = Q 065 e-pa\ p- p r 1000 (80,8-1,1 - 1,2)10®
Temperatura la sfârşitul admisiei va fi: T = To + A T + y r Tr = 2 9 3 + 2 5 + 0 , 6 5 1 0 0 0 _ 36Q/< 1 +yr 1 + 0 ,0 6 5 Coefecientul de umplere rezultă: n
=
Po Ta 6 - 1
1 + Y/-
0 , 8 - 1 0 S-2 9 3
8
1 ,0 2 - 1 0 5 -3 6 0 7
1,1
= Q ?g4
1 + 0 ,0 6 5
V alorile calculate se vor compara cu cele din tabelele 6 şi 8 . procesului de comprimare . Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare valoarea /*, = 1 ,3 4 . Presiunea la sfârşitul comprimării rezultă:
Parametrii
P c=P a e '>'=0,8-105-81,34=12,8-105
— m2
Temperatura la sfârşitul comprimării va fi:
r . = r - e "1' 1 = 3 6 0 -81,34' 1 = 720 K
Valorile calculate se vor compara cu cele din tabelul 8. _... ) P a ra m e trii procesului de ard ere. Conform tabelului 7 se adoptă următoarea compoziţie a benzinei: c= 0 ,8 5 4 kg; h = 0 ,142 kg; o = 0 ,0 0 4 kg; şi având puterea calorică inferioară Q ,=43500kJ/kg. Se mai adoptă conform recomandărilor din tabelul 4: - coeficientul de utilizare a căldurii{; = 0 ,9 ; - masa molară a combustibilului: Mc = 1/114; Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează cu relaţia: ,
1
( c {h
^ " In 0 ,2 1 ( 1 2
4
o) m 32j
1
10 ,8 5 4 [ 0 ,1 4 2
0 ,2 1 v
12
kmol 0 , 0 0 4 ^_0 5 0 8 Awt.
4
32
J
a kg. con
’
Cantitatea de aer necesară arderii este:
L=Ximln = 0,850,508 = 0,4318-kmo1 aer kg.comb
Cantitatea de încărcătură proaspătă, raportată la 1 kg combustibil va fi:
M, = X-/mln+Mc=0>4318+-l-=0,441- kmo1 114 kg.comb Coeficientul teoretic de variaţie molară a încărcăturii proaspete pentru A<1 este: „ ,
0 ,7 9 ^ ^ .- ! *
0,790,4318 + = 1,062
W
0,4318+—^— 114 Coeficientul real de variaţie molară a încărcăturii proaspete rezultă:
H = j V l i = 1,062+0,065 = 1 05g ' 1 +yr 1+0,065 Căldura specifică molară medie a amestecului iniţial este:
C L = 20+17,4-10'3Te = 20 = 17,4-10-3 720 = 32,53 ..^ 0 kmol K
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentruA<1 este: r\-4 7-
■>w _/-io
^ kmol-K
C l,= ( 1 8 ,4 + 2 ,6 X ) + ( 1 5 ,5 + 1 3 ,8 X ) - 1 0 4 7 z
c ^ is /i+ a e -o .s s w is .s + is .s o .s s j-iQ -4?; =20,61 +27,23-1 o 4-7; Căldura specifică degajată de arderea incompletă va fi:
Q ^ Q ,- A
= 0,-61000(10-A) =
=43500 - 61000 (1 - 0,85) = 34350
—
kg Temperatura la sfârşitul arderii rezultă din următoarea ecuaţie:
c y - T c = e ; vv T z ?) 0 , 9 - 3 4 3 5 0 ------------ + 32>5 3 7 2 0 ( 0 ,4 3 1 8 + — —
)(1 0 ,0 6 5 ) K ' ++U.UOO)
=(20,61 +27,23-10'4
t
—X rimY-' ^ 'X "
*1,058 Tz Tz = 2945 K
' Y
& t ^
+f r
/
35- j ^ ^ /
Presiunea la sfârşitul arderii se calculează cu relaţia: Pz = P o V - ~ = 1 2 , 8 -10® -1,0 5 8 - ^ 10 ia )
= 5 5 ,4 -1 0 5
4
m
Ţinând cont de rotunjirea diagramei: Pz = O / P , = 0 , 9 5 5 5 , 4 - 1 0 5 = 5 2 - 1 0 5 r tr Coeficientul ®z se alege din tabelul 4. Gradul de creştere a presiunii va fi:
,
. f t . 55,4-10 8 . 4 33 P„
12,8-10'
Valorile calculate se compară cu cele existente în tabelele 4 şi 5.
,,
Destinderea. Se adoptă coificientul politropic al destinderii n2 =1,25 (tabelul 4). Presiunea la sfârşitul destinderii rezultă: _ P L = 55,4-105 = 3
1q5 JV
81,25
b
m2
Temperatura la sfârşitul destinderii va fi:
e"*-'
2945 = 1751 K 81,26"1
Valorile calculate trebuie să se compare cu cele din tabelul 8 . Parametrii principali ai motorului. Se adoptă următoarele valori pentru: - coeficientul de rotunjire a diagramei: |i,.= 0 ,9 6 (tab.4) - randamentul mecanic: T |m = 0 ,8 (tab.6.2) Presiunea medie a ciclului teoretic se obţine din relaţia:
O
Pi =
/ n Pc 1Pi = e -1 /72-1 «i*-i . C \ 12,8-10 5 4,33 ( 8 -1 1,25-1 V y
1-
n «-1
„ "r1
= 10,15*10 5 8 1-25' 1) 1,34-1 (
PrVr'Pi = 0,95-10,15-105 = 9,64-105
81,34"1
m
Randamentul indicat al motorului este:
„ = P0i \ v-Qi
. 8>314. 9,64-1060 ,441 '293 = 0 3 2 2 1,02-105-0,75443500
Presiunea medie efectivă rezultă:
p e = T\m'Pj = 0,8-9,64-105 = 7.712-105
N_ m2
Randamentul efectiv al motorului va fi:
= W , = 0,8-0,322 = 0,258 Consumul specific efectiv de combustibil se calculează cu relaţia:
_ 38000 = 9e
3800 = 3?0 g 0,26843500 kW h
rioQ t
Valorile calculate se vor compara cu cele existente în tabelele 6.2 şi 6.3. D im ensiunL fundam entale ale m otorului. Se adoptă raportul cursă-alezaj: © = — =0,9 (tab.9) Capacitatea cilindrică necesară va fi: _ 1 20000p„ =
120000-59
pen l
7,712-56004
h
_ Q41 y
Se determină alezajul şi cursa: 3
D =
4V h
3
rc •©
N 3,14-0,9
4 ~°’41
= 0,834 dm = 83,4 mm
S = ®-D = 0,9-83,4 = 75 mm Viteza medie a pistonului este: Wm =
m
30
= 1 4 — (se compară cu valorile din tabelul 9). 3 K
Cilindreea totală a motorului rezultă:
Vt = I Vh = 4-0,41 = 1,64 / Puterea litrică a motorului va fi: P , = —- = = 35,97 (se compară cu valorile din V 1 64 / tabelul 6) f ’ D iag ram a indicată. Cu valorile obţinute în urma calculului de mai sus se poate trece la trasarea diagramei indicate în coordonate p - V (fîg.2). In acest sistem de coordonate, cu scările alese deliberat, se trasează mai
întâi diagram a ciclului teoretic. Se calculează: Volumul la sfârşitul cursei de admisie:
= Vh - ~ - = 0.41 - ^ r = °-47 dm3 e-i
3 -1
Volumul la sfârşitul compresiei: ' Vo = — e
=
8
= 0 .0 5 9 dm3
Se plasează în sistemul de coordonate indicat, punctele a, c, z, b. Se trasează izocorele Vb = Vz Vc = VM, izobara de admisie p a = const şi izobara de evacuare p r= const. Politropa ac care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte, utilizând ecuaţia:
unde Vx este o valoare curentă a volumului, iap p x presiunea corespunzătoare valorii Vx ales. Politropa destinderii zb se trasează analog, utilizând ecuaţia:
Rezultatele calculelor sunt reunite în tabelul 2. Tabelul 2
Vx idm 3r
0,1
0,2
0,3
0,4
Politropa ac px 105 N /m 2
7,17
2,5
1,82
0,99
Politropa zb px 10.5 N /m A2
28,65
12.04
7,25
5,06
Se adoptă următoarele mărimi pentru corectarea diagramei:
- unghiul de avans la aprindere a s = 30°RAC - unghiul de avans la deschiderea evacuării a av = 60°RAC - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei Xb = —— (tabelul 6) 3,6 Poziţia punctului c’ se determină de cursa pistonuluiXs corespunzătoare unghiului de avans la aprindere:
(1 - c o s a j )+ — (1 - c o s 2 a s) 4
rezultă: Xs =6,32
mm
Poziţia punctului c ” este determinată de presiunea în acest punct:
Pe» = (1 ,1 5 -1 ,2 5 ) pc = 1 ,2 p c = 15,36-105
N m£
Poziţia punctului b ’ este determinată de cursa p isto n u lu i* ^ corespunzătoare unghiului de avans la deschiderea evacuării: x*v = 2 (1 -C » ş a ev) - - p ( 1 - C 0 S 2 a J rezultă: x m - 1 4 ,8 4
mm
Poziţia punctului a este determinată de presiunea în punctul a': Pa ~ \ ( P a + P .) = | ( 0 , 8 +3,3)-103 = 2,05*105
m‘
D iagram a indicată este prezentată în figura 2.
Calculul termic al unui motor cu aprindere prin comprimare In cele ce urmează se prezintă un calcul termic efectuat după metoda propusă, motorul având următoarele caracteristici: puterea nominală P n = 55 C .P. (40,48 kW); turaţia nominală n n=4500 rot/m in şi numărul de cilindri i= 4 . Alegerea parametrilor iniţiali. O serie de valori preliminare necesare calculului se aleg pe baza datelor existente în literatura de
Fig.2. Diagrama indicată calculată pentru MAS
specialitate, cât şi pe baza construcţiilor existente (vezi tabelele din prezenta anexă). - temperatura iniţială: T0 —293K; - presiunea iniţială p 0 = 1 ,0 2 105 N /m 2; - temperatura gazelor reziduale: Tr = 900°C; - presiunea gazelor reziduale p r = 1,1 105 n/m 2 - coeficientul de exces de aer X = 1,25;
- raportul de comprimare e = 21 . Parametrii procesului de schimbare a
gazelor. Se adoptă următoarele mărimi (tabelul 4) presiunea la sfârşitul admisiei p ,= 0 ,8 6 lO’N/m 2 preîncălzirea amestecului AT = 15 coeficientul de postumplere *>p= 1 .1 4 Se calculează în continuare coeficientul gazelor reziduale: „ To + A t Pr = 293 + 15 1,1 -10® = 0 01 Tr e.-pa\ p- p r 900 (210,86-1,14 - 1,1)10® Temperatura la sfârşitul admisiei va fi:
T = T° + iiT + V rTr _ 293+15+0,019-900 _ 3 ig R 1 +yr 1+0,019 Coeficientul de umplere rezultă: „
_ P * To.
e
.
VP
p 0 Ta e-1 1 +yr
0,8610® -293 21 1,14 = 0,9 1,02-10®-319 20 1+0,019
Valorile calculate se vor compara cu cele din tabelele 6 şi 8 . procesului de comprimare Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare valoarea = 1 ,3 5 . Presiunea la sfârşitul comprimării rezultă:
Parametrii
p c=pa-e/’1=0,86-10®-211,35=52-10® — m2 Temperatura la sfârşitul comprimării va fi:
T0 = T /e"1 1 = 319-2135-1 = 926 K Valorile calculate se vor compara cu cele din tabelul 8 . Parametrii procesului de ardere. Conform tabelului 7 se adoptă urm ătoarea compoziţie a motorinei: c= 0 ,8 5 7 kg; h = 0 ,1 3 3 k g ; o = 0 ,0 1 0 kg; şi având puterea calorică inferioară O ,=41868 kJ/kg. Se mai adoptă conform recomandărilor din tabelul 4 şi 5: - coeficientul de utilizare a căldurii £ = 0 ,7 5 ;
- coeficientul de creştere a presiunii n = 1 ,3 ; Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează cu
/
-
^nln
1 ( G .h _o_) _ 1 (0,857 0,133 0,21 ( 12 4 3 2 ) 0,21 v 12 4
O o o
relaţia:
0,010 )1_ n 0 A 9 6 kmo1 ^ 32 J J kg.comb
Cantitatea reală de aer necesară arderii combustibilului este:
L^X-L m " = 1,25 0 ,4 9 6 = 0,62
kg.comb
Coeficientul teoretic de variaţie molară a încărcăturii proaspete
eSt6: H. - —
0.62 . 12
4
l ----------------------- m
4
32
* nc
--------------- '. 0 5
Coeficientul real de variaţie molară a încărcăturii proaspete rezultă:
u = v,°+y' = 1.05+P;019 = 1 Q4 Q ' 1+y, 1+0,019 Căldura specifică molară medie a amestecului iniţial este:
kJ C ' = 20+17,4-10-3T c = 20 = 17,4-10'3-926 = 36 , M ° km ol K Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru A>1 este:
* ( - Î M *15,5)-10 ' 7-, .2 7 ,3 6 .2 6 ,5 4 -1 0 ‘ T, 1,2 5
1,25
Temperatura la sfârşitul arderii rezultă din următoarea ecuaţie:
— i Ş — + (CpV+Rmii) Tc = (C " + f lJ W rr A i-mlnv +Y J
0,7541868 +(36+8,314-1,31) -926 = (0,496-1,25-1,019) (8,314+27,36+26,54-10-4-7>1,049Tz Tz =2148,5 K Presiunea la sfârşitul arderii se calculează cu relaţia: p z = p z, =7t -pc = 1,3-52*105=67,6-105 nrr Valorile calculate se compară cu cele existente în tabelele 4 şi 5. Gradul de destindere prealabilă se calculează din raportul:
9
= Y* - R . I l - 1,049,2148,5 = 1 8? Vc n Tc 1,3 926
D estinderea. Se adoptă coeficientul politropic al destinderiin2 = 1,25. Gradul de destindere va fi: Vb
e
21
Vx
p
1,87
=
11,22
Presiunea la sfârşitul destinderii rezultă:
p
Pz. = 67,6-105 22i ,25 = 3 29--I05 J L 6^
11
mz
Temperatura la sfârşitul destinderii va fi:
T =J L 6 ^ -1
=
2148,5
= 1174 K
1 1 ,221,25"1
Valorile calculate trebuie să se compare cu cele din tabelul 8 . P a ra m e trii p rincipali ai m o to ru lu i. Se adoptă următoarele valori pentru: - coeficientul de rotunjire a diagramei: |if = 0 ,9 4 - randamentul mecanic: rim = 0,8 (tab.9) Presiunea medie a ciclului teoretic se obţine din relaţia:
/ _ 52-10® 21 -1
'
= @»55-105 Presiunea medie indicată va fi:
PrV’r'Pi = 0,94-9,55-10® = 8,97-10®
m
rtr
Randamentul indicat al motorului este:
117
= RuPî M' T° - Q3u PikLninT° = e311 1.250,496-293-8,97-10S. "p0i\v-O, ’ P0r\vQ, ’ 0,9-105-1,0241868 = 0,35 Presiunea medie efectivă rezultă:
Pe = tlm'Pi = 0,8-8,97-105 = 7,17-105- ^ mr Randamentul efectiv al motorului va fi:
ti* = ti „,11/ = 0,80,35 = 0,28 Valorile calculate se compară cu cele din tabelele 5, 6 şi 9. Consumul specific efectiv de combustibil se calculează cu relaţia: te
.36000 _
neQ,
3600 _ Q 3 kg = 3Qg g 0,2841868 ’ kwh kWh
Dim ensiuni^ fu ndam entale ale m o to rului. Se adoptă raportul cursă-alezaj: = — =1,07 (tabelul 9) Capacitatea cilindrică necesară va fi: v
= 120000 p n =
1 2 0 0 0 0 4 0 ,4 8
Pe n l
7 ,1 7 4 5 0 0 4 - 1 05
h
= 0 3 76 ,
Se determină alezajul şi cursa: 3
4K
3
n
\ 3,14-1,07
.= 0,765 c/m = 76,5 mm
S = #-D = 1,07-76,5 = 8 2 mm Viteza medie a pistonului este:
u/ S-n = — 0 ,0 7 6 5 4 5 0 0 = 11,41 ■*■*'a* — m (se / compara- cu valorile i i W m = ---------------------
30
30
s
din tabelul pag.41). Cilindreea totală a motorului rezultă:
Vt = i-Vh = 4-0,376 = 1,504 / Puterea litrică a motorului va fi:
p _ p n _ 4S.48 _
kW
~v,~ T 5 o 5 "
T
D iag ram a indicată. Cu valorile obţinute în urma calculului de mai sus se poate trece la trasarea diagramei indicate în coordonate p - V (fig.3). In sistemul de coordonate ales se plasează punctele a ,c ,z ’,z ,b şi printr-un procedeu analog celui expus pentru MAS se trasează curbele corespunzătoare. In tabelul 3 sunt calculate punctele prin care se trasează politropele de comprimare şi de destindere pentru motorul cu aprindere prin comprimare calculat. Tabelul 3 V . [dm3[
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
Politropa ac p„ 105 N /m 2
13,76
5,4
3,12
2,11
1,56
1,22
0,99
Politropa zb px 10.5 N /m A2
40,21
16,9
10,1
7,1
5,37
4,28
3,53
Se adoptă următoarele mărimi pentru corectarea diagramei: - unghiul de avans la aprindere a #=35°RAC - unghiul de avans la deschiderea evacuării a ay= 4 0 cRAC
Fig.3. Diagrama indicată calculată pentru M AC
Valori ale parametrilor şi indicilor necesari calculului termic. In tabelele următoare sunt prezentate concentrat valorile limită dintre care se pot alege mărimi sau între care trebuie să se încadreze unele valori calculate. In tabelul 4 sunt date valorile param etrilor iniţiali şi ale celor necesari procesului de schimbare a gazelor. Tabelul 4
Parametrul
MAS
MAC
Denumirea parametrului
T „[K ] PolO5 [N/m2]
293
293
Temperatura iniţială
1,02
1,02
900-1000 700-900 T r [K] pr10'5[N /m 2] 1,05-1,25 1,05-1,25
Presiunea gazelor reziduale
X
0,85-1,0
€
7,5-11
14-23
Raportul de comprimare
pa1 0 5[N /m 2]
0,7-0,9
0,85-0,93
Presiunea la sfârşitul admisiei
.....
1,25-2,25
Presiunea iniţială Temperatura gazelor reziduale Coeficientul de exces de aer
AT [K]
15-40
10-25
Preâncălzirea amestecului
"p
1,05-1,2
1,05-1,2
Coeficientul de postardere
1,32-1,39
1,36-1,4
Exponentul politropic de compresie
n,
n2 5
1,23-1,30 1,18-1,28 Exponentul politropic al destinderii 0,85-0,95 0,75-0,90 Coeficientul de utilizare a căldurii
Mr
0,94-0,98 0,94-0,98
X
2,85-4,50
1,3-2,5
Coeficientul de creştere a presiunii
**
0,75-0,85
-
Coeficientul de corecţie a presiunii
Coeficientul de rotunjire a diagramei
In tabelul 5 sunt prezentaţi unii parametri caracteristici ai M AC în funcţie de tipul camerei de ardere.
Tabelul 5 Parametrul
Camera de ardere unitară
X £ n jro t/m in ] gc [g/kWh] Pl10'5[N/m 2] PmaxlO'5 [N/m2] 7T
1,5-1 ,6 (2,25) 14-17 1800-300 220-245 6 .5-7,5 65-85(90) 1.5-2,5
Camere de ardere divizate Cameră de turbulenţă
Antecamera
1,3-1,4 16-19 3500-4500 235-260 5.5-7,2 55-70 1 . 6 - 1,8
1,25-1,3 19-23 3500-5000 260-285 5 = 6 ,0 -8 ,0 45-65 1,3-1 ,6
In tabelul 6 sunt prezentate valori ale parametrilor efectivi şi constructivi la regimul nominal pentru motoarele de automobil. Tabelul 6
xh
M otor Timpi PilO^N/m 2 . .. V. ... lv. .. .... J'r. ... MAS 4 8,5-14,5 0,25-0,36 0,25- 0,75- 0,06- 1/3,5 1/4,2 0,85 0,12 2 5,5-9,5 0,23-0,28 0,33 MAC
4
2
7,,5-15 6,5-10
0,29-0,45 0,250,28-0,45 0,40
0,750,90
0,030,06
1/3,5-1/4,2 -
In tabelul 7 se prezintă unele caracteristici ale combustibililor motoarelor pentru automobile: Tabelul 7 Corn Compoziţia în kg/kg o rain Qi busti kg/kg kmol/kg kg/kg kmol/kg kJ/kg kcal/kg Ç h 0 bil Ben 0,854 0,142 0,004 3,391 0,1065 14,8 0,5073 43500 10400 zină Moto 0,875 0,133 0,010 3,332 0,1043 -rină
14,5 0,4966 41868 10000
In tabelul 8 sunt prezentate valorile presiunilor şi temperaturilor punctelor caracteristice ale ciclurilor.
Tabelul 8 Motor
Mărime de stare
MAS
p IO-5 N/m2
MAC
T [K] p IO'5 [N/m2] T [K]
Punctul de pe diagramă a 0,7-0,9 340-400 0,85-0,93 310-330
c 10-20 600-750 30-50 800-950
z(z’) 35-50
b 3-5
2400-3000 1200-1700 45-80 2-4 1800-2400 900-1200
Penîra unghiul de avans la aprindere se recomandă valorile: a=20-40°RAC, iar peoiru unghiul de avans la injecţie valorile 1825(41)°RAC. In tabelul 9 sunt prezentate valorile parametrilor principali ai motoarelor pentru automobile.
Motor Ciclul Timpi Autotu MAS rism r-
E 1
s~ i
/i
N O e w cx z
vu
1
^ ^ 6000-
rt 5-8
6-12
CM 5-10
0,15-0,29 0,85-0,75 300-470 0,80-1,20 0,23-0,35 0,82-0,75 220-370 1,10-1,50 0,22-0,35 0,80-0,70 230-400 1,06-1,22
1
1800-3500 1800-3000
1
15-22 14-18,5
7-11
8-12
7-13
8-12 10-12
16-21
m/s 9-15 9-15
Tabelul 9
0,80-1,30
■
6 , 0- 8,0 3500-5000
12-17
sg
10000
1 14-17
ii
8,5-10,5 5800-5600 8,7-12,5 0,25-0,28 0.8-0,73
e
g/kWh 280-350 0,8-1,4 280-350 0 , 8- 1 ,4 340-540 0 , 8 - 1,1 270-340 0,96-1,3 310-340 0,77-1,04
Q
MAC Automo MAS bile sport Atomo- MAS bile curse Autoca MAS mioane MAC MAC
c
roî/min
E
6 .6-9,2 3600-6000 6.7-11,5 0,20-0,29 0,85-0,75 6 .6-9,2 3600-600 6.7-11,5 0,20-0,29 0,85-0,75 6 . 6 -8,0 4000-4800 4,5-7,5 0,18-0,22 0,80-0,65 19-21 3800-4400 7,0-7 ,8 0,23-0,32 0,82-0,75
£ kW/l 15-36 22-45 24-40
52-55
26-55
6 1 -ei
Desti naţia
I
« p. O ort Op ? ^ 00 r— i oi oi* r— <
Mc "ML ML
a=2 25(4: moto
dat la tipar 10=04.1997 Format 84x108/32 Coli de tipar 15 Comanda nr. 70475 , tiraj 3000 ex. Tiparul efectuat la Combinatul Poligrafic Departamentul Edituri , Poligrafie Comerţul cu Cărţi
.T G HE OR GH E B O B E S C U (n.1932) .4: A b s o l v e n t al I ns ti tu tu lu i de Mecanică, B r a ş o v (1956) D o c t o r ing in er (1968). A u t o r a 12 cursuri u n i v e r s i t a r e şi cca a 150 lucrări de specialitate. In p r e z e n t profesor universitar la U n i v e r s i t a t e a "Tran sil va ni a" Braşov. Dome ni i prior it ar e: motoare, au t o m o b i l e şi tractoare. G H E O R G H E - A L E X A N D R U R A D U ( n.1941) Absolvent al Universităţii "Transilvania", Braşov (1963) . D o c t o r i n g in er (1977). A u t o r a 10 cursuri u n i v e r s i t a r e şi a cca 150 lucrări de specialitate. In prezent profesor universitar la Universitatea "Trans il va ni a" Braşov. D o m e ni i p ri oritare: combustibili, lubrifianţi, motoare. A N G H E L C H IR U (n.1949) Absolvent al Universităţii "Transilvania", Braşov (1972). Doctor i n g in er (1986). Autor a 8 cursuri u n i v e r s i t a r e şi a cca 135 lucrări de specialitate. In prezent profesor universitar la Universitatea "Tran si lv an ia " Braşov. Domenii pr ioritare: motoare pentru automobile şi tractoare. C O R N E L I U C O F A R U (n.1950) A b s o l v e n t al Fa cu lt ăţ ii de M e c a n i c ă a U n i v e r s i t ă ţ i i "Transilvania", B r a ş o v (1975). D o c t o r inginer (1991). A u t o r a cca 100 lucrări de specialitate. în p r e ze nt c o n f e r e n ţ i a r u n i v e r s i t a r la U n i v e r s i t a t e a "Transilvania" Domenii p ri oritare: motoare pentru automobile şi tractoare. V L A D I M I R ENE (n.1947) Absolvent al I n s t itu tu lu i Pol it eh ni c din SanktP e t e r s b u r g (1971). D o c t o r inginer (1993). A u t o r a cca 70 l ucrări de sp ecialitate. în p r e ze nt co n f e r e n ţ i a r u n i v e r s i t a r la U n i v e r s i t a t e a T e h ni ca a Moldovei. Domenii prioritare: combustibili, lubrifianţi, fiabilitate, m o t o a r e p e n t r u a ut o m o b i l e şi tractoare. IURIE G U B E R (n.1934) A b s o l v e n t al I n s t i t ut ul ui de A v i a ţ i e din H a r c o v (1958). D o c t o r £n t e h n ic ă (1976) . A u t o r a cca 50 lucrări de speciali ta te . în p r e z e n t c o n f e r e n ţ i a r u n i v e r s i t a r la U n i v e r s i t a t e a T e h n i c ă a Moldovei. D o m e n i i prioritare: m o t o a r e termice. V I T A L I E S CALNÂI (n.1939) A b s o l v e n t al I n s t i t ut ul ui A u t o - D r u m u r i d in K i e v (1961). D o c t o r în tehnică (1969) . A u t o r a cca 50 lucrări de sp ec ia litate. In p r e z e n t c on f e r e n ţ i a r u n i v e r s i t a r la U n i v e r s i t a t e a T e h n i c ă a Mo l d o v e i . D o m e ni i pri oritare: e xp lo a t a r e a şi re pa r ar ea autom ob il elo r.
L
