CALCULUL SI CONTRUCTIA INSTALATIEI DE SUPRAALIMENTARE A MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE

Principii de realizare a supraalimentarii

Prin supraalimentare se intelege marirea presiunii incarcaturii proaspete la o valoare ce depaseste presiunea mediului ambiant p₀, pentru a mari densitatea incarcaturii proaspete retinute in cilindri.

Supraalimentarea se aplica motoarelor in scopul maririi puterii litrice si pentru compensarea pierderii de putere in cazul functionarii motorului la altitudine, sau in cazul cand se urmareste recircularea unei parti din gazele de ardere pentru scaderea continutului de NO_x in gazele de evacuare.

Prin marirea presiunii incarcaturii proaspete la intrarea in cilindri se realizeaza cresterea cantitatii de amestec carburant proaspat retinut in cilindri motorului si care determina in final sporirea puterii motorului. Pornind de la expresia coeficientului de umplere se poate observa influenta presiunii incarcaturii proaspete asupra cantitatii incarcaturii proaspete retinute in cilindrul motorului.

rezulta:

unde: _v - coeficient de umplere;

C- cantitatea reala de incarcatura proaspata retinuta in cilindrii motorului;

C₀-cantitatea teoretica de incarcatura proaspata retinuta in cilindrii motorului in conditii in care pierderile gazo-termodinamice sunt nule.

Exprimand relatia (2) in functie de parametrii de functionare ai motorului

(3)

sau

(4)

unde: p_s- presiunea incarcaturii proaspete;

T - temperatura incarcaturii proaspete la umplerea in conditii optime;

V_s- cilindreea unitara;

i - numarul de cilindri ai motorului;

n - turatia motorului;

 - numarul de timpi ai motorului.

Daca se inglobeaza termenii constanti intr-o constanta k se poate scrie:

Relatia (5) arata dependenta cantitatii de amestec proaspat retinute in cilindrii motorului, de presiunea cu care se introduce incarcatura proaspata in cilindri motorului.

Dupa presiunea de supraalimentare p_s se disting urmatoarele tipuri de supraalimentare:

a) supraalimentare de joasa presiune: p_s=(0,12.0,15) MPa, supraalimentarea ce se poate aplica la orice motor cu umplere normala fara a-i diminua durabilitatea si se realizeaza de regula cu ajutorul unui compresor antrenat mecanic de la arborele cotit al motorului;

b) supraalimentarea de presiune medie: p_s=(0,15.0,20) MPa.

Supraalimentarea de presiune medie determina aparitia unor tensiuni marite in organele motorului, de aceea trebuie luate masuri constructive si tehnologice pentru asigurarea rezistentei necesare. In general acest tip de supraalimentare se realizeaza cu ajutorul unor agregate numite turbocompresoare (o suflanta antrenata de o turbina actionata de gazele de evacuare);

c) supraalimentarea de presiune inalta: p_s=(0,20.0,35) MPa, se caracterizeaza prin comprimarea incarcaturii proaspete in trepte si racirea ei intermediara;

d) supraalimentarea de foarte inalta presiune: p_s=(0,35.0,60) MPa, se utilizeaza la generatoarele de gaze cu pistoane libere.

Dupa modul cum se realizeaza supraalimentarea aceasta poate fi:

a) supraalimentarea naturala (sau acustica) se realizeaza fara compresor si are la baza utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de admisie al motorului;

b) supraalimentarea fortata este procedeul cel mai utilizat si impune prezenta compresorului.

Supraalimentarea motoarelor se poate realiza cu sau fara utilizarea energiei gazelor de evacuare.

Antrenarea compresorului de catre arborele cotit al motorului cu ardere interna se realizeaza in general la motoarele mici. Acest sistem se numeste supraalimentare cu compresor antrenat mecanic. Complexitatea mecanismului de antrenare precum si consumul de lucru mecanic constituie limite in calea utilizarii acestei solutii.

In figura 1. se prezinta schematic un motor supraalimentat cu un compresor antrenat mecanic.

Supraalimentarea realizata prin utilizarea energiei gazelor de evacuare se efectueaza in doua moduri: folosind direct energia undelor de presiune din gazele de evacuare sau transformand energia cinetica a gazelor de evacuare in lucru mecanic de compresiune.

Utilizarea energiei undelor se face prin punerea in contact a aerului de admisie cu gazele de evacuare cu ajutorul unui dispozitiv numit schimbator de presiune (Comprex), figura 2.

Transformarea energiei cinetice a gazelor de ardere in lucru mecanic de compresiune se realizeaza prin intermediul agregatului turbocompresor. Supraalimentarea cu ajutorul turbocompresorului nu implica consumarea unei energii suplimentare datorita faptului ca energia gazelor de evacuare este suficienta pentru antrenarea turbinei si a compresorului.

De aceea acest mod de supraalimentare a devenit unul din cele mai utilizate procedee de supraalimentare. Majoritatea motoarelor in patru timpi supraalimentate utilizeaza pentru supraalimentare turbocompresorul deoarece amelioreaza randamentul motorului.

Turbocompresorul se adapteaza automat la debitul si temperatura gazelor de evacuare.

Supraalimentarea motoarelor cu ajutorul turbocompresorului se poate clasifica dupa diferite criterii ca utilizarea energiei gazelor de evacure, sau dupa constructia agregatelor, etc.

a) clasificarea dupa modul de utilizare a energiei gazelor de evacuare distinge doua variante respectiv cu utilizarea energiei cinetice a gazelor de ardere, turbina agregatului putand folosi o parte din energia cinetica a gazelor de ardere, in care caz turbina lucreaza cu presiune variabila in fata ajutajelor fixe si se numeste turbina de presiune variabila, (de impuls), sau cazul in care gazele evacuate din motor se franeaza si turbina lucreaza cu presiune constanta.

Sistemul care utilizeaza energia cinetica a gazelor de evacuare necesita amplasarea turbinei cat mai aproape de cilindri. La motoarelel policilindrice se utilizeaza mai multe colectoare (fig.3), fiecare din ele colectand gazele de evacuare de la doi sau cel mult trei cilindri si anume de la acei cilindri ale caror evacuari se succed cu cel mai mare decalaj.

In cazul in care se utilizeaza turbine de presiune constanta (fig.4), in amontele acesteia se prevede un colector K, in care se creeaza o contrapresiune la evacuarea din motor, prin franarea gazelor.

b) Clasificarea dupa scopul urmarit deosebeste supraalimentarea pentru restabilirea puterii motorului si supraalimentarea pentru marirea acesteia.

Primul caz corespunde in general motoarelor care lucreaza la altitudine, compresorul avand rolul de a restabili densitatea normala a incarcaturii proaspete, iar cel de-al doilea caz, cand supraalimentarea este utilizata pentru marirea puterii motorului si scaderea consumului specific de combustibil, intrucat scad pierderile mecanice si termice socotite procentual fata de caldura dezvoltata in cilindrii motorului.

c) Clasificarea din punct de vedere constructiv a supraalimentarii cu turbocompresor se face dupa numarul de trepte folosite, dupa racirea aerului admis si dupa tipul constructiv al turbocompresorului.

Astfel, comprimarea aerului si destinderea gazelor evacuate se pot face intr-una sau mai multe trepte; aerul admis in cilindru poate fi racit dupa iesirea lui din compresor sau nu, supraalimentarea fiind cu racirea intermediara a aerului sau fara racire.

La agregatele de supraalimentare se utilizeaza de obicei compresoare centrifugale si mai rar axiale si turbine axiale, radial-axiale, sau radiale.

d) Dupa modul de antrenare a compresorului se poate intalni supraalimentare cu agregat tubocompresor (fig.5) sau supraalimentare mixta (agregat turbocompresor si compresor antrenat mecanic), solutie utilizata in special la motoarele in doi timpi ( fig.6)

Diagrama indicata si fazele optime de distributie la motorul supraalimentat

Prin supraalimentarea unui motor se modifica conditiile de functionare ale acestuia fata de un motor cu aspiratie normala. Marind cantitatea de incarcatura proaspata admisa si temperatura acesteia fiind mai mare decat cea a mediului ambiant, se modifica valorile presiunii si temperaturii in fiecare evolutie.

In figura 7.a. se prezinta diagrama indicata teoretica a unui MAC supraalimentat.

In cazul unui motor supraalimentat presiunea de admisie este mai ridicata decat presiunea atmosferica ceea ce imbunatateste umplerea motorului si lucrul mecanic (de pompaj) delimitat de curbele de admisiune si evacuare devine pozitiv contribuind la marirea randamentului.

Presiunea de admisie p_A este mai mica decat presiunea de supraalimentare p_s din cauza pierderilor gazodinamice. In cazul supraalimentarii cu ajutorul unei suflante antrenate mecanic presiunea in cilindru P_p este cu mult mai scazuta decat presiunea de supraalimentare p_s, atunci lucrul mecanic de pompaj Lp fiind pozitiv mareste lucrul mecanic indicat al diagramei.

La motoarele in patru timpi supraalimentate diagrama indicata este influentata de fazele de distributie. Optimizarea acestora fiind diferita de cea a motoarelor cu umplere normala. Procesul de schimbare a incarcaturii la motoarele in patru timpi este constituit din fazele de evacuare, baleiaj si admisie. Fenomenul dureaza mai mult decat o rotatie completa a arborelui cotit.

a. Evacuarea

Evacuarea gazelor arse din cilindru se face in doua etape si anume: evacuarea libera (scapare) si evacuare fortata.

Deschiderea supapei de evacuare trebuie sa se realizeze cu un unghi de avans astfel incat luand in considerare bilantul intre energia castigata prin micsorarea lucrului mecanic rezistent in timpul cursei de evacuare fortata si cea pierduta prin nefolosirea completa a destinderii gazelor din cilindru, sa se obtina un lucru mecanic maxim castigat in timpul evacuarii.

In figura 8.b. este prezentata variatia presiunii gazelor in timpul scaparii pentru diferite grade de supraalimentare. Se observa ca pe masura ce presiunea de supraalimentare creste, creste si presiunea de la inceputul evacuarii. Presiunea scade rapid cu apropierea pistonului de PMI.

Rezulta ca evacuarea se efectueaza in cea mai mare parte prin scapare. Curba (a) reprezinta limita caderii de presiune din cilindru in fata colectorului turbinei pana la care se asigura curgerea in regim supracritic. In general cu marirea gradului de supraalimentare nu este necesara modificarea momentului deschiderii supapei de evacuare in apropiere de PMI se ating presiuni apropiate de cele din colectorul turbinei.

Prin micsorarea contrapresiunii din colectorul de evacuare nu se obtine o evacuare sensibil imbunatatita deoarece in timpul scaparii in portiunea curgerii supracritice se elimina aproximativ 70% din cantitatea totala de gaze arse aflate in cilindru. Ca urmare a faptului ca In timpul evolutiei de evacuare fortata presiunea variaza mai putin scaderea contrapresiunii duce la micsorarea destul de mica a lucrului mecanic rezistent.

b. Admisia

Admisia incepe odata cu momentul retinerii aerului in cilindru si se termina dupa PMI, supapa de admisie inchizandu-se cu intarziere. Intarzierea la inchiderea supapei de admisie este necasata pentru o umplere cat mai buna a cilindrului. Admisia incarcaturii proaspete In cilindru se realizeaza In cea mai mare parte sub valoarea presiunii de supraalimentare p_s. Evolutia presiunii din cilindru In timpul admisiei este prezentata in fig.9. Se constata in prima portiune a cursei de admisie o crestere de presiune datorate patrunderii aerului comprimat si apoi o scadere datorata maririi pierderilor gazodinamice rezultate in urma maririi vitezei de curgere a incarcaturii proaspete in cilindru.

Urmeaza apoi o portiune in care presiunea in cilindru este aproximativ constanta, dupa care creste datorita franarii gazelor din cauza incetinirii miscarii pistonului

In PMI presiunea in cilindru este mai mica decat presiunea de supraalimentare de aceea incarcatura proaspata poate patrunde in cilindru si dupa PMI ceea ce justifica inchiderea cu intarziere a supapei de admisie (punctul ia₁).

In cazul in care presiunea din colectorul de evacuare este constanta, marirea presiunii de supraalimentare are ca efect sporirea vitezelor de curgere ale gazului in cilindru.

Din aceasta cauza, inchiderea supapei de admisie trebuie sa se realizeze cu o intarziere mai mare pentru a compensa caderea de presiune marita si pentru utilizarea completa a energiei coloanei de gaz in miscare.

Daca presiunea din colectorul de evacuare variaza in acelasi raport cu presiunea de supraalimentare, momentul de inchidere a supapei de admisie nu se modifica, deoarece viteza gazelor si pierderile gazodinamice nu se modifica.

Datorita faptului ca in motorul supraalimentat este arsa o cantitate sporita de combustibil va rezulta o incarcare termica mai mare a pieselor in jurul camerei de ardere fata de motorul cu aspiratie naturala, astfel se impun masuri suplimentare pentru racirea peretilor cilindrului, capului pistonului, chiulasei si supapei de evacuare.

La m.a.c. supraalimentat pentru a asigura eliminarea gazelor reziduale si racirea pieselor mai sus mentionate se utilizeaza metoda maririi duratei in care supapele sunt simultan deschise.

In figura 10. sunt prezentate cronosectiunile supapelor de admisie si evacuare la un motor supraalimentat si la un motor cu aspiratie naturala. Durata de deschidere simultana a supapelor este cuprinsa intre 40.60⁰ RAC la admisie naturala, intre 90⁰ si 110⁰ RAC pentru supraalimentare mecanica si 120⁰ pana la 150⁰RAC pentru motor supraalimentat cu turbocompresor.

c. Baleiajul

Baleiajul este faza din procesul de schimbare a incarcaturii cuprinse intre momentul deschiderii supapei de admisie si cel al inchiderii supapei de evacuare, deci, este perioada in care ambele supape sunt deschide. In timpul baleiajului o parte din incarcatura proaspata nu participa la procesul de ardere insa se destinde in turbina. Este necesar ca supapa de admisie sa nu se deschida prea devreme, pentru ca gazele arse din cilindru sa nu scape in colectorul de admisie si sa inrautateasca umplerea.

La MAC odata cu marirea presiunii de supraalimentare baleiajul trebuie intensificat pentru a asigura o buna racire a cilindrilor. La valori mari ale gradului de supraalimentare cantitatea de aer de baleiaj este limitata, deoarece gazele la intrarea in turbina nu trebuie sa depaseasca o anumita temperatura ceea ce implica limitarea debitului de aer care poate fi comprimat de compresor.

Masuri constructive ce se impun la motorul supraalimentat

Datorita cresterii presiunii de supraalimentare precum si marirea cantitatii de combustibil arse pe ciclu, presiunile si temperturile maxime de ardere se maresc si ca urmare cresc si solicitarile mecanice si termice ale motorului.

Presiunea de supraalimentare p_s este limitata de presiunile si temperaturile maxime de ardere din cilindru, respectiv tensiunile mecanice si termice.

Micsorarea presiunii maxime se realizeaza prin micsorarea raportului de compresie. Pentru diminuarea incarcarii termice in general se recurge la marirea coeficientului de exces de aer si prin intensificarea baleiajului prin marirea perioadei de suprapunere a deschiderii supapelor.

Utilizarea racirii intermediare a aerului la iesirea din compresor este metoda cea mai eficace deoarece odata cu racirea aerului se mareste densitatea incarcaturii si implicit puterea motorului va creste. Se constata ca scaderea cu 10⁰C a aerului la iesirea din compresor conduce la o crestere de putere de aproximativ 2.3%.

La grade de supraalimentare de pana la p_s = 1,6.2,0 modificarile sunt minime.

In general la motoarele supraalimentate se aduc urmatoarele modificari constructive, se mareste grosimea capului pistonului si a suprafetei de sprijin pe bosaje; se amplifica diametrul si grosimea boltului; suprafetele de reazem ale arborelui cotit pe cuzineti se maresc; blocul motor se ramforseaza; instalatia de racire se modifica pentru a obtine o racire mai intensa a partii superioare a cilindrilor si a chiulasei in dreptul supapei de evacuare; debitul de ulei in instalatia de ungere se mareste si eventual in circuitul de ulei se introduce un radiator.

La motoarele puternic solicitate termic se impune racirea fortata a pistoanelor.

In cazul MAS supraalimentate trebuie sa se acorde o deosebita atentie studierii solicitarilor termice, deoarece la cresterea acestora motorul are tendinta de ardere cu detonatie.

Agregate de supraalimentare

Pentru supraalimentarea motoarelor se pot utiliza urmatoarele tipuri de compresoare:

- compresoare volumice (Roots);

- compresoare centrifugale.

Compresoarele volumice (Roots) (Fig.11) se utilizeaza in general la motoarele de turatie mica si sunt antrenate mecanic de la arborele cotit. Aceste compresoare au un randament scazut si functioneaza cu zgomot de aceea ele au o aplicabilitate restransa la supraalimentarea motoarelor de automobile.

Compresoarele centrifugale sunt cele mai utilizate datorita randamentelor efective ridicate si dimensiunilor reduse.

Compresoarele centrifugale se utilizeaza pentru supraalimentarea de presiune medie, inalta si foarte inalta (in trepte).

La compresorul centrifugal aerul intra prin canalul de admisie 1 in rotorul compresorului care rotindu-se trimite aerul spre reteaua de petale 5 a difuzorului si de acolo prin canalul de refulare 6 in colectorul de admisie al motorului.

Aerul este supus unui proces de comprimare de la intrarea in rotor si pana la iesirea din canalul de refulare.

Compresoarele centrifugale se clasifica in special constructiv, dupa modul cum sunt construite paletele rotorului;

- Compresoarele centrifugale cu palete radiale;

- Compresoarele centrifugale cu palete indreptate inapoia sensului de rotatie al rotorului;

- Compresoarele centrifugale cu palete indreptate inaintea sensului de rotatie al rotorului.

Difuzorul poate fi: paletat sau nepaletat.

Numarul de trepte in care se realizeaza comprimarea aerului compresoarele se clasifica in:

- Compresoarele centrifugale monoetajate;

- Compresoarele centrifugale polietajate.

Lucrul mecanic specific al comprimarii adiabatice necesar realizarii gradului de comprimare p_s este dat de urmatoarea expresie:

iar pentru aer ecuatia (6) se poate scrie

unde:    c_p=1,0 [kJ/kg K] caldura specifica la presiune constanta;

x - exponentul adiabatic; x=1,4 pentru aer;

p_s-presiunea de supraalimentare;

p -presiunea atmosferica;

T -temperatura mediului ambiant.

Gradul de comprimare a aerului in compresor se defineste prin raportul de presiuni

Lucrul mecanic l_as reprezinta lucrul mecanic de comprimare intr-un proces teoretic, fara pierderi si reprezinta o fractine _as (randament adiabatic al compresorului) din lucrul mecanic real, respectiv

iar    reprezinta pierderile interne ale compresorului, respectiv pierderi prin frecare, prin soc la intrarea aerului in rotor, pierderi prin pereti, prin umplerea neuniforma a canalelor, pierderi prin recircularea unei parti a aerului intrat in compresor.

Randamentul adiabatic are valori cuprinse in limitele _as

Pierderile mecanice ale compresorului centrifugal sunt luate in considerare prin randamentul mecanic _ms care are valori de (0,94.0,97).

Lucrul mecanic specific al compresorului cu considerarea pierderilor, se poate calcula cu relatia:

unde: _s _as _ms randamentul efectiv al compresorului centrifugal (_s

Cunoscand debitul masic al compresorului [kg/s] se poate calcula puterea de antrenare a compresorului.

Debitul masic al compresorului se poate exprima in functie de consumul orar de combustibil C, coeficientul de exces de aer  si cantitatea de aer minim necesara L_min.

Comprimarea aerului in compresorul centrifugal este rezultatul actiunii fortelor centrifugale, iar presiunea aerului refulat depinde de viteza periferica u [m/s] a rotorului.

Lucrul mecanic maxim ce este transmis unui kg de aer este:

Se defineste coeficient de presiune  raportul

 = 0,55.0,65

Temperatura aerului dupa compresor este data de relatia:

Turbina

Turbinele utilizate pentru antrenarea compresoarelor centrifugale pentru supraalimentarea motoarelor pot fi:axiale, radial-axiale (centripete) si radiale. La turbina axiala, curentul de gaze se deplaseaza prin rotor paralel cu axa de rotatie in timp ce la turbina radiala se deplaseaza centripet (fig.13).

Principiul de functionare al unei turbine este urmatorul: gazele arse intra in aparatul director se destind in ajutaje si se accelereaza de la viteza C₀ pana la viteza C₁. Gazele trec apoi prin reteaua de palete a rotorului si ies cu viteza C₂<C₁.

Forta centrifuga produce momentul necesar rotirii rotorului turbinei (Fig.14).

Lucrul mecanic ce ia nastere in turbina este rezultatul destinderii gazelor in difuzor unde energia interna a gazelor se transforma in energia cinetica si variatia vitezei gazului intre palete unde energia cinetica se transforma in lucru mecanic.

Lucrul mecanic adiabatic elementar al turbinei se poate exprima cu urmatoarea relatie.

Daca se tine seama ca transformarea se considera adiabatica:

Lucrul mecanic la arborele turbinei este mai mic decat l_at datorita pierderilor interne ale turbinei, pierderi ce se apreciaza cu ajutorul randamentului interior al turbinei _t care se poate scrie: , respectiv: _t

Lucrul mecanic la arborele turbinei va fi:

Caldura specifica a gazelor arse c_pg este functie de temperatura si compozitia gazelor de evacuare. Ea se calculeaza pentru o temperatura medie T = ( T_t + T₂) / 2

Exponentul adiabatic al gazelor arse se calculeaza cu relatia:

unde:    T_t - temperatura la intrarea in turbina;

T - temperatura la iesirea din turbina.

Puterea dezvoltata de turbina va fi unde este debitul de gaze arse.

Debitul masic de gaze arse se poate calcula cu urmatoarea relatie:

Din egalitatea puterilor compresorului si turbinei P_s=P_t se poate determina gradul de supraalimentare.

 - factor ce tine seama de varianta presiunii in cazul supraalimentarii de presiune variabila:

 = 1 pentru supraalimentarea de presiune constanta.

Inlocuind l_as si l_at rezulta:

Daca se noteaza cu: si

Se poate scrie:

Temperatura gazelor arse inaintea turbinei se poate calcula cu urmatoarea relatie:

Grupul turbocompresor

Grupul turbocompresor nu are legaturi mecanice cu motorul supraalimentat, turatia sa fiind dependenta de cea a motorului.

Intre compresor, motor si turbina exista o singura conditie restrictiva la orice regim stabil de functionare impusa de egalitatea intre debitul de aer livrat de compresor si cel ce intra in motor, si egalitatea dintre gazele evacuate de motor si intrate in turbina:

unde: - coeficientul de exces de aer; L_min aerul minim necesar.

Pe de alta parte intre compresor si turbina exista o dubla legatura mecanica.

Deci, la un anumit regim de lucru pentru ca turbocompresorul sa functioneze stabil este necesar ca puterea turbinei sa fie egala cu puterea necesara compresorului indiferent de parametrii de intrare a aerului in compresor si ai gazelor de ardere in turbina. In cazul in care puterea turbinei este mai mare atunci turatia compresorului va creste pana cand se va restabili egalitatea puterilor.

Caracteristicile turbocompresorului

Caracteristica normala a compresorului

Parametrii principali ce caracterizeaza functionarea unui compresor la un anumit regim de lucru, sunt: gradul de comprimare p_s si randamentul compresorului _as

Se numeste caracteristica normala sau de debit relatia care exprima variatia marimilor p_s si _as in functie de parametrii de stare ai mediului ambiant (p₀,T₀) de debitul de aer al compresorului si turatia compresorului (suflantei) n_s:

Experimentul se constata p_s nu depinde de p₀, deci:

Caracteristica normala se ridica experimental.

In figura 15. este prezentata caracteristica normala a unui compresor centrifugal. Se constata ca pe masura ce debitul de aer refulat scade, turatia compresorului ramanand constanta, curbele ating un maxim, dupa care descresc ajungandu-se la un punct peste care functionarea turbocompresorului devine instabila.

Locul geometric al punctelor de functionare instabila la diverse turatii se numeste linie de pompaj.

Pe linia n_s=constant exista un singur punct ce caracterizeaza regimul de lucru al compresorului ce se poate deplasa la stanga sau la dreapta functie de rezistentele aerodinamice existente in aval de compresor.

Linia AB ce uneste punctele regimurilor de lucru se numeste linie de lucru sau caracteristica de exploatare a compresorului. Se urmareste ca aceasta linie sa treaca prin punctele de randament maxim.

In figura 16 s-a trasat caracteristica normala a unui compresor respectiv _as= 8. Se determina valorile _as care se suprapun pe graficul p_s = 9. Dezavantajul principal al acestei caracteristici este acela ca ea este valabila numai pentru parametrii de stare ai mediului ambiant in care a fost ridicata. De aceea, functionarea unui compresor in diferite conditii de mediu ambiant este determinata de o multitudine de caracteristici. Acest inconvenient este eliminat prin exprimarea performantelor compresorului cu ajutorul parametrilor dedusi pe baza teoriei similitudinii. In acest caz, un punct din diagrama reprezinta totalitatea regimurilor asemenea in care parametrii initiali ai fluidului de lucru s-au schimbat.

Caracteristica universala a compresorului

Caracteristica universala a compresorului se exprima prin parametrii de similitudine ai masinilor cu palete si este independenta de parametrii de stare ai fluidului in amontele compresorului diagrama prezentand totalitatea regimurilor posibile de functionare.

Caracteristica universala exprima variatia gradului de comprimare _s al compresorului si gradul de destindere _t al turbinei, a randamentului si puterii masinii functie de parametrii care determina regimurile asemenea ale masinii.

unde: si reprezinta turatia si debitul raportate.

Caracteristica universala a unui compresor se deduce pe baza caracteristicii normale ridicata experimental avand in vedere relatiile:

unde:    D - este diametrul mediu al retelei de palete.

Cu ajutorul acestor relatii se pot stabili performantele tuturor compresoarelor geometrice asemenea cu cel experimentat.

Daca se renunta la forma adimensionala a parametrilor si se elimina constantele D si R, atunci caracteristica universala a compresorului se exprima printr-o functie de rapoarte:

Aceasta caracteristica se prezinta in figura 17.

Caracteristicile universale ale turbinei

Spre deosebire de compresor, parametrii de stare din amontele turbinei variaza intr-o gama foarte larga, de aceea caracteristica normala a turbinei nu prezinta o utilitate practica. In acest caz se utilizeaza    caracteristicile universale, ce se reprezinta in diferite sisteme de coordonate.

O reprezentare mai des intalnita este cea redata in figura 18, in care se prezinta variatia gradului de destindere _t si a randamentului turbinei _t in functie de criteriul de similitudine al debitului utilizandu-se ca parametru criteriul turatiei

Fenomenul de pompaj

Este foarte important ca la punerea la punct a supraalimentarii unui motor, nici unul din punctele de functionare sa nu iasa dintr-o zona limitata in partea stanga de o parabola ce trece prin origine, numita parabola de pompaj (fig.17).

Daca nu se respecta aceasta conditie, presiunea data de compresor sufera variatii ciclice de amplitudini cu atat mai mari cu cat viteza de rotatie este mai ridicata.

Fenomenul de pompaj este specific compresoarelor nevolumice. Debitul critic de aparitie a pompajului reprezinta 0,75.0,85 din debitul maxim la turatia considerata pentru compresoarele axiale si de 0,5.0,6 din respectivul debit pentru compresoarele centrifugale.

Fenomenul de pompaj este consecinta formei curbate a caracteristicii debit-presiune din cauza compresibilitatii fluidului.

Daca se considera o turatie de functionare stabila a compresorului si debitul de aer cerut de motor este inferior valorii corespunzand presiunii maxime, presiunea aerului ce se afla intre compresor si motor devine superioara presiunii furnizate in acel moment de catre compresor. In aceste conditii o anumita cantitate de aer va traversa invers compresorul provocand o micsorare a debitului si presiunii in colector si permite compresorului sa restabileasca un debit pozitiv. Fenomenul se reflecta provocand un pompaj de amplitudine mai mica sau mai mare functie de caracteristicile constructive ale ansamblului.

Fenomenul poate continua si poate provoca socuri extrem de violente. Cresterea brusca a cuplului motor la regimurile joase de turatie poate da nastere fenomenului de pompaj.

Debitul critic depinde de asemenea de presiunea aerului la aspiratia in compresor si de felul cum aerul se comporta dupa compresor. In cazul in care colectorul de admisiune nu are o forma optima precum si aparitia oscilatiilor de presiune provocate de inchiderea si deschiderea supapelor de admisie, pot provoca deformarea parabolei de pompaj, limita de utilizare a turbocompresorului se restrange catre zona debitelor mari.

Accidental aparitia pompajului poate fi provocata de:

- reglaj incorect al distributiei (supapa de admisie se deschide mai devreme);

- temperatura gazelor de evacuare a fost depasita (dereglarea pompei de injectie sau a injectoarelor);

- obturarea partiala a colectorului de admisie;

- micsorarea perioadei de baleiaj (dereglarea distributiei);

- functionarea motorului la altitudine mare.

Acordarea turbocompresorului cu motorul cu aprindere prin compresie pentru autovehicule

Viteza turbocompresorului, debitul de aer si presiunile acestuia se adapteaza simplu, la variatiile turatiei motorului ale debitului de combustibil injectat si ale altitudinii.

Odata cu scaderea turatiei, scade rapid presiunea de supraalimentare ceea ce duce la o limitare a puterii datorita cresterii excesive a gradului de fum. In schimb, la turatii mari ale motorului ajunge la valori limita turatia turbocompresorului puterea maxima si temperatura gazelor de evacuare asa cum rezulta din fig.19.

Alegerea corecta a turbocompresorului conditioneaza direct performantele motorului cat si calitatile de elasticitate si adapta-bilitate.

Conditiile de functionare in comun ale motorului cu ardere interna cu agregat de supraalimentare sunt urmatoarele:

- egalitatea debitului de aer comprimat de compresor cu cel utilizat de motor

- egalitatea debitului de gaze care trece prin motorul cu ardere interna cu cel care traverseaza turbina (in cazul in care nu deviaza o parte din gazele de ardere)

- relatia dintre cantitatea de gaze care trece prin turbina si

contrapresiunea la evacuarea motorului cu ardere interna;

- egalitatea puterilor compresorului si turbinei grupului turbocompresor P_s= P_t;

- egalitatea turatiei compresorului si turbinei n _s=n_t;

Pentru acordarea grupului turbocompresor cu motorul se folosesc atat metode grafoanalitice cat si numerice pentru calculul pe calculator.

Determinarea punctelor de functionare comuna a motorului cu grupul turbocompresor cu ajutorul metodelor grafoanalitice

Pentru determinarea punctelor de functionare comuna se utilizeaza pentru turbocompresor caracteristicile universale ale turbinei si compresorului iar pentru motor marimile determinate pe baza calculului termodinamic (temperatura de ardere in fata turbinei, coeficientul de umplere, schimbul de caldura, durata arderii, valoarea randamentului mecanic, etc).

In figura 20 se prezinta o diagrama inchisa realizata de Gustav Winkler pentru calculul punctelor de functionare comuna a grupului turbocompresor cu un motor in patru timpi.

Diagrama este reprezentata intr-o forma adimensionala. Fiecare din cele patru semiaxe ale diagramei sunt comune pentru cate doua cadrane iar punctul de functionare este determinat de cele patru coordonate.

a) Prima coordonata. Raportul p_t/p₀ al presiunilor inainte si dupa turbina. La supraalimentarea pulsatorie p_t reprezinta presiunea medie in timp.

b) Coordonata a doua. Raportul p_s /p₀ al presiunilor inainte si dupa compresor. Pierderile de presiune in conducte trebuie considerate separat sau luate in considerare prin micsorarea randamentului turbosuflantei. Pierderile de presiune in racitorul aerului de supraalimentare pot fi luate in considerare direct prin coordonata respectiva.

c) Coordonata a treia. Raportul dintre debitul de gaze de evacuare si produsul dintre suprafata pistonului, densitatea aerului si viteza sunetului in zona de admisie a compresorului.

d) Coordonata a patra. Raportul dintre debitul masic al gazelor de ardere si sectiunea turbinei referitoare la starea inainte de turbina

Marimile necesare descrierii motorului si starii de functionare sunt reprezentate in figura 21.

In fiecare cadran sunt familii de curbe caracterizate de o serie de parametrii. Parametrul K₀ este proportional si aproape egal cu randamentul turbosuflantei _ts. Parametrul K₁ este proportional cu presiunea indicata p_i, K₂ reda turatia motorului si este proportional cu viteza medie a pistonului w_m. Parametrul K₃=K₁.K₂ este proportional cu produsul p_i.w_m, K₃ exprima in esenta puterea specifica indicata pe aria pistonului p_i.w_m/4 sau puterea.

Parametrul K₄ este proportional cu aria sectiunii duzei turbinei raportata la aria pistonului.

In primul cadran familiile de curbe sunt ordonate dupa K₁, deci dupa presiunea medie indicata. Fiecare grupa contine linii pentru diferite valori ale lui K₀ (randamentul turbocompresorului). Valori intermediare se obtin prin interpolare liniara.

Bazele diagramei

Calculul temperaturii gazelor de ardere. Dupa primul principiu al termodinamicii partea cadurii de ardere care nu se transforma in lucru mecanic si care nu este evacuata prin instalatia de racire este continuta in gazele de ardere, deci se poate scrie:

unde:    T_t - temperatura gazelor de evacuare;

T_s - temperatura aerului;

m_t - masa gazelor arse;

c_pg - caldura specifica la presiune constanta a gazelor;

_i - randamentul indicat;

_R - raportul dintre caldura evacuata prin instalatia de racire si caldura dezvoltata in cilindru;

Q_i - puterea calorica inferioara;

m_c - masa combustibilului ars in cilindru.

Inlocuind in relatia (24) urmatoarele relatii

unde:

iar

se obtine:

notatiile folosite fiind urmatoarele:

V_s - cilindreea;

_a - densitatea aerului la sfarsitul admisiei;

f - raportul intre debitul gazelor arse si debitul de aer;

x'- exponentul adiabatic al gazelor arse;

R_a, R_g - constanta generala pentru aer si pentru gazele arse.

Aceste legaturi permit ca intr-o diagrama auxiliara care se ataseaza la primul cadran al diagramei principale sa se determine temperatura medie a gazelor de evacuare.

Linii caracteristice in primul cadran

Daca in bilantul de putere al turbosuflantei se elimina temperatura gazelor arse care nu este cunoscuta se obtine:

unde:

c_pa- caldura specifica a aerului;

x - exponentul adiabatic pentru aer;

Relatia (34) reda legatura dintre gradul de comprimare in compresor si gradul de destindere in turbina sub forma implicita.

Ecuatia se poate rezolva numeric. Curbele solutiei sunt reprezentate in cadranul I din figura 20 pentru diferite valori ale lui K₀ si K₁. Pe linia punctata la 45⁰ presiunile inainte si dupa motor sunt egale.

Liniile caracteristice din cadranul II

Liniile din cadranul II reprezinta liniile de admisie ale motorului (gazul admis fara combustibil) exprimate prin factorul f. Acestor linii li se suprapune domeniul compresorului care este dat in diagrama prin limita de pompaj.

Pentru calculul debitului gazelor de ardere se poate utiliza urmatoarea relatie:

unde s-au folosit ecuatiile de definitie: si se obtine:

in care :

Relatia (36) reprezinta in cadranul II o familie de drepte cu originea sub punctul 0.

Liniile caracteristice din cadranul III

In cadranul III debitul prin motor este redus la starea inainte de turbina.

Din ecuatiile (35) si (36) se obtine:

Separand in partea dreapta factorii care depind numai de debitul masic K₂.p_s/p₀ corespuzator ecuatiei, rezulta:

unde: K₃=K₁.K₂. Deoarece K₁ este proportional cu presiunea medie indicata p_i, iar K₂ cu viteza medie a pistonului w_m rezulta ca parametrul K₃ este o masura a puterii raportate la aria pistonului motorului.

Liniile corespunzatoare din cadranul IV

Acest cadran evidentiaza legatura dintre debitul masic si raportul de destindere al turbinei.

Posibilitatea de admisie a unei turbine axiale poate fi reprezentata printr-o suprafata echivalenta A_t.

Debitul prin suprafata echivalenta a turbinei se poate determina cu relatia:

unde:    functie de debit

 - factor care tine seama de pulsatiile debitului de gaze

Prin transformare se obtine:

unde:

Pentru valorile uzuale ale lui K₄ liniile de admisie ale trubinei sunt reprezentate in cadranul IV al figurii 20 curbele obtinandu-se prin multiplicarea functiei de debit cu p_s/p₀.

Modul de calcul

Punctele de functionare se determina iterativ. Daca punctele de functionare ale motorului sunt date, atunci se cauta punctele de functionare ale turbocompresorului dat. Se calculeaza parametrii K_o-K₄ definindu-se in fiecare cadran cate o linie, daca se gaseste un dreptunghi prin ale carui colturi trec cele patru linii de definitie, atunci acest dreptunghi descrie starea de functionare stationara a compresorului. Acest dreptunghi se poate gasi prin incercari, insa prin iteratie grafica solutia se gaseste mult mai usor.

In figura 22.a. s-a reprezentat schematic diagrama cu cele patru linii de definitie.

Iteratia se poate porni din oricare cadran insa este preferabil sa se porneasca din cadranul I.

Se adopta o presiune de supraalimentare ce pare rezonabila si se strabate diagrama in sensul invers acelor de ceasornic, ducand paralele la axe. Daca s-a ales o valoarea preea mica, atunci presiunea de supraalimentare va creste mai mult dupa prima parcurgere a diagramei, urmand sa creasca din ce in ce mai putin la celelalte iteratii. In cele din urma aceste linii se vor suprapune cu dreptunghiul care reprezinta soluIia optima. In caz ca s-a adoptat o presiune prea mare, aceste linii se apropie de exteriorul dreptunghiului ce reprezinta solutia optima. Daca s-a adoptat din intamplare presiunea corecta de supraalimentare atunci dreptunghiul se inchide din prima incercare.

Determinarea directa a sectiunii turbinei si a randamentului turbocompresorului

Daca sunt cunoscute punctele de functionare atat pentru motor cat si pentru turbocompresor, atunci sectiunea turbinei cat si randamentul turbocompresorului se pot determina direct.

Se trec presiunile respective in diagrama si se citesc intersectiile din cadranele I si IV, valorile pentru K₀ si K₄.

Acest procedeu se utilizeaza pentru determinarea influentei modificarii unor factori externi asupra functionarii turbocompresorului.

Exemplul de calcul

Pentru concretizare se va dezvolta un exemplu de calcul apelandu-se la diagrama din figura 20, motiv pentru care se apeleaza la unita]ile de masura din diagrama.

Se dau:

- randamentul indicat: _i

- caldura cedata instalatiei de racire _R

- raportul debit masic

- coeficientul de exces de aer 

- exponentul adiabatic al gazelor de ardere x = 1,35;

- temperatura mediului ambiant T₀ = 300 K;

- temperatura aerului de supraalimentare T_s = 315 K;

- viteza sunetului a_a = 340 m/s = 17;

- factorul masic  = 0,975;

Se obtin urmatoarele relatii pentru parametrii K₀.K₄;

Punctul de sarcina maxima

La o presiune medie indicata p_i = 21,4 bar si o viteza medie a pistonului w_m = 8,1 m/s se considera o presiune de supraalimentare de 2,91 bar si o contrapresiune a gazelor de ardere de 2,7 bar. Care vor fi valorile ariei sectiunii turbinei si randamentului turbo-compresorului, daca se admite presiunea atmosferica p₀=1 bar. Efectuand calculele se obtin:

Prin transpunerea in diagrama in figura 20, se obtin direct K₀= 0,6 si K₄= 0,02.

Randamentul turbocompresorului va fi 18= 0,56 deci 56%, iar sectiunea turbinei 2% din aria sectiunii pistonului motorului.

Determinarea punctului de functionare comuna la sarcina partiala

In acest caz trebuie sa se determine presiunea de supraalimentare la reducerea sarcinii la

p_i = 16,1 bar la o turatie constanta (celelalte valori raman constante).

K =16,1/5,35=3; K₃=3.0,007= 0,021; K₀, K₂ si K₄ ca la sarcina maxima.

Solutia obtinuta prin iteratie grafica in fig.20 da valorile p_s = 2,3 bar si p_t=2,121 bar.

Aceasta presiune de supraalimentare este suficienta pentru p_i = 10,1 bar.

Determinarea punctului de functionare comuna in cazul scaderii turatiei

Mentinand presiunea medie indicata la 21,4 bar, insa la o turatie mai scazuta 71,5% (w_m=5,8 m/s) din cea considerata, trebuie sa se determine presiunea de supraalimentare.

In acest caz, parametrii de proportionalitate vor fi:

K = 4; K₂= 0,715.0,007= 0,005; K₃= 4.0,005= 0,020; K₀ si K₄ se adopta ca la sarcina maxima.

Prin extrapolare din linia K₀= 0,6 la K₁= 4 in cadranul I se obtine prin iteratie p_s = 1,92 bar si p_t = 1,5 bar. Aceasta presiune de supraalimentare este insuficienta pentru p_i = 21,4 bar deoarece astfel arderea ar fi incompleta si temperatura gazelor de evacuare prea mare.

In diagrama aceasta rezulta din faptul ca linia respectiva rezulta cu mult sub grupul de linii pentru K₁= 4. In afara de aceasta punctul de functionare din cadranul II se suprapune cu limita de pompaj a compresorului.

Functionarea la altitudine

In acest caz se determina presiunea de supraalimentare cand p_i =16,1 bar si w_m = 8 m/s (sarcina partiala) la o presiune a mediului ambiant p= 0,75 bar.

Se aleg parametrii:

K = 4; K₀, K₂ , K₃ si K₄ ca la sarcina maxima.

Gradul de supraalimentare este 2,91 insa presiunea de supraalimentare este p=2,17 bar. La presiunea atmosferica p=1 bar presiunea de supraalimentare era p_s=2,3 bar; deoarece presiunea atmosferica este mai scazuta p₀=0,75 bar (scadere de 25%) presiunea de supraalimentare scade la 2,17 bar (scadere 6%).

Aceasta confimra buna comportare a motoarelorcu supraalimentare la altitudine.

Metoda descrisa mai sus se preteaza la simularea fenomenelor ce au loc la functionarea motoarelor supraalimentate.

Supraalimentarea motoarelor cu aprindere prin compresie pentru autoturisme

Economia importanta de combustibil obtinuta de motorul cu aprindere prin compresie fata de motorul cu aprindere prin scanteie a dus la introducerea acestui motor in constructia autoturismelor mai ales de catre constructorii din Europa, Japonia si General Motors in SUA.

Unul din cele mai semnificative dezavantaje ale aplicarii motorului cu aprindere prin compresie la autoturisme este puterea redusa in cilindreea utilizata. Supraalimentarea este o metoda simpla de a acoperi diferenta de putere intre MAS si un MAC de aceeasi cilindree unitara.

Motorul cu aprindere prin compresie are o temperatura a gazelor de evacuare coborata, si o gama de turatii mai redusa. Din aceasta cauza multe probleme dificile ce apar la MAS supraalimentate in acest caz nu se mai pun. In general la MAC de puteri mici presiunea aerului de supraalimentare este limitata de incarcarea termica si mecanica.

Motoarele cu aprindere prin compresie sunt echipate cu o turbina mica pentru a avea un moment bun la turatii reduse si este dotata cu o supapa de control pentru a evita suprapresiuni de aer la turatii ridicate.

Consumul de combustibil se poate reduce pe masura imbunatatirii randamentului compresorului. In reducerea consumului de combustibil la MAC de autoturisme o importanta contributie o aduce optimizarea procesului de ardere, selectarea presiunilor de aer, optimizarea colectorului de admisiune si evacuare.

In cazul supraalimentarii motoarelor de autoturisme (cilindree 1,5.3,0 l) pentru a obtine puterea maxima la turatia n_n si momentul maxim la turatia    n_M apar urmatoarele probleme) (figura 23):

- Daca se regleaza punctul de functionare comuna a motorului si turbocompresorului pentru regimul puterii maxime la turatia de moment maxim nu se realizeaza efectul de supraalimentare;

- Daca se regleaza punctul de functionare comuna a motorului si turbocompresorului pentru regimul momentului maxim, la turatia puterii maxime valoarea presiunii de supraalimentare depaseste valoarea prescrisa si solicitarile mecanice ale motorului cresc peste limitele admise.

Astazi constructorii de motoare turbosupraalimentate pentru autoturisme folosesc sisteme de supraalimentare la care se realizeaza punctul comun de functionare cu motorul la regimul momentului maxim. Grupul turbo-compresor este prevazut cu o supapa ce permite scapari controlate de gaze arse pe langa turbina.

Acest sistem permite obtinerea unor performante ridicate prin faptul ca turbocompresorul raspunde cerin]elor atat la turatii reduse cat si la turatiile inalte ale motorului. La turatii ridicate gradul de supraalimentare este mentinut in limite acceptabile de catre supapa, rezultand o buna siguranta de functionare.

Modul de amplasare a supapei pe turbocompresor este prezentat in figura 24. (8; 6.5)

Supapa sesizeaza diferenta intre presiunea atmosferica si presiunea de supraalimentare data de compresor si realizeaza scaparea gazelor de evacuare pe langa turbina. Astfel se poate controla presiunea din colectorul de admisiune si se poate men]ine la nivelul cerut.

Supapa de descarcare este folosita pentru a controla cresterea de presiune de la nivelul ales de tura]ia cuplului maxim pana la un nivel cu pu]in mai mare la tura]ia puterii nominale.

In figura 25. prezinta functionarea supapei cu scapari controlate.

Din diagrama prezentata rezulta ca turbocompresoarele dotate cu o astfel de supapa permit supraalimentarea motoarelor de puteri mici pentru autoturisme, deoarece se asigura un cuplu maxim suficient de mare pentru demaraje rapide, iar la turatii mari presiunea de supraalimentare nu depaseste valoarea admisa pentru obtinerea unei presiuni maxime de ardere.

Un motor cu aprindere prin compresie supraalimentat poate produce aceeasi putere ca un motor cu aprindere prin compresie cu aspiratie naturala cu circa 40% cilindree unitara mai mare.

Racirea aerului inainte de admisiunea in motorul supraalimentat

In cazul supraalimentarii motoarelor cu aprindere prin compresie este necesara in anumite cazuri racirea aerului comprimat de compresor. Se apreciaza ca marirea cu 1⁰C a temperaturii aerului admis in camera de ardere determina o crestere de ordinul a 2.3⁰C a temperaturii la sfarsitul compresiei, si implicit a tuturor temperaturilor ciclului. In plus MAC nu poate beneficia de racirea aerului provocata de evaporarea combustibilului, cum se intampla in cazul MAS.

La MAC dublarea densita]ii aerului admis permite dublarea presiunii medii indicate. Insa cu toate acestea cresterea presiunii maxime de ardere, deci a solicitarilor mecanice maxime nu depaseste o crestere de 40.50%.

Densitatea aerului de supraalimentare introdus in motor depinde de urmatorii parametri interdependenti:

- gradul de supraalimentare;

- randamentul compresorului;

- temperatura aerului la intrarea in compresor.

Cresterea temperaturii aerului prin comprimarea in compresor (DT_s), se poate determina cu ajutorul relatiei 42.

unde:    T₀ = T₁, T₀ - temperatura mediului ambiant, T₁ - temperatura aerului la intrarea in compresor; (se considera ca schimbul de caldura cu exteriorul pana la compresor este neglijabil); _s - gradul de supraalimentare, x - exponentul adiabatic de compresie.

Se constata ca marirea temperaturii aerului admis creste cu cat gradul de supraalimentare este mai ridicat. De aici rezulta necesitatea racirii aerului admis la rapoarte de comprimare p_s in compresor ridicate.

Prin racirea aerului de supraalimentare pentru acelasi regim termic al pieselor motorului si aceleasi reglaje, se poate arde mai mult combustibil si in consecinta se dezvolta mai multa energie. Se apreciaza ca la fiecare 10K de scadere a temperaturii aerului de supraalimentare se realizeaza o crestere a puterii cu aproximativ 3%.

La aplicarea racirii aerului de supraalimentare trebuie sa se tina seama si de dezavantajele pe care le prezinta si anume: mareste masa si volumul motorului; schimbatorul de caldura introduce rezistente gazodinamice suplimentare care in anumite cazuri pot sa anuleze castigul de putere obtinut prin racirea aerului care patrunde in motor.

Racirea aerului se poate realiza in doua moduri:

- prin schimbatoarele de caldura, mediul racitor fiind aerul sau lichidul de racire;

- prin destinderea aerului admis.

Racirea aerului in schimbatorul de caldura

In acest caz se poate realiza:

- racirea finala la intrarea in motor (fig.26.a) in cazul in care suplimentarea se realizeaza monoetajat (metoda cea mai des intalnita la motoarele supraalimentate pentru autovehicule);

- racire intermediara, intre compresoare (fig.26.b), cand motorul este prevazut cu doua compresoare sau compresorul are mai multe etaje si permite constructiv o racire intermediata.

Cresterea gradului de supraalimentare, in cazul in care se urmareste mentinerea aceleeasi temperaturi la intrarea in motor conduce la cresterea suprafeIei de schimb de caldura a racitorului care devine foarte importanta.

Marimea schimbatorului de caldura se coreleaza cu energia suplimentara pentru deplasarea mediului de racire. Aceasta energie se scade din energia dezvoltata de motor.

Deci introducerea racirii aerului la MAC permite cresterea debitului de aer introdus in motor in special la grade mari de supraalimentare avand ca efect marirea puterii fara a le suprasolicita termic.

Pentru calculul presiunii si temperaturii la sfarsitul admisiei in cazul supraalimentarii monoetajete se considera urmatoarele:

_R - coeficientul pierderilor de presiune in schimbul de caldura adica:

unde: p_R - pierderile de presiune in schimbatorul de caldura;

E_R - coeficientul de eficienta al schimbatorului de caldura, respectiv:

unde: T_R = T_s - T_R - scaderea de temperatura in schimbatorul de caldura;

T_c = T_s - T₀ -cresterea de temperatura in compresor.

Presiunea si temperatura la sfarsitul admisiei p_a, T_a in functie de caracteristicile schimbatorului de caldura si ale compresorului sunt date de urmatoarele relatii:

si

sau

unde:     - coeficientul pierderilor la admisia in compresor  =p₁/p₀

_a- coeficientul pierderilor la admisie, respectiv _a = p₀ / p_SR

p_sr presiunea dupa schimbatorul de caldura;

_R - coeficientul pierderilor in schimbatorul de caldura adica:

In ultimii ani se constata orientarea diferit clara intre sistemele de racire a aerului de supraalimentare, in SUA folosindu-se sisteme apa-aer si sisteme de racire aer-aer in Europa.

Sistemul de racire aer-aer cu radiator frontal are un randament sporit la temperaturi joase ale mediului de racire, insa este mai voluminos decat sistemul apa-aer. Sistemul apa-aer este mai putin eficient insa este mai simplu si mai ieftin.

O interesanta dezvoltare a sistemului de racire aer-aer este utilizarea unui turboventilator alimentat cu aer de catre turbocompresor. Acest sistem este mai putin eficient decat sistemul aer-aer cu radiator frontal, insa este mai mic si performantele acestuia sunt mai aproape de cerintele motorului.

Racirea aerului prin destindere

In acest caz destinderea poate fi practicata in cilindru sau intr-o turbina.

Destinderea aerului in cilindru (metoda Miller) se efectueaza in modul urmator: aerul comprimat in grupul turbocompresor este racit intr-un schimbator de caldura pana la aproximativ 60⁰C dupa care patrunde in motor. Inainte ca pistonul sa fi ajuns in PMI supapa de admisiune se inchide si aerul aflat in cilindru se destinde, presiunea si temperatura aerului marcand o scadere. Nivelul de presiune poate fi marit prin cresterea presiunii de alimentare. Racirea este cu atat mai pronuntata cu cat supapa de admisie este inchisa mai devreme.

Metoda prezinta ca principal dezavantaj inrautatirea umplerii motorului si se aplica cu precadere la motoarele cu turatie constanta.

Destinderea aerului intr-o turbina inainte de intrarea in motor prezinta scaderi importante de temperatura.

Schema de principiu este prezentata in figura 27.

Aerul este comprimat de compresorul C_A antrenat de turbina T_A care functioneaza cu gaze de ardere dupa care intra in al doilea compresor C_B, in schimbatorul de caldura R, unde se raceste si in turbina T_B cuplata cu compresorul C_B dupa care intra in motor. In turbina T_B aerul poate avea o scadere mare de temperatura.

Datorita pierderilor din grupul turbocompresor B si din schimbatorul de caldura R, presiunea aerului la iesirea din turbina T_B va fi mai mica decat la iesirea din compresorul C_A.

Temperatura scazuta obtinuta permite presiuni mari de supraalimentare, limitatea acesteia fiind impusa numai de solicitarile mecanice ale motorului.