CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI CU ARDERE INTERNA

OBIECTIVUL calcului termic este identificarea influentelor parametrilor termogazodinamici ai gazului de lucru, format din aer si combustibil, asupra performantelor motorului si bilantului energetic al acestuia.

Acest capitol prezinta ca metoda de studiu 'SIMULAREA NUMERICA'. Prima parte este dedicata modelului de simulare a proceselor termogazodinamice din motor (subcapitolul 2.3), iar partea a doua prezinta 'Modul de utilizare' (subcapitolul 2.4) si 'Desfasurarea proiectului' (subcapitolul 2.5), subcapitole orientate asupra utilizarii modelului de calcul.

Capitolul de fata este astfel structurat, incat realizarea modelului de simulare pentru o aplicatie concreta, daca se cunosc 'Bazele teoretice', presupune utilizarea doar a 'Modului de utilizare', 'Desfasurarea proiectului' si a anexelor capitolului.

Introducere

Prin modelarea regimului termic al motorului se urmareste determinarea evolutiei in timp a parametrilor caracteristici si ai indicilor de apreciere a performantelor motorului, cu care se pot trasa caracteristicile sistemului energetic si evalua parametrii integrali in vederea comparatiei diferitelor solutii tehnice.

Modelul termo-gazodinamic poate fi ridicat pe baza mai multor categorii de ipoteze:

1. Ipoteza parametrilor constanti. Pe aceasta baza se pot stabili principalele dimensiuni si parametri globali de performanta. Relatiile modelului cuprind doar valorile integrale.

2. Modelul zero-dimensional nu poate lua in considerare fenomenele ondulatorii din galeriile de admisie si evacuare, dar le poate evalua efectul. Metoda surprinde ciclul motor functie de pozitia arborelui cotit. Fara a fi un model exact al fenomenelor termo-gazodinamice, permite evaluarea globala a performantelor si surprinderea influentei reciproce intre parametrii de stare.

3. Modelul acustic considera curgerea isentropa si deci respecta ecuatiile undei. Ipoteza este mai exacta pentru colectorul de admisie.

4. Modelul unidimensional considera curgerea anisentropa, dar ridica deja probleme ale timpului de calculatie.

5. Modelele multidimensionale necesita hard special si se bazeaza pe metoda volumelor finite, in care evolutia pe un volum de control al spatiului discretizat, se aproximeaza printr-o functie stapanita matematic.

Incepand cu modelul zero-dimensional, apropierea de realitate prin parametrii masurati, este satisfacatoare. Cu cat creste complexitatea modelului este posibil de a studia mai multe influente asupra performantelor. Ramane in sarcina proiectantului sa decida care model ii este mai util pentru scopul propus, si cat de departe trebuie mers cu disectia fenomenului, adica in ce masura un studiu de amanunt extrem, mai poate ameliora performanta ansamblului.

Modelul prezentat in acest capitol abordeaza metoda acustica pentru sistemul de admisie. Sunt puse in evidenta fenomenele majore din timpul functionarii motorului, fara complicatii matematice, care risca sa piarda imaginea de ansamblu asupra motorului. Pentru cilindru si sistemul de evacuare este adoptat un model bazat pe bilantul energetic al gazului de lucru cuprins in cilindru. Cele doua puncte de vedere pastreaza analogia cu fenomenul fizic, deci permit inginerului pastrarea legaturii conceptuale cu fenomenul studiat.

CATEGORIILE DE APLICATII. Modelul prezinta urmatoarele posibilitati de identificare:

1. - CUNOSCUT: structura sistemului, parametrii de intrare

- NECUNOSCUT: parametrii de iesire

Ex.: pentru un motor cunoscut se doreste evaluarea potentialului de performanta, adica evaluarea influentei pe care o are o anumita variatie a parametrului de intrare, a avansului la injectie de exemplu asupra puterii.

2. - CUNOSCUT: parametrii de intrare, parametrii de iesire

- NECUNOSCUT: structura sistemului si/sau parametri structurali

Ex.: aceasta categorie de probleme are drept raspuns categorii ca m.a.s.-m.a.c., injectie directa -injectie divizata, supraalimentare, geometrie si/sau distributie variabila etc.

3. - CUNOSCUT: structura sistemului, parametri de iesire

- NECUNOSCUT: parametri de intrare

Ex. problema este tipica de optimizare cum ar fi stabilirea avansului optim pentru obtinerea unei anumite puteri sau a unei anumite forme de caracteristica (cuplu cat mai constant functie de turatie la motorul de tractor).

Aceste categorii de probleme se pot pune pentru intregul motor in regim stationar sau tranzitoriu cu sau fara includerea sistemului de asistenta in comanda motorului

In functie de obiectivul aplicatiei, este dificil de precizat care sunt parametri de intrare si care de iesire, astfel ca in anexa 1, sunt grupati pe categorii functionale, urmand a constitui pentru diferitele aplicatii, fie date de intrare, fie date de control.

Problematica rezolvata prin modelul prezent

0. Analiza completa a evolutiei principalilor parametri de stare pe durata ciclului motor.

1. Studiul schimbului de gaze

- influenta fazelor de distributie;

- influenta vitezei de ridicare a supapei asupra umplerii;

- influenta distributiei variabile (functie de turatie si/sau sarcina);

- influenta numarului de supape asupra umplerii (inclusiv functie de turatie);

- influenta arhitecturii admisiei;

- analiza si sinteza supraalimentarii acustice;

- influenta supraalimentarii cu agregate speciale si a racirii intermediare;

- influenta debitului masic asupra puterii;

- influenta volumului si arhitecturii sistemului de evacuare;

- influenta conditiilor de mediu.

2. Studiul transferului de energie termica prin peretii cilindrului:

- influenta temperaturii peretilor;

- influenta conductivitatii peretilor;

- influenta numarului si grosimii straturilor ce formeaza peretele;

- ponderile energiilor transmise prin pereti;

- influenta mediului de racire;

- influenta temperaturii mediului de racire;

- influenta vitezei pistonului (a turbulentei) asupra racirii.

3. Studiul arderii

- influenta formei legii de ardere asupra bilantului energetic;

- influenta legii de ardere asupra evolutiei presiunii din cilindru;

- influenta legii de ardere asupra vitezei de crestere a presiunii;

- influenta momentului inceperii arderii;

- influenta duratei arderii asupra evolutiei presiunii din cilindru;

- influenta naturii combustibilului;

- evolutia noxelor functie de turatie.

4. Influenta principalelor dimensiuni

- influenta cursei, alezajului, cilindreei totale;

- influenta numarului de cilindrii

Pentru studiul problematicii expuse mai sus, prin calcul termic se obtin date asupra performantelor motorului in timpul transformarii energiei chimice in energie termica, ca baza pentru obtinerea energiei mecanice.

Concret este vorba de calculul parametrilor de:

- performanta dinamica (presiune, temperatura si viteza cu care se calculeaza momente si puteri);

- consum (consum specific si orar);

- noxe (participatiile masice ale produsilor poluanti);

in functie de spatiu si timp, in regim stationar, precum si obtinerea unor parametri integrali care sa permita comparatia diferitelor solutii constructive.

Bazele teoretice ale modelarii proceselor termo-gazodinamice

Principiile de realizare ale modelului

1. Pentru fiecare subansamblu este formulat un model care permite combinarea lor aleatoare in limite functionale pentru obtinerea a diferite variante constructive de motoare.

2. Modelul este realizat pentru un caz general de motor cu ardere interna si se particularizeaza pentru solutiile constructive:

-m.a.s. / m.a.c.;

-2 timpi / 4 timpi;

-aspiratie naturala / supraalimentat.

3. Pentru un motor real se considera subsistemele:

-sistem de admisie;

-cilindru;

-sistem de evacuare (fig.2.1 a).

Fiecare din aceste subsisteme este modelat astfel incat sa rezulte o legatura intre datele de intrare si cele de iesire. Datele de iesire ale sistemului de admisie sunt date de intrare pentru cilindru, iar acestea furnizeaza datele de intrare pentru sistemul de evacuare. Starea gazului se caracterizeaza in orice moment si in orice punct geometric, prin presiune p, temperatura T si viteza u. Deci acestia vor fi parametrii de legatura intre cele trei ansamble. Determinarea lor permite calculul tuturor parametrilor de performanta ai motorului sau diferitelor subsisteme, iar evolutia lor in timp descrie principalele fenomene termogazodinamice din motor.

Cilindrul este spatiul geometric destinat pentru transformarea energiei chimice in energie termica (arderea) si transformarea acesteia in energie mecanica.

Sistemul de admisie are rolul de a dirija aerul spre cilindru, intervenind in starea sa energetica.

Dupa cum se va constata din modelul cilindrului, starea gazului intervine direct in bilantul energetic si deci in capacitatea de a efectua lucru mecanic. Deci se va cauta fie diminuarea pierderilor in sistemul de admisie, fie montarea unor dispozitive, capabile sa intervina asupra celor trei parametrii caracteristici: conducte de geometrie variabila (modifica viteza u), compresoare (modifica presiunea p) si racitoare (modifica temperatura T). Pentru fiecare din aceste subsisteme este necesar a cunoaste o functie de transfer, care sa descrie in ce masura se modifica parametrii de intrare la parcurgerea subsistemului. Fiecare din elementele enumerate, este destinat pentru variatia unui parametru, dar intervine si asupra unuia complementar (sectiunea variabial modifica si presiunea, compresorul temperatura si racitorul din nou presiunea). Acest punct de vedere considera subsistemele cutii negre (black box), despre care mai mult se cunoaste in ce masura modifica parametrii de intrare, decat detalii constructive. Pentru proiectant este posibila in acest fel o libertate deplina de a combina subsistemele conform cu nivelul de performanta propus, fara a intra in detalii constructive, pastrand astfel permanent imaginea ansamblului. Subsistemele se vor lega intre ele prin cei trei parametrii caracteristici ai gazului (presiune, temperatura si viteza).

Sistemul de evacuare dirijeaza gazele arse spre exterior, intervenind si el asupra starii gazului. Consideratiile de la sistemul de admisie sunt valabile si la acest subsistem.

Sistemelor de admisie si de evacuare le sunt comune o serie de elemente, pentru care se va realiza un singur model, apelat fie pentru a simula un proces din sistemul de admisie fie din cel de evacuare. Aceste subsisteme sunt:

Colector - sau conducta (de admisie sau evacuare);

Rezervor (spatiu de pe traseul gazelor, in care viteza este neglijabila, supus schimbului de energie termica, nu insa arderii);

Sisteme pentru schimb de lucru mecanic (compresoare si turbine).

In figura 2.1 b este reprezentata analogia intre motorul real si modelul sau cu subsistemele definite mai sus.

4. Modelul este construit pe baza urmatoarelor ipoteze:

-Evolutia parametrilor de stare este cvasistationara; se admite ca pe intervalul de timp considerat, valoarea parametrilor este constanta

-Gazele respecta ecuatia de stare a gazelor perfecte;

-Viteza de curgere este unidimensionala, si se neglijeaza in cilindru si rezervoare;

-Se neglijeaza pierderile de gaze in carter;

-Arderea se considera ca aport de energie externa.

Modelul cilindrului

Gazul de lucru cuprins la un moment dat in cilindrul motorului este considerat un sistem termodinamic deschis, aflat sub actiunea interactiunilor externe.

Necunoscutele pentru acest model sunt presiunea si temperatura gazului. Se considera ca viteza se anuleaza prin disipatie in miscarea turbulenta a incarcaturii.

Pentru determinarea celor doua necunoscute se foloseste bilantul energetic al gazului si ecuatia de stare a gazelor perfecte.

Bilantul energetic se scrie pentru un sistem deschis (schimbului de masa si energie) d.p.d.v termodinamic, conform figurii 2.2 a. Spatiului geometric delimitat de chiulasa piston si cilindrii, se ataseaza un volum de control pentru care se formuleaza bilantul energetic:

(2.1)

care exprimat in cuvinte arata ca: Energia interna a gazului cuprins in volumul de control, se modifica in timp prin schimbul de lucru mecanic (W) la nivelul pistonului, prin transferul de energie termica prin pereti (Q_p) prin energia termica degajata in urma arderii combustibilului(Q_c) si prin fluxul de entalpie al curentilor de gaze care patrund si/sau parasesc volumul de control H_a si H_e.

In continuare sunt explicitati termenii bilantului.

Observatie: In timpul functionarii exista perioade de timp cand unul sau mai multi termeni sunt nuli.

In figura 2.2 b este reprezentat un tabel calitativ, in care pe orizontala sunt trecuti termenii bilantului energetic, iar pe verticala, pozitia unghiulara a arborelui cotit, care marcheaza baza de timp, iar in tabel sunt trecute corespunzator perioadelor de timp, valorile nule sau diferite de zero a termenilor bilantului energetic. Se disting mai multe perioade functionale care impun anularea diferitilor termeni ai bilantului energetic. De aceste perioade este necesar a se tine seama in calculul cilindrului. Pozitia unghiulara zero, marcheaza punctul mort superior in timpul admisiei.

Fig.2.2b: Marimea calitativa parametrilor bilantului

Perioadele calitative sunt:

0 - i.s.e.: Perioada de baleiaj este cuprinsa intre pozitia pistonului in punctul mort superior si momentul inchiderii supapei de evacuare. Gazele curg in si spre mediu prin ambele supape care sunt deschise.

i.s.e. - i.s.a.: Perioada propriu-zisa de admisie intre momentul inchiderii supapei de evacuare si momentul inchiderii supapei de admisie, este lipsita de entalpia gazelor prin sistemul de evacuare si de energia termica a arderii.

i.s.a. - IA: Perioada de comprimare in care supapele sunt inchise, insa nu are loc inca arderea, este cuprinsa intre momentul inchiderii supapei de admisie si inceputul arderii.

IA - SA: Arderea este cuprinsa intre un moment de inceput si de sfarsit (supapele sunt inchise dar are loc furnizare de energie termica in urma arderii).

SA - d.s.e.: Perioada cuprinsa intre sfarsitul arderii si deschiderea supapei de evacuare este perioada de destindere in care supapele sunt inchise, dar arderea s-a intrerupt.

d.s.e - d.s.a.: Perioada dedicata evacuarii are doar supapa de evacuare deschisa.

d.s.a. - 720: O data cu deschiderea supapei de admisie incepe baleiajul descris la punctul 1, si ciclul se reia.

Se constata ca sunt afectati de anulare, doar termenii entalpia gazelor schimbate cu mediul si energia termica furnizata in urma arderii.

Lucrul mecanic si energia pierduta prin pereti isi modifica doar semnul in timpul functionarii. Semnul pozitiv va corespunde cresterii energiei gazului cuprins in volumul de control, iar semnul negativ cedarii de catre acesta a energiei. Din punctul de vedere al utilizatorului, este urmarita maximizarea lucrului mecanic negativ, deoarece daca acesta este cedat de gaz inseamna ca va fi preluat la arborele cotit.

La termenul care descrie energia pierduta prin pereti, se va urmari minimizarea valorilor negative,deoarece acestea descriu partea din energie, care este cedata de gaz, dar nu transformata in lucru mecanic util. Recuperarea sa ulterioara este de asemenea extrem de dificila (este preluata de obicei pentru climatizarea habitaclului automobilului).

VARIATIA DE LUCRU MECANIC (dW/dt)

Lucrul mecanic definit ca energia primita sau cedata mediului de un sistem termodinamic prin deplasarea unei suprafete active, are expresia:

(2.2)

unde: p - presiunea din cilindru

V - volumul momentan aflat deasupra pistonului

Acesta este compus din volumul camerei de ardere (constant) si din volumul cursei pistonului. Expresia sa, este:

(2.3)

unde: V_ca - volumul camerei de ardere se calculeaza cunoscand raportul de compresie e cu relatia:

(2.4)

x - spatiul parcurs de piston la un moment dat, masurat din p.m.s.. Acesta rezulta din cinematica pistonului:

(2.5)

D - alezajul cilindrului (daca nu este cunoscut se adopta conform capitolului 'Desfasurarea proiectului').

Variatia in timp a lucrului mecanic, este:

(2.6)

Termenul dp/dt se anuleaza, deoarece se considera in ipoteza evolutiei cvasistationare, ca pe intervalul de calcul considerat, valoarea parametrilor de stare este constanta.

v - reprezinta viteza pistonului (vezi 'Cinematica mecanismului motor'):

(2.7)

VARIATIA ENERGIEI TERMICE SCHIMBATE PRIN PERETI

Acest proces are loc prin convectie si prin radiatie, ponderea determinanta avand-o transferul prin convectie.

Calculul procesului se poate conduce in doua variante:

1. Calculul energiei transmise prin pereti, tinand seama de temperatura peretelui.

2. Calculul energiei transmise prin pereti, tinand seama de temperatura lichidului de racire.

Pentru varianta 1, ecuatia transferului de energie este:

(2.8)

unde: a - coeficientul de convectie al gazului in [W/m K]. Valoarea sa depinde de presiunea, temperatura si starea de miscare a gazului, conform relatiei:

(2.9)

p - presiunea gazului din cilindru in [bar];

T - temperatura gazului din cilindru in [K].

Ecuatia coeficientului de convectie este determinata semiempiric si constituie un compromis intre exactitate si complexitate. In literatura de specialitate exista numeroase relatii care modeleaza acest coeficient.

De miscarea gazului se tine seama prin viteza medie a pistonului:

(2.10)

unde cu S s-a notat cursa si cu n turatia motorului.

A - aria suprafetei prin care are loc transferul de energie. La motor se disting trei categorii de suprafete:

A₁-aria chiulasei care se adopta constructiv (vezi 'stabilirea datelor initiale');

A₂-aria expusa de partea cilindrului;

(2.11)

A₂ depinde de pozitia momentana a pistonului

A₃-aria pistonului:

(2.12)

T - temperatura momentana a gazului;

T_p - temperatura momentana a peretelui.

Valoarea sa este considerata constanta in regim stabilizat datorita inertiei termice a materialului peretilor, dar difera intre piesele motorului.

O sinteza a valorilor experimentale a temperaturii peretilor este redata in anexa 2.

Pentru calcule simplificate se poate utiliza, ecuatia:

(2.13)

unde h - coeficientul de umplere (vezi 'stabilirea dimensiunilor principale');

n - turatia momentana a motorului;

D - alezajul cilindrului.

Cu consideratiile de mai sus ecuatia fluxului de energie termica prin pereti este data de expresia:

(2.14)

sau cand se iau in considerare temperaturi diferite pentru chiulasa (T₁), cilindru (T₂) si piston (T₃):

(2.15)

A doua varianta de calcul a fluxului termic ce tine seama de temperatura (T_fr) si natura (a) fluidului de racire se bazeaza pe ecuatia:

(2.16)

unde: k este coeficientul de transfer de energie termica, care se calculeaza cu expresia cunoscuta din termodinamica:

(2.17)

unde: a - coeficientul de convectie al gazului din cilindru;

a_l - coeficientul de convectie al fluidului de racire (anexa 2);

b_i - grosimea peretelui i prin care are loc transferul de energie termica;

l_ti - coeficientul de conductivitatea termica al materialului peretelui i (anexa 2).

Insumarea dupa i se face cand exista mai multi pereti care marginesc spatiul de lucru.

VARIATIA DE ENERGIE TERMICA REZULTATA IN URMA ARDERII COMBUSTIBILULUI

Prin arderea unei cantitati C [kg] de combustibil care are puterea calorica inferioara H_i [J/kg] rezulta cantitatea de energie termica Q_c [J], cu relatia:

(2.18)

care tine seama ca transformarea reactantilor in produsi de reactie are loc cu un anumit randament, randamentul transformarii h_t, si transformarea energiei chimice in energie termica se face cu randamentul arderii h_a.

Variatia in timp a energiei termice rezulta derivand expresia 2.18:

(2.19)

in care dC/dt are semnificatia cantitatii de combustibil arse (si nu injectate) in unitatea de timp. Asadar pentru modelarea desfasurarii arderii la m.a.c., nu se poate utiliza legea de injectie, datorita intarzierii la autoaprindere.

Vibe a propus o lege matematica pe baza analizei termodinamice a proceselor din motor, pentru modelarea desfasurarii arderii:

(2.20)

unde:

(2.21)

Cu notatiile (2.21), rezulta expresia:

(2.22)

Semnificatia termenilor:

C - cantitatea de combustibil arsa din momentul inceperii arderii, pana in momentul curent de calcul t;

C₀ - cantitatea de combustibil arsa pe ciclu:

(2.23)

unde: P_ef - puterea efectiva;

c - consumul specific (adoptat din anexa 1);

n_p - turatia pompei de injectie la m.a.c.. La m.a.s. este turatia motorului pentru 2 timpi sau jumatatea sa la 4 timpi;

i - numarul de cilindri;

t - timpul scurs de la inceputul arderii;

t₀ - durata arderii

a - factor ce tine seama de randamentul transformarii:

Valoarea de 6.9 este folosita in marea majoritate a cazurilor.

m - factorul de forma al functiei Vibe. Acesta provoaca formele de functii reprezentate in figura 2.3. In concluzie se pot modela diferite tipuri de arderi, modoficand parametrul m. Valorile sale sunt sintetizate in anexa 3 pentru diferite categorii de motoare.

H_i - puterea calorica inferioara a combustibilului. Valori pentru combustibilii obisnuiti sunt redati in anexa 3. In acelati tabel sunt trecute si valorile cantitatii minime de aer necesara arderii (L_min).

h_a - randamentul arderii depinde de conditiile de functionare si variaza in domeniul 0,85.0,99. Pentru regim stationar se adopta de obicei valoarea maxima.

Modul obisnuit de analiza a proceselor din motor se face folosind ca baza de timp pozitia unghiulara a arborelui motor. Pentru a putea folosi mai usor relatia (2.22), din acest punct de vedere, se fac urmatoarele transformari:

- se amplifica y cu viteza unghiulara care face legatura intre parametrul timp si parametrul pozitie unghiulara:

(2.24)

Numaratorul este durata in grade de rotatie arbore motor scursa de la inceputul arderii pana in momentul curent si este diferenta intre pozitia momentana a arborelui si unghiul care marcheaza inceputul arderii (IA) (! Nu inceputul injectiei).

Numitorul reprezinta durata totala a arderii in grade rotatie arbore motor (DA).

Cu aceasta transformare termenii ecuatiei (2.30) se pot calcula functie de unghiurile arborelui motor.

In expresia (2.22) se inlocuieste t₀ functie de pozitia unghiulara, prin aceeasi viteza unghiulara, ceea ce duce la expresia:

(2.25)

Raportul 180/p transforma durata arderii DA exprimata in grade RAC in radiani.

Observatie:

Procesul arderii se modeleaza prin functia Vibe cunoscand trei marimi caracteristice:

- unghiul de inceput al arderii (IA)

- durata arderii in grade RAC (DA)

- valoarea factorului de forma Vibe (m)

Pentru cele trei marimi sunt sintetizate in anexa 3 valorile numerice functie de tipul motorului.

ENTALPIA GAZELOR CARE TRANZITEAZA CILINDRUL

Entalpia unui gaz este definita ca fiind continutul total de energie pe care acesta il contine, inclusiv energia sa de formare. Aceasta parte nu se poate modifica, astfel incat atunci cand vom vorbi de entalpia gazului, vom considera doar partea de energie pe care o contine fara energia de formare a compusilor.

Relatia matematica a entalpiei, este:

(2.26)

care derivata:

(2.27)

arata ca fluxul de entalpie depinde de debitul masic si de entalpia unitatii de masa (h = c_p T).

Expresia debitului care patrunde prin organul de distributie (supape, distribuitoare, ferestre), este:

(2.28)

cu

(2.29)

numita functia de debit si:

(2.30)

Observatie!: Daca exista mai multe supape pe cilindru, debitul care tranziteaza cilindrul va fi format din suma debitelor corespunzatoare fiecarei supape. Avand in vedere influenta reciproca intre curenti, se adopta pentru coeficientul de debit valorile inferioare ale domeniului de imprastiere, daca supapele de acelasi fel sunt paralele, si valorile maxime ale coeficientului de debit, daca supapele de acelasi fel sunt dispuse pe diagonala.

n - numarul de supape

m - coeficientul de debit al organului de distributie, tine seama de pierderile gazodinamice care apar in timpul curgerii prin acest punct. Valoarea sa se determina experimental. Valori obisnuite sunt sintetizate in anexa 4, pentru diferite solutii constructive.

A - aria geometrica disponibila curgerii la un anumit moment.

Expresia sa difera in functie de tipul organului de distributie si de tipul actionarii supapei.

Pentru distributia prin supape, este aria descrisa prin deplasarea supapei:

(2.31)

d - diametrul canalului in dreptul supapei

h - inaltimea de ridicare momentana a supapei;

Valoarea sa momentana se determina din calculul mecanismului de distributie. Pentru un calcul operativ se poate utiliza anexa 5.;

g - unghiul de inclinare al talerului supapei.

Pentru distributia prin ferestre, este aria pe care o descopera pistonul in miscarea sa:

(2.32)

n - numarul de ferestre;

b - latimea unei ferestre;

x - cursa pistonului;

S_u -cursa utila a pistonului.

p_l - presiunea in amonte de punctul de perturbare a curgerii (in fata supapei de admisie);

r_l - densitatea gazului in amonte de supapa;

(2.33)

T_l - temperatura gazului in amonte de supapa - se preia din calculul sistemului de admisie;

Q - raportul presiunilor:

(2.34)

Indicele 1 se refera la punctul din amonte de elementul prin care se calculeaza debitul, iar indicele 2 la punctul din aval:

- pentru admisie 1 - punctul din amonte de supapa de admisie;

2 - cilindrul;

- pentru evacuare 1 - cilindrul;

2 - punctul din aval de supapa de evacuare.

Ecuatiile generale ale entalpiei si debitului isi mentin valabilitatea indiferent de zona unde sunt aplicate, admisie sau evacuare.

Atribuind indicele 'a' pentru admisie si 'e' pentru evacuare, rezulta debitul masic care tranziteaza cilindrul:

(2.35)

si entalpia care il insoteste:

(2.36)

data de diferenta entalpiei gazelor admise si a celor evacuate.

PARAMETRII DE STARE

In acest paragraf sunt analizati parametri de stare: calduri specifice la presiune si volum constante, constanta gazului si exponentul adiabatic, pentru gazul din cilindru.

Valoarea acestor parametri se modifica in functie de conditiile de functionare din motor (presiune, temperatura si compozitia gazului). Se face distinctia intre aer si gaze arse.

Valorile numerice pentru aer sunt date in anexa 3, fiind utile in calculul sistemului de admisiei si a entalpiei gazelor admise. Pentru gazele de ardere, la care valoarea parametrilor de stare se modifica continuu, se folosesc cu relatiile de mai jos. In calculul sistemului de evacuare se preiau parametrii de stare ai gazului din cilindru la sfarsitul destinderii.

Pentru caldura specifica la presiune constanta se foloseste relatia empirica:

(2.37)

a carei coeficienti difera functie de domeniul de temperatura:

Observatie!: Exista numeroase lucrari care indica relatii pentru acest parametru, cat si dependente de presiune si compozitie, dar dependenta de acesti ultimi factori este relativ scazuta.

Pentru constanta gazului se demonstreaza, pe baza compozitiei gazelor arse, ca nu difera pentru aer si gaze arse decat printr-o unitate, diferenta nesemnificativa (valoarea numerica vezi in anexa 3).

Cu cei doi termeni definiti anterior se obtin si ceilalti doi:

(2.38)

si

(2.39)

TRANSFORMAREA ECUATIEI ENERGIEI

Pana la acest punct au fost explicitati termenii din dreapta ecuatiei care exprima bilantul energetic al cilindrului (vezi ecuatia 2.1). In continuare este transformata partea stanga a ecuatiei.

Pornind de la definitia energiei interne a intregii mase de gaz cuprinse in volumul de control:

(2.40)

se deriveaza conform regulii produsului:

(2.41)

pentru a obtine variatia sa in timp.

Tinand seama de definitia energiei interne a unitatii de masa, rezulta ecuatia:

(2.42)

dm/dt - debitul masic care tranziteaza cilindrul (ecuatia 35);

c_v - caldura specifica la volum constant (vezi paragraful 5);

m - masa de gaz cuprinsa la un moment dat in volumul de control;

(2.43)

m₀ - este masa de gaz aflata initial in cilindru:

(2.44)

Indicii zero descriu starea gazului la inceputul calculului.

dt este baza de timp in secunde si se exprima functie de Da (baza de timp exprimata in RAC) si turatia de functionare n.

Notand cu X termenul din dreapta ecuatiei bilantului energetic si tinand seama de transformarea energiei interne (2.41), rezulta ecuatia:

(2.45)

care exprima transformarea temperaturii gazului cuprins in volumul de control in urma interactiunii sale ca sistem deschis cu mediul, interactiune descrisa de termenii uniti sub notatia X.

Pentru a obtine o ecuatie si pentru al doilea parametru de stare independent, presiunea, ecuatia generala a gazelor perfecte:

(2.46)

se deriveaza:

(2.47)

ecuatie care furnizeaza expresia transformarii presiunii in urma interactiunilor externe. Termenii care intervin sunt cunoscuti din deducerea expresiilor care apar in bilantul energetic.

Ecuatiile (2.45) si (2.47), care furnizeaza baza de calcul a parametrilor de stare presiune si temperatura, exprima transformarea lor in functie de timp. Ele formeaza un sistem cu derivate partiale de ordinul intai, rezolvabil prin metoda Runge-Kutta.

Un calcul suficient de exact se poate obtine si prin metoda diferentelor, calculata la un pas de timp suficient de mic pentru a asigura convergenta metodei. Aceasta metoda are avantajul ca furnizeaza permanent o imagine asupra transformarii starii gazului. Principiul metodei este aproximarea derivatei prin diferente.

Pentru ambele metode este necesara transformarea ecuatiilor exprimate in functie de timp, pentru a le putea raporta la pozitia unghiulara.

Derivand expresia parametrului oarecare F, functie de timp, tinand seama ca depinde si de pozitia unghiulara rezulta expresia:

(2.48)

de unde se obtine:

(2.49)

Raportul da/dt este viteza unghiulara momentana w.

Variatia functie de pozitia unghiulara devine:

(2.50)

Ecuatia explicitata pentru presiune si tempeartura formeaza sistemul de ecuatii rezolvabil prin metoda Runge-Kutta.

Pentru metoda diferentelor, in care derivata se inlocuieste printr-o diferenta, rezulta expresia generala:

(2.51)

cu care se exprima noua valoare a parametrului obtinuta in urma interactiunilor X, in unitatea de timp corespunzatoare rotirii a Da grade.

Explicitand pentru marimile termodinamice necunoscute, rezulta expresia:

(2.52)

si

(2.53)

In ecuatiile de mai sus, indicele 1 exprima valoarea parametrilor de stare la inceputul pasului de calcul, iar 2, la sfarsit.

! Pasul unghiular trebuie introdus in radiani !

In ambele metode este necesara evaluarea bazei de timp, adoptata in majoritatea cazurilor la un grad rotatie arbore cotit. Pentru calcule manuale se accepta si 3 grade, insa exista pericolul instabilitatilor numerice.

EVALUAREA EMISIILOR NOCIVE

La ora actuala pe langa parametri energetici ai motorului impusi de dorinta de deplasare a conducatorilor auto, se limiteaza prin lege emisia de noxe. Pentru determinarea compozitiei gazelor arse au fost concepute numeroase modele, mai mult sau mai putin exacte, dar care necesita efort de calcul extrem de mare.

Pentru a evita aceste dificultati se utilizeaza nomograme, care cuprind compozitia gazelor functie de temperatura si dozaj. Avand cele dou marimi din calculul termic descris mai sus este posibila evaluarea noxelor apeland la nomograme (vezi anexa 6).

OBSERVATII

Daca procesul de ardere al m.a.c. se desfasoara in camera divizata, atunci se foloseste pentru aceasta exact modelul cilindrului expus, dar adoptand o lege de ardere corespunzatoare (conform exemplelor din anexa 3).

Pentru motorul in doi timpi cu baleiaj in carter, carterul este modelat printr-un 'rezervor' si integrat in sistemul de admisie. Se foloseste modelul 'cilindrului', cu particularitatea absentei fluxului de energie termica rezultat in urma arderii combustibilului.

Modelerea proceselor din sistemul de admisie

Sistemul de admisie are rolul de a dirija aerul de la mediu spre cilindri, intervenind in starea sa energetica.

Discutia se poarta in jurul aerului deoarece majoritatea motoarelor (m.a.s. si m.a.c.) formeaza amestecul prin injectie cel mai devreme in poarta supapei zona care deja nu mai apartine sistemului propriu-zis de admisie. Daca amestecul este pregatit in carburator, ponderea masica a combustibilului este in jurul valorii de 1/14, valoare neglijabila.

Interventia enetgetica consta in cresterea entropiei gazului prin transferul de energie termica la nivelul peretilor, prin frecarea gazului cu peretele si prin frecarile interne ale gazului (turbulenta). Nivelul energetic al gazului admis (entalpia), va fi cu atat mai mare cu cat aceste pierderi vor fi mai mici. Pe traseul de admisie pierderile sunt minimale comparativ cu sistemul de evacuare, datorita vitezelor mai mici de curgere.

Avand in vedere ca gazul admis prin entalpia sa intervine direct in bilantul energetic, si in capacitatea de a efectua lucru mecanic, se folosesc sisteme pe traseul de admisie care sa creasca nivelul sau energetic. Aceste interventii sunt de natura mecanica (efectuarea de lucru mecanic prin compresoare) si de natura termica (schimb de caldura prin racitoare de aer).

Pentru toate aceste sisteme se formeaza cate un model de calcul.

Modelarea curgerii in conductele motorului

Curgerea in conducta are un caracter nestationar (parametrii: presiunea p, temperatura T si viteza u, variaza in timp). Acest caracter este imprimat de geometria variabila a spatiului de curgere care rezulta in timpul functionarii motorului: miscarea pistonului si obturarea orificiilor schimbului de gaze.

In ipoteza isentropiei se considera ca miscarea gazului respecta ecuatia undei:

(2.54)

unde:

p - presiunea din conducta;

t - timpul;

x - spatiul curent;

a - viteza sunetului.

unde: k - exponentul adiabatic al gazului (vezi anexa 3);

R - constanta gazului (vezi anexa 3);

T - temperatura gazului.

Aceeasi ecuatie se poate scrie si pentru evolutia vitezei.

Intre presiune si viteza exista ecuatia de legatura (ecuatia de continuitate):

(2.55)

Ecuatia diferentiala cu derivate partiale admite o solutie de forma:

(2.56)

in care p₀ rezulta din conditiile limita.

Fie indicii 1 si 2 care marcheaza valorile parametrilor de stare la capetele unei conducte de lungime L, avand aria sectiunii transversale S (fig.2.4. a). Pentru aplicatiile practice este util a formula o matrice de transfer intre intrarea si iesirea din conducta, care in functie de problema concreta poate fi utilizata in orice combinatie de date de intrare. Matricea de transfer are forma generala:

(2.57)

cu termenii:

(2.58)

Obtinuti din conditia ca solutia (2.56) este valabila si la capatul conductei.

Daca sistemul de admisie este format din mai multe conducte inseriate intr-un anumit mod (de exemplu ca in figura 2.4. a, atunci se cupleaza matricile de transfer a celor n conducte, conform relatiei:

(2.59)

Tinand seama ca iesirea primei conducte este intrare pentru urmatoarea.

U - debitul volumic: U = u S;

r - densitatea aerului in conditiile de temperatura din conducta;

j - unitatea complexa (j =-1);

k - reprezinta numarul de unda, prin expresia:

(2.60)

n - este frecventa de excitatie. Sursa de excitatie la motor este miscarea alternativa a pistonului.

Avand in vedere ca la un motor in patru timpi cu i cilindrii apar la doua rotatii ale arborelui cotit, i timpi de admisie care dureaza o jumatate de rotatie rezulta ecuatia de legatura intre frecventa de excitatie si turatia motorului:

Impartirea la 60 este necesara pentru transformarea minutelor din expresia turatiei in secunde.

Exemplu: pentru un motor cu trei cilindrii (i = 3) frecventa de excitatie este f = N / 40.

Folosind matricea de transfer a sistemului de admisie se poate dimensiona sistemul pentru supraalimentare acustica, impunand maximizarea raportului intre presiunea la intrarea in sistem si cea de la iesire:

(2.62)

Conditia ca numitorul raportului sa fie zero, face legatura intre parametrii functionali (turatie prin frecventa) si cei geometrici (care apar in matricile de transfer). In calcule se poate aproxima tangenta si sinusul cu unghiul.

Este simplu de intuit ca rezonanta apare la o singura turatie pentru o geometrie fixa. Evolutia calitativa a lungimii conductei de admisie optime functie de turatie este reprezentata in figura 2.4 b, folosind relatia:

(2.63)

valabila doar pentru exemplul consructiv din figura 2.4 a.

Din pacate sistemul in afara punctului de rezonanta constituie o rezistenta locala, motiv pentru care este necesara fie o geometrie variabila, fie cuplarea sa cu alte sisteme de supraalimentare pentru zonele defavorizate din punct de vedere gazodinamic. Cuplarea clasica la motoarele de serie este supraalimentarea acustica la turatii joase unde turbosuflanta lucreaza defavorabil.

In figura 2.5 este reprezentat cuplul in diferite variante de supraalimentare acustica. Cresterea estimata de cuplu este data de relatia empirica scrisa pentru sistemul din figura 2.4 a.

(2.64)

in care se introduc dimensiunile in [m].

Pentru a integra sistemul cu supraalimentare acustica in calculul ciclului motor trebuie sa se tina seama de faptul ca curgerea este anisentropa. Cresterea de presiune in urma supraalimentarii acustice se aproximeaza procentual tot prin relatia (2.64), tinand seama de proportionalitatea care exista intre presiunea de admisie si presiunea medie efectiva, iar aceasta este proportionala cu momentul motor.

Observatie: Supraalimentarea acustica este extrem de eficienta deoarece comprimarea prin unde de presiune este adiabata, avand in vedere ca timpul de compresie este prea scurt pentru transfer de energie termica.

Modelarea supraalimentarii cu agregate speciale

Dupa cum am aratat la expunerea modelului cilindrului, fluxul de entalpie admis creste energia interna si deci potentialul de putere al motorului. Asupra acestui termen se poate interveni prin debitul masic si prin temperatura gazelor admise. A doua posibilitate implica scaderea densitatii si deci scaderea debitului admis, efect care este mai important decat nivelul temperaturii, deoarece nu poate fi arsa o cantitate mai mare de combustibil, ceea ce scade puterea litrica.

Prima posibilitate (debitul masic) este modalitatea principala de a influenta puterea unui motor construit (avand in vedere ca puterea este aproximativ proportionala cu debitul masic aspirat). Privind ecuatia de debit (2.28), se constata si posibilitatile de crestere a debitului:

marirea coeficientului de debit (arhitectura canalizatiei, forma organelor de distributie);

marirea ariei disponibile de curgere (numar de supape, viteza de actionare a organelor de distributie);

cresterea raportului presiunilor (supraalimentare).

Aceasta crestere este limitata de forma functiei de debit F (ec.2.29), care arata ca debitul creste doar pana la un anumit raport de comprimare in suflanta.

Primele doua modalitati au fost tratate la analiza fluxului de entalpii prin cilindru, urmand ca in continuare sa prezentam pe scurt a treia posibilitate, pentru care este necesara montarea unui compresor pe traseul de admisie, ce constituie pentru ansamblul motorului un subsistem care transforma parametrii de intrare. Pentru proiectantul de motoare se pune cel mai frecvent problema de a gasi agregatul optim de supraalimentare si de a face ca acesta sa functioneze cat mai bine impreuna cu motorul. Din acest punct de vedere este importanta cunoasterea functiei de transfer a agregatului (caracteristica care leaga parametrii de intrare cu cei de iesire).

Procesul de comprimare se produce cu consum de energie si cu un anumit randament care depinde de conditiile de functionare. Obiectivul acordarii motorului cu agregatul de supraalimentare este de a asigura functionarea motorului intr-un domeniu de functionare al compresorului caracterizat prin randamente cat mai mari.

Pentru aceasta este necesara cunoasterea caracteristicii compresorului si cunoasterea plasarii domeniului de functionare al motorului in aceasta caracteristica.

Agregatele de supraalimentare sunt d.p.d.v. al modului de actionare (fig.2.6 a):

mecanice (energia de antrenare este preluata de la arborele cotit al motorului);

turbosuflante (pentru antrenarea compresorului este folosita o turbina in care se destind gazele arse care parasesc cilindrul);

agregat cu unde de presiune (aerul este comprimat direct de catre gazele arse intr-un rotor celular).

Tabelul 2.1

Variantele constructive de compresoare sunt prezentate in figura 2.6 , iar in anexa 7 sunt sintetizate caracteristicile functionale, trasate in coordonate adimensionale.

Pentru usurarea decizei adoptarii unui agregat de supraalimentare, sunt sintetizate in tabelul 2.1, criteriile de alegere a agregatelor.

S-a notat:

1. turbosuflanta;

2. turbosuflanta (perfectionata) in tehnologie viitoare;

3. agregat cu unde de presiune;

4. supraalimentare mecanica.

In figura 2.7 sunt reprezentate caracteristicile externe ale unui motor de referinta supraalimentat dupa cele trei procedee.

Legatura motor agregat de supraalimentare se face diferit pentru cele trei tipuri de agregate.

Pentru supraalimentarea mecanica pornind de la turatia motorului rezulta turatia compresorului adoptand un raport de transmitere si cu debitul de aer cunoscut din calculul gazodinamic rezulta presiunea de supraalimentare din caracteristica reprezentata in anexa 7.

O alta varianta presupune adoptarea unei presiuni de supraalimentare (din necesitatea obtinerii unei anumite presiuni medii efective - vezi 'desfasurarea proiectului'); la intersectia curbei de presiune constanta cu caracteristica de consum a motorului, rezulta de pe caracteristica compresorului, turatia sa de antrenare.

De puterea necesara antrenarii compresorului, calculata cu relatia:

(2.65)

trebuie tinut seama in determinarea puterii efective a motorului.

Pentru motorul turbosupraalimentat, motorul este cuplat termodinamic atat cu compresorul cat si cu turbina, iar compresorul si turbina sunt cuplate mecanic. Toate cuplajele sunt afectate de pierderi, de care se tine seama prin randamente isentrope la cuplajul termodinamic, si prin randament mecanic la cuplajul mecanic. Pentru studiul motorului turbosupraalimentat sunt necesare date, care in functie de problema de studiu se folosesc diferit. Semnificatia indicilor si parametrii caracteristici se preiau de pe schema de calcul reprezentata in anexa 7.

Date si relatii necesare:

1. Puterea necesara antrenarii compresorului (ec.2.65)

- randamentul isentropic este trecut in caracteristica compresorului (anexa 7)

2. Puterea necesara antrenarii turbinei:

(2.66)

h_T -randamentul isentropic al turbinei. De obicei este indicat in caracteristicile turbinelor (anexa 7) produsul dintre randamentul isentrop al turbinei si randamentul mecanic al agregatului turbosuflanta.

Factorul de referinta de pe caracteristica turbinei, este cifra caracteristica u_T/c₀, unde:

u_T - viteza periferica a turbinei;

c₀ - viteza ideala a gazului in turbina.

(2.67)

Debitul masic prin turbina se calculeaza cu ecuatia de debit (2.28), in care se introduc presiunile p₃, p₄ si coeficientul de debit reprezentat in caracteristica turbinei (anexa 7).

Debitul masic prin compresor este cel care trece si prin motor si se calculeaza cu ecuatiile (2.71), (2.72) inmultite cu densitatea aerului in aval de compresor.

Tinand seama ca in regim stationar pentru turbosuflanta, puterea turbinei este cedata compresorului, se obtine ecuatia gradului de supraalimentare:

(2.68)

cu:

(2.69)

Indicele a se refera la aer, g la gaze arse.

R - constanta gazului

k - exponentul adiabatic

h - randamentul global al turbosuflantei

(2.70)

i = 3.5

Problematica care apare la motorul turbosupraalimentat se poate judeca pe ecuatia 2.68. Sub forma data se poate determina presiunea de supraalimentare in functie de conditiile functionale, sau transformand ecuatia 2.68 se poate obtine un raspuns la intrebarea: ce conditii functionale sunt necesare pentru a obtine o anumita presiune de supraalimentare, care rezulta fie din conditia de a obtine o anumita presiune medie efectiva, fie de a nu depasi limita de rezistenta (m.a.c.) sau pe cea de detonatie (m.a.s.).

Daca se cunoaste presiunea necesara de supraalimentare, de pe caracteristica compresorului, se determina la intersectia curbei de presiune constanta cu cea de debit (debitul absorbit de motor) punctul de functionare, respectiv turatia si randamentul isentrop;

Se verifica daca si alte debite corespunzatoare altor turatii, se incadreaza pe caracteristica compresorului;

Avand turatia si randamentul rezulta puterea necesara turbinei pentru a realiza respectivul raport de compresie;

Din parametri care intervin in ecuatia puterii turbinei, rezulta conditiile de realizare a acestei puteri. De exemplu debit, temperatura gazelor arse, etc.

O alta problema care se poate pune este determinarea presiunii de supraalimentare pe care o poate da energia gazelor de evacuare, in conditiile unui randament al turbinei cat mai eficient.

Observatie: In general, curba de consum a motorului se plaseaza in zona turatiilor scazute iar in zona turatiilor inalte se limiteaza presiunea la valori limita (detonatie la m.a.s., solicitari mecanice la m.a.c.) prin devierea unei cantitati din gazele arse pe langa turbina.

Caracteritica din anexa 7 este trasata in coordonate adimensionale, si plasarea curbelor de consum ale motorului in aceasta caracteristica este idealizata. Cand se va adopta din oferta firmelor constructoare agregatul de supraalimetare, se va avea in vedere ca suprapunerea intre caracteristica ideala si cea oferita sa fie cat mai buna. Se va adopta acea caracteristica care prin scaderea debitului, intra in zone cu randament mai mare, deoarece in acest caz, se obtine o compensare a puterii cu altitudinea (deoarece cu altitudinea scade densitatea si implicit debitul masic).

Pentru agregatul cu unde de presiune este reprezentat in anexa 7 caracteristica presiunii de supraalimentare, functie de tempeartura gazelor arse. Ea se poate utiliza fie pentru a determina presiunea de supraalimentare, fie pentru a obtine temperatura necesara a gazelor arse.

De puterea necesara antrenarii rotorului, extrem de mica deoarece trebuiesc invinse doar frecarile din lagare, se tine seama in adoptarea randamentului mecanic.

Pentru a asigura ca domeniul de functionare al motorului este acoperit de posibilitatile agregatului de supraalimentare, este necesar trasarea in caracteristica compresorului a caracteristicii de consum (de debit volumic dV/dt) a motorului, folosind pentru motorul in patru timpi, relatia:

(2.71)

Pentru procedeul in doi timpi, debitul se calculeaza cu ecuatia de debit (2.28):

(2.72)

F - functia de debit (2.29) in care intervin presiunea din amonte() [i din aval () de cilindru.

A_ec - aria reala de curgere mediata:

(2.73)

Aria de sub integrala se calculeaza cu relatia:

(2.74)

unde: A reprezinta ariile reale momentane descrise de orificiul de admisie (indicele a) si de cel de evacuare (indicele e).

Prin arie reala se intelege produsul intre coeficientul de debit si aria geometrica.

Caracteristicile de consum ale motorului se reprezinta pentru mai multe turatii, pentru a constata oferta compresorului si in alte puncte de functionare. In functie de dorinta proiectantului se plaseaza caracteristica motorului in caracteristica compresorului. Daca presiunile de supraalimentare depasesc valorile admise se limiteaza presiunea de supraalimentare cu supape, care deviaza o parte din gazele arse pe langa turbina.

Daca pe traseul de admisie se plaseaza un racitor pentru incarcatura proaspata se tine seama de el tot printr-o caracteristica (anexa 8). Racitorul se considera un rezervor care transfera prin pereti energia termica de racire, care rezulta de pe caracteristica sa. Volumul rezervorului se asimileaza cu intregul volum al sistemului de admisie.

Pentru calcule simplificate racitorul se considera o cutie neagra, care transforma functie de debitul de aer care o parcurge, temperatura (anexa 8), si presiunea prin caderea de presiune de pe caracteristica din anexa 8.

Modelarea procesului de evacuare

Pentru conductele care formeaza sistemul de evacuare se poate aplica rationamentul de la sistemul de admisie, insa erorile de calcul in special de amplitudine a oscilatiilor, sunt mari.

O ipoteza abordata pentru sistemul de evacuare care nu presupune efort de calculatie deosebit, este considerarea intregului sistem ca un rezervor, in care viteza se atenueaza. Cu aceasta ipoteza se poate aplica rationamentul de la modelul cilindrului, cu mentiunea ca nu apare energie termica in urma reactiilor chimice si nici schimb de lucru mecanic cu exteriorul.

Particularitatile acestui sistem reprezentat in figura 2.8, sunt:

debitul masic de intrare in 'rezervorul' de evacuare este format din suma debitelor maselor de iesire din cilindrii;

parametrii de stare ai gazului se preiau din calculul cilindrului in momentul deschiderii supapei de evacuare.

In cazul in care pe traseul de evacuare se gaseste turbina agregatului de supraalimentare, atunci debitul care paraseste 'rezervorul evacuare' este debitul care patrunde in turbina, discutat in subcapitolul 2.3.3.2.

Observatie: La turbosupraalimentarea motoarelor prin impulsuri, la care gazele evacuate sunt dirijate in turbina la intervale de timp cat mai uniforme, pentru a asigura rotatia uniforma a turbinei, se evita interferarea colectoarelor, chiar pana in fata agregatului. Modelul se poate pastra indiferent de procedeul de turbosupraalimentare, deoarece efectul asupra functionarii comune se pastreaza.

Calculul mecanic

Evaluarea efectului modului de desfasurare a proceselor termogazodinamice nu este complet, daca nu se apreciaza performantele la nivelul arborelui cotit. Parametrii la nivelul spatiului de lucru, se numesc 'indicati', iar la nivelul arborelui cotit, 'efectivi'.

Pentru a obtine transformarea parametrilor indicati in cei efectivi, trebuie tinut seama de structura pierderilor de energie.

Pierderile de care nu s-a tinut seama in bilantul energetic si care nu se pot neglija sunt pierderile prin frecare si antrenarea agregatelor auxiliare - p_f (pompa de apa si/sau ventilator, pompa de ulei, alternatorul, mecanismul de distributie). Evaluarea lor este extrem de dificila si se utilizeaza valori obtinute experimental. Dimensional se exprima fie ca randament, fie ca presiune (anexa 9).

Astfel, presiunea efectiva, se obtine scazand din presiunea indicata pierderile prin frecare:

(2.75)

Forta generata asupra pistonului este data de relatia:

(2.76)

unde prin p_e se ia in considerare presiunea din carter care actioneaza tot asupra pistonului.

Forta tangentiala T, care produce cuplul motor difera de forta generata de presiune la nivelul pistonului F_g, datorita constructiei mecanismului biela-manivela si datorita aparitiei fortelor de inertie F_i ale mecanismului biela manivela, care actioneaza pe aceeasi directie cu forta de presiune a gazelor:

(2.77)

Functia de transformare este data de relatia:

(2.78)

cu

unde: r - raza manivelei;

l - lungimea bielei.

Cuplul motor al monocilindrului este dat de relatia:

(2.79)

Tinand seama de defazajul unghiular care exista intre cilindrii motorului, se obtine momentul sumar la arborele cotit (vezi cap. 'Cinematica si dinamica mecanismului motor':

(2.80)

unde i reprezinta numarul cilindrilor.

Puterea instantanee efectiva a motorului este data de relatia:

Daca in expresia presiunii (2.75) nu intervine presiunea datorata pierderilor mecanice, expresia 2.79 va descrie puterea instantanee indicata. Pentru motorul supraalimentat mecanic la care puterea de antrenare a compresorului este preluata de la arborele cotit, puterea disponibila va fi diminuata prin puterea preluata de compresor:

Calculul parametrilor integrali

Marimile descrise pana in acest punct sunt raportate la pozitia unghiulara a arborelui motor. Acest mod de studiu este util pentru aprecieri de amanunt a proceselor termogazodinamice. Pentru aprecierea calitatilor globale in vederea comparatiei solutiilor constructive, sunt utili parametrii integrali.

Avand evolutia functie de pozitia unghiulara, a unui parametru oarecare, se calculeaza integrala sa pe durata unui ciclu de functionare.

Calitatea proceselor este apreciata si prin valoarea medie a parametrilor, care este valoarea constanta a parametrului studiat, ce determina aceeasi integrala pe durata unui ciclu, ca si variatia sa in timp.

Calculul se poate face pentru oricare parametru studiat. Cei mai semnificativi sunt:

Pentru procesul de admisie:

Debitul de aer admis pe durata unui ciclu:

(2.81)

suma se refera la valorile calculate discret in tabelul expus la capitolul 'modul de lucru'.

Coeficientul de debit este o masura a masei de aer furnizate motorului

(2.82)

m₀ - masa teoretica care umple cilindrul in conditiile mediului

Coeficientul de umplere este o masura a aerului disponibil dupa schimbul de gaze

(2.83)

Indicele a descrie masa care trece pe langa supapa de admisie, iar indicele e descrie masa evacuata in timpul baleiajului.

! La motorul supraalimentat coeficientul de umplere poate avea si valori supraunitare conform definitiei de mai sus.

Coeficientul de retinere este o masura a pierderilor gazodinamice

(2.84)

Coeficientul gazelor reziduale descrie cantitatea de gaze arse care raman in cilindru dupa inchiderea evacuarii

(2.85)

m este masa totala din cilindru, ise marcheaza momentul cand se inchide supapa de evacuare, iar isa momentul cand se inchide supapa de admisie.

Coeficientul de exces de aer descrie calitatea amestecului:

(2.86)

m - masa reala de aer din cilindru(2.87)

m_st - masa de aer necesara arderii combustibilului in conditii stochiometrice

C_o - cantitatea de combustibil arsa pe ciclu

L_min - aerul minim necesar arderii (in conditii stochiometrice) a unitatii de masa de combustibil (vezi anexa 3).

! Parametrii descrisi sunt valabili pentru orice tip de motor (2 timpi/4 timpi); aspiratie naturala/supraalimentat).

Pentru schimbul de lucru mecanic:

Lucrul mecanic consumat pentru compresia gazelor

(2.88)

se aduna termenii care au in tabelul de calclul semnul pozitiv, deoarece acesta se refera la starea energetica a gazului, care creste prin efectuarea din exterior de lucru mecanic.

Lucrul mecanic efectuat de catre motor.

(2.89)

intervin termenii cu semn negativ din tabelul de calcul. Integrala pe un ciclu a variatiei in timp a lucrului mecanic schimbat prin piston, reprezinta puterea indicata a motorului.

Pentru transferul de energie termica:

Energia termica transferata prin pereti

(2.90)

se poate distinge si in acest caz energia transferata prin diferitele componente constructive, de asemenea energia cedata si cea absorbita de la pereti.

Pentru procesul de ardere:

Energia termica cedata in procesul de ardere

(2.91)

Pentru procesul de evacuare:

Debitul de gaze evacuat pe durata unui ciclu

(2.92)

Entalpia gazelor care parasesc cilindrul ca masura a pierderilor de energie prin gazele de evacuare:

(2.93)

Pentru parametrii de performanta:

Presiunea medie indicata

(2.94)

n este numarul de puncte de calculatie

Presiunea medie efectiva

(2.95)

Cuplul mediu al monocilindrului

(2.96)

Cuplul mediu al policilindrului

(2.97)

M_i este cuplul sumar momentan al tuturor cilindrilor.

Puterea medie indicata

(2.98)

z este numarul de cicluri care au loc pe durata unei rotatii a arborelui motor

z = 0.5 la motorul in 4 timpi

z = 1.0 la motorul in 2 timpi

Puterea medie efectiva

(2.99)

Consumul orar

(2.100)

Consumul specific

(2.101)

Modul de utilizare al modelului

Utilizarea modelului presupune o serie de etape:

1. stabilirea datelor de intrare;

2. calculul evolutiei in timp a parametrilor de stare;

3. reprezentarea caractersisticilor;

4. calculul parametrilor integrali.

Stabilirea datelor de intrare

Aceste date se stabilesc inaintea inceperii calcului propriu-zis. Ele sunt de doua tipuri:

- conditiile initiale, care cuprind valorile numerice ale parametrilor de stare la inceputul simularii,

- conditiile limita, care sunt datele ce definesc constructia motorului, si nu se modifica in timpul procesarii datelor.

Valori orientative pentru diferitele categorii de motoare sunt sintetizate in anexa 1 iar pentru orientarea adoptarii valorilor vezi capitolul 2.5 'Desfasurarea proiectului'.

Daca modelul este abordat pentru prima oara, se recomanda parcurgerea capitolului 'Bazele modelului'.

CONDITIILE INITIALE

- sunt valorile parametrilor de stare necunoscuti in momentul inceperii calcului termic:

Datele se preiau fie dintr-un calcul anterior, fie se adopta functie de arhitectura sistemului de admisie (parametrii mediului la motorul cu aspiratie naturala, presiunea de supraalimentare la motorul supraalimetat).

Daca se dispune de un program de calcul, se va rula programul pentru mai multe cicluri utilizand datele de iesire ca date de intrare pentru noul ciclu, pana ce acestea vor coincide. De obicei este nevoie de doua trei cicluri.

CONDITIILE LIMITA

Pentru calculul termogazodinamic este necesar completarea urmatorului tabel de date, care formeaza conditiile limita. Valori orientative sunt indicate in anexa 1, iar pentru usurarea orientarii, se recomanda parcurgerea capitolului 2.5 'Desfasurarea proiectului', in special cand nu sunt stabilite principalele dimensiuni.

Parametrii geometrici ai cilindrului

Parametrii energetici ai cilindrului

Parametrii transferului de energie termica

- pentru calculul termic functie de temperatura peretilor:

- pentru calculul termic functie de temperatura lichidului de racire:

Parametrii arderii

(vezi anexa 3)

Parametrii schimbului de gaze

vezi anexa 1, pentru:

vezi anexa 5, pentru:

1.25. curba de ridicare a supapei de admisie

1.26. curba de ridicare a supapei de evacuare

vezi anexa 6, pentru:

1.27. curba coeficientului de debit al supapei de admisie

1.28. curba coeficientului de debit al supapei de evacuare

vezi anexa 3, pentru:

Parametrii de timp

! in calcule pasul unghiular intervine in radiani !

Parametrii sistemului de admisie

Observatie!: lungimile si ariile colectoarelor care formeaza sistemul de admisie se pot adopta constructiv, functie de diametrul supapelor, dar este posibil sa se calculeze una din dimensiuni, din conditia unei supraalimentari acustice - vezi cap.3

Parametrii sistemului de evacuare

3.1. Volumul colectorului de evacuare -se adopta constructiv

Parametrii sistemului de supraalimentare (optional)

vezi anexa 7 si subcapitolul 2.3.3.2, pentru:

vezi anexa 8 pentru:

Calculul evolutiei in timp a parametrilor de stare din motor

Are ca scop obtinerea valorilor parametrilor de stare pentru un ciclu motor, functie de timp (pozitia unghiulara a arborelui cotit), si de spatiu.

Pentru acest calcul, se formeaza un tabel a carui cap, se completeaza cu parametrii de mai jos. Numarul de ordine al parametrului indicat in continuare, marcheaza si numarul de ordine al coloanei din tabelul de calcul. In dreptul fiecarui parametru, este indicata sursa de determinare a parametrului, care poate fi o relatie de calcul a carui numar indica sursa din subcapitolul 2.3 'Bazele modelului', in care sunt folosite conditiile initiale si/sau la limita sau este preluat dintr-o anexa.

Asadar, tabelul de calcul are pe orizontala parametrii de calcul, iar pe verticala, pozitia unghiulara a arborelui cotit, pentru perioada de timp studiata.

Calculul incepe in stanga sus a tabelului, se completeaza mai intai linia, iar cu parametrii liniei, se calculeaza prima valoare de pe linia urmatoare (pentru noul moment), adica se incepe completarea liniei urmatoare.

Observatii: Exista situatii cand procedura de mai sus poate sa nu fie respectata. Este vorba de datele care nu necesita calcule, preluate din anexe (ex. ceoficienti de debit, curbe de ridicare a supapei etc.), care permit completarea intregii coloane, si perioada cand ambele supape sunt inchise. In acest caz, calculul cilindrului se poate efectua independent de calculul altor sisteme.

In paranteze drepte '[ ]' sunt notate unitatile de masura, iar in paranteze rotunde '( )', numarul relatiei, cu care se calculeaza parametru studiat.

CALCULUL CILINDRULUI

1.1. Pozitia unghiulara a arborelui cotit

- se masoara fie din momentul isa sau din p.m.s. din timpul admisiei

- se marcheaza momentele de distributie ale supapelor, momentul si durata injectiei pentru a avea o imagine clara cand apar si/sau dispar termeni in ecuatia de bilant.

- in prima linie se trece valoarea adoptata la 'conditiile initiale'

- in prima linie se trece valoarea adoptata la 'conditiile initiale'

Calculul schimbului de lucru mecanic

Calculul energiei termice transferate prin pereti

Calculul arderii

Calculul parametrilor de stare

Calculul schimbului de gaze

Calculul termenilor bilantului energetic

Calculul necunoscutelor

Aceste valori se trec in linia urmatoare din coloanele 1.3 (pentru temperatura ) respectiv 1.2 (pentru temperatura).

Evaluarea emisiilor de noxe, vezi anexa 6, pentru:

CALCULUL ADMISIEI

Colectoarele care compun sistemul se impart in 9 intervale, rezultand 10 puncte pentru care cu relatia (2.57) se calculeaza presiunea si viteza. In relatie se inlocuieste pe rand valoarea lui L cu diferitele lungimi. Primul punct corespunde conditiilor de mediu, iar ultimul portii supapei. In aceste conditii, punctului din conducta care vine in contact cu mediul, situat spre acesta, i se vor atribui parametrii de stare ai mediului (viteza gazului in mediu este de obicei nula).

Punctul situat spre cilindru, va avea parametrii de stare ai acestuia, insa doar in timpul schimbului de gaze. In caz contrar, conditia limita este viteza momentana in punctul corespunzator portii supapei, egala cu zero.

Daca se invecineaza doua conducte, parametrii de iesire ai conductei parcurse prima de aerul admis, constituie parametrii de intrare ai conductei parcurse ulterior.

Conducta situata in aval de compresor, va prelua ca parametru de intrare presiunea furnizata de compresor si presiunea din sistemul care urmeaza conductei calculate, necunoscutele fiind vitezele.

Densitatea gazului se considera constanta, deoarece variatiile de presiune sunt foarte mici.

Parametrii admisiei

Notatie: m - identificatorul colectorului care compune admisia

n - indicele punctului spatial de calcul n = 1.10

2.1.m.n. Presiunea in punctul spatial n al colectorului m p

2.2.m.n. Viteza in punctul spatial n al colectorului m u

! - Daca motorul este supraalimentat, atunci presiunea care rezulta de pe caracteristica compresorului este data de intrare pentru colectorul care urmeaza compresorului. (vezi punctul 4, din 'stabilirea datelor initiale').

Cu valoarea temperaturii rezultate in urma comprimarii (calculata la punctul 4 din 'datele initiale', se calculeaza densitatea gazului, care intervine in calculul conductei care urmeaza compresorului.

Rationametul de mai sus, se face in ipoteza conform careia, in regim stationar nu se modifica parametrii functionali ai agregatului de supraalimentare si nu intervine modificarea lor in timpul unui ciclu motor.

In regim nestationar, ipoteza nu este valabila.

Pentru a marca parametrii de stare in preajma agregatului de supraalimentare se introduc in tabelul de calcul, parametri a caror indici corespund schemei de calcul din anexa 7.

unde p este raportul de comprimare al compresorului si k exponentul adiabatic.

! - Daca motorul dispune de racitor intermediar, acesta va interveni tot printr-o matrice de transfer, pentru presiune si temperatura. Nici acesti parametrii nu se modifica in regim stationar, ceea ce face nenecesar un calcul functie de pozitia unghiulara.

- Presiunea de iesire din conducta din amonte de racitor este preluata ca parametru de intrare in conducta din aval, corectata insa cu caderea de presiune in racitor (vezi anexa 8), iar caderea de temperatura se regaseste in calculul densitatii.

Aceste date formeaza datele de intrare pentru matricea de transfer a colectorului de admisie.

Observatie!:

- Dupa agregatul de supraalimentare viteza se aproximeaza cu zero, deoarece toate agregatele dispun de un ajutaj divergent, care in regim subsonic, transforma energia cinetica a gazelor in energie de presiune.

- Cand supapele sunt inchise, viteza in apropierea lor este nula.

CALCULUL EVACUARII

CALCULUL PARAMETRILOR MECANICI

CARACTERISTICILE MOTORULUI

Cu datele obtinute se traseaza o serie de diagrame ce descriu functionalitatea motorului cu ardere interna.

Pentru fiecare diagrama se indica abscisa (A) si ordonata (O) prin numarul coloanei pe care o au parametrii obiectiv calculati in subcapitolul 2.4.2

Desigur oricare din coloanele calcului termic, poate constitui obiect de studiu si nu numai raportat la timp sau pozitia unghiulara a arborelui cotit, ci si raporat la factori constructivi sau functionali.

12 Reprezentarea grafica a bilantului energetic

Daca calculul se reia pentru intreg domeniul de turatii al motorului, se poate trasa caracteristica de turatie, inclusiv caracteristica externa.

13 Putere, Cuplu, Consum orar, Consum specific functie de turatie.

Functie de turatie se poate reprezenta oricare din parametrii avuti in studiu.

Sunt utile dependente functionale ca de exemplu:

- lungimea de rezonanta functie de turatie, avand ca parametru sectiunea conductei;

- debitul admis functie de fazele distributiei pentru diferite turatii;

- puterea efectiva functie de inceputul arderii.

Aceste exemple sugereaza doar multitudinea de posibilitati care se pot imagina ca surse de optimizare folosind modelul de simulare.

CALCULUL PARAMETRILOR INTEGRALI SI DE PERFORMANTA

Majoritatea parametrilor integrali sunt integrale ale valorilor calculate pe cate o coloana. In acolade se va nota cand este cazul, coloana integrata. Pentru ceilalti parametrii integrali se va preciza in paranteze rotunde, relatia de calclul. In paranteze drepte ca si pana acum unitatea de masura.

Parametrii de performanta de pe caracteristica externa (punctul 13 subcap.2.4.3):

DESFASURARAREA PROIECTULUI

Pentru realizarea calculului termic, sunt recomandate urmatoarele etape de lucru:

1. Formularea temei de proiect si a cerintelor

1.1 Formularea temei

1.2 Stabilirea cerintelor

2. Stabilirea solutiei constructive

2.1 Studiul modelelor similare

2.2 Analiza tendintelor si a conditiilor de realizare

2.3 Adoptarea solutiei constructive

3. Stabilirea principalelor dimensiuni

4. Calculul termic

4.1 Stabilirea conditiilor initiale si la limita

4.2 Calcul termic

4.3 Reprezentarea caracteristicilor

4.4 Sinteza parametrilor de performanta

5. Reprezentarea grafica a parametrilor semnificativi.

6. Analiza valorii

In continuare sunt prezentate consideratii asupra punctelor 1,2,3 si 6, care se abat de la un rationament riguros matematizat, si implica originalitatea proiectantului. Intentia noastra este de a oferi un rationament ca sprijin in rezolvarea acestor puncte.

Formularea temei de proiect (sau studiu) si a cerintelor

Formularea temei

- cuprinde explicit cerintele impuse noului motor

putere =_______;

turatia nominala =______;

destinatia ____________.

Stabilirea cerintelor functie de destinatie

In functie de destinatia motorului rezulta cateva cerinte generale:

- calitati dinamice (pornire, accelerare, viteza maxima, abordarea rampelor, sarcini);

- densitate de putere;

- densitate de energie;

- costuri (de intretinere, fabricatie) scazute.

speciale pentru autoturisme:

- densitate de putere (putere litrica);

- elasticitate;

- zgomot si noxe scazute;

- costuri de fabricatie scazute;

speciale pentru autocamioane;

- economicitate maxima;

- fiabilitate maxima (turatii scazute).

Avand in vedere ca timpul de introducere in serie a unui nou motor este de ordinul a 5 ani, este necesar de a urmari tendinta de evolutie a parametrilor semnificativi.

O data cerintele stabilite, ele trebuie luate permanent in considerare pentru a nu adopta in timpul proiectarii o solutie care sa contravina inadmisibil cu o cerinta stabilita.

Stabilirea solutiei constructive

Studiul modelelor similare

- este o etapa indispensabila proiectarii, pentru a obtine o imagine asupra concurentei in realizarea cerintelor impuse motorului;

- se urmareste constructia generala (dimensiuni, sistem racire, distributie, supraalimentare) si performante (putere, cuplu, consum).

Analiza tendintelor si a conditiilor de realizare

In adoptarea solutiei constructive se mai au in vedere, urmatoarele aspecte:

- costurile de fabricatie ! cu cat creste numarul de piese cresc costurile de fabricatie

- numarul de motoare realizate

- costurile pentru intretinerea si repararea motorului

- posibilitatea de a schimba destinatia si performantele motorului, fara a interveni semnificativ in linia de fabricatie ! un motor Diesel trebuie construit de la inceput pentru a putea fi ulterior supraalimentat

- traditia intreprinderii constructoare

- norme si reglementari ! legislatia californiana tinde sa interzica arderea in motoarele de automobil a combustibililor fosili

- nivelul tehnic al industriei orizontale (furnizorii)

- nivelul tehnic al zonei in care este exploatat motorul

- aspectul estetic, ergonomic, fiziologic si cibernetic al interactiunii operatorului uman cu motorul, fie ca este beneficiar, fabricant sau reparator

Adoptarea solutiei constructive

In aceasta faza trebuie decis asupra arhitecturii generale a motorului:

- Principiul de lucru: 2 timpi- 4 timpi

- Obtinerea puterii mecanice: mecanic - hibrid

- Procedeul de ardere: m.a.s. - m.a.c.

- Supraalimentarea: aspiratie naturala - supraalimentare

- Sistemul de racire: aer - lichid

Stabilirea principalelor dimensiuni

a) Cilindreea

Se cunosc:

Puterea nominala (puterea efectiva)

Turatia nominala

Se adopta din anexa 1:

Presiunea medie efectiva

Se calculeaza cilindreea totala V, cu relatia:

b) Numarul de cilindri i (pe care se imparte cilindreea V)

Influenteaza:

- costurile de fabricatie (cat mai putini cilindri)

- uniformitatea de functionare (c6t mai multi cilindri)

- volumul motorului (cat mai putini cilindri)

Se conosc:

Cilindreea V

Puterea nominala

Turatia nominala

Presiunea medie efectiva

Se adopta din anexa 1:

Viteza medie a pistonului

Relatie de definitie:

Puterea creste teoretic proportional cu turatia. Exista o limita superioara, datorita:

cresterii fortelor centrifuge

cresterii pierderilor prin frecare

crestera pierderilor gazodinamice

cresterea zgomotului

cresterea uzurilor

Importanta vitezei medii a pistonului, rezulta din faptul ca pe langa turatie tine seama de gabaritul motorului in studiul tendintelor evolutiei parametrilor, la motoare asemenea geometric (la care toate dimensiunile se maresc proportional):

viteza de curgere a gazului in conducta: u ~ v_m;

pierderile de presiune: ;

solicitarile mecanice.

Observatie!: Dupa cum se vede din anexa 1, valorile vitezei medii sunt imprastiate, functie de destinatia motorului. Motoarele de performanta, vor fi supraturate la maxim, fara a lua in considerare uzura. Tendinta spre cresterea puterii prin cresterea turatiei, pentru marirea puterii litrice, este pe cale de a fi inlocuita o data cu perfectionarea sistemelor de supraalimentare, de cresterea puterii litrice prin cresterea presiunii medii efective, pastrand turatia si deci nivelul uzurilor in limite moderate.

Se adopta din anexa 1:

Raportul cursa/alezaj s=S/D

Din punct de vedere al influentei asupra puterii, este util un raport s, cat mai mic (vezi ecuatia de determinare a numarului de cilindrii). Insa cresterea lui s, influenteaza si:

dimensiunile de gabarit (scade L, creste B, H)

masele in miscare oscilanta (scad)

raportul de compresie (creste)

camera de ardere (raportul A_ca/V_ca scade)

transferul de caldura prin pereti (creste prin scaderea raportului A_ca/V_ca)

frecventa proprie a arborelui cotit este proportionala cu: care arata ca cu cat s este mai mic, cu atat este mai mare frecventa proprie, si cu atat mai mare va putea fi turatia maxima de functionare.

Se calculeaza numarul de cilindrii cu relatia:

c) Dispunerea cilindrilor:

linie (pana la sase)

V (peste sase obligatoriu pentru a evita rezonante si probleme tehnologice)

boxer (cand spatiul destinat motorului este minimal)

stea (folosit mai rar la numar foarte mare de cilindrii)

d) Cursa S

Se cunosc:

Viteza medie a pistonului

Turatia nominala

Se calculeaza cursa S cu relatia:

e) Alezajul D

Se cunosc:

Raportul cursa/alezaj s

Cursa S

Se calculeaza alezajul cu relatia:

f) Raportul de comprimare e

Se defineste ca raportul intre volumul spatiului de lucru cand pistonul este in punctul mort inferior si volumul cand pistonul este in punctul mort superior.

Se cunosc:

Cilindreea totala V

Cursa S

Alezajul D

Numarul de cilindrii i

Se calculeaza raportul de compresie cu relatia:

Valori obisnuite sunt prezentate in anexa 1.

randamentul termic creste cu raportul de comprimare;

la m.a.s. este limitat de detonatie la valorile din anexa 1;

limita la m.a.c. este data de pierderile de caldura prin pereti sau de solicitarile mecanice.

Raportul de comprimare al aerului se poate realiza dintr-o singura comprimare in cilindru (motoare cu aspiratie naturala) sau incepe intr-un agregat in fata cilindrului si se incheie in cilindrul motorului (motoare supraalimentate).

Diviziunea comprimarii este descrisa de relatia:

Indicele ef descrie raportul de comprimare efectiv care il suporta gazul in urma comprimarii in cilindru (indice c) si in agregatul de supraalimentare care il precede (Q). De exemplu o presiune de 60 bar se poate realiza fie comprimand de la presiunea mediului intr-un cilindru cu raport de compresie 20, fie intr-un cilindru cu raport 10, aerul precomprimat de 3 ori. Pentru o valoare maxima a raportului de comprimare efectiv, cu cat va fi gradul de supraalimentare mai mare, cu atat va fi raportul de comprimare in cilindru mai mic.

Cu cat ponderea comprimarii in cilndru va fi mai mare cu atat dinamica motorului va fi mai buna si consumul mai scazut, deoarece presiunea medie efectiva este conditionata de presiunea de supraalimentare, care in timpul accelerarii, se realizeaza mai lent. Aceasta realitate apare mai pronuntat la turbo-supraalimentare.

In aceleasi conditii de mai sus, comportarea la sarcini partiale va fi mai buna, deoarece in aceste regimuri, supraalimentarea aproape nu intervine si compresorul constituie o rezistenta locala.

Pentru motoarele in doi timpi, la care o parte din cursa geometrica este folosita pentru distributia schimbului de gaze, se defineste:

f') Raportul de comprimare geometric (valori orientative in anexa 1):

V este volumul spatiului de lucru, cand pistonul se afla in p.m.i..

f') Raportul de comprimare util:

V_u este volumul spatiului de lucru, cand orificiile schimbului de gaze, tocmai au fost obturate. Valori obisnuite in anexa 1.

g) Volumul camerei de ardere V_ca

Se calculeaza din expresia raportului de comprimare.

h) Suprafata camerei de ardere A_ca

- este o marime care intervine direct in calculul caldurii transmise prin pereti. Avand in vedere ca ea margineste spatiul in care are loc arderea, deci apar temperaturile maxime, care si ele favorizeaza transferul de caldura, se va cauta minimizarea acestei suprafete, dar fara a micsora volumul cuprins de ea pentru a permite desfasurarea reactiilor.

In concluzie se urmareste minimizarea raportului A_ca/V_ca

Suprafata reala se apropximeaza prin suprafete simple, pentru care aria se calculeaza simplu.

i) Raza manivelei

Se cunosc:

Cursa S

Se calculeaza raza manivelei r, cu relatia:

i') Raportul raza manivelei/lungimea bielei

- influenteaza viteza maxima a pistonului:

- acceleratia pistonului

j) Lungimea bielei

Se cunosc:

raza manivelei

raportul raza manivelei/lungimea bielei

Se calculeaza lungimea bielei cu relatia:

k) Stabilirea coeficientului de umplere

Definitie: este raportul intre masa de aer retinuta in realitate in cilindru la sfarsitul admisiei, si masa de aer care ar umple cilindrul la temperatura si presiunea mediului la admisie.

Relatia de definitie:

Daca se raporteaza la conditiile mediului exterior, atunci pentru motoare supraalimentate, coeficientul de umplere este supraunitar.

Cunoasterea sa este necesara pentru dimensionarea sistemului de admisie.

Se cunoaste:

presiunea medie efectiva

coeficientul de exces de aer l

depinde de procedeul de ardere

m.a.s. 0.9 1.1

m.a.c. aspirat natural: 1,2.1,4

m.a.c. supraalimentat: 1,6.1,8

aerul minim necesar (vezi anexa 3)

Se adopta:

consumul specific c din anexa 1:

Se calculeaza coeficientul necesar de umplere cu relatia:

Valori obisnuite:

canale tangentiale: 0,85.0,90

canale elicoidale: 0,80.0,85

l) Verificarea dimensiunilor adoptate

Cu valorile adoptate se calculeaza parametrii de performanta care se compara cu valorile obisnuite pentru diferitele tipuri de motoare.

1. Puterea litrica

- exprima calitatea folosirii spatiului pentru dezvoltarea de putere

Relatia de calcul:

Valori orientative: anexa 1

2. Puterea specifica:

- exprima calitatea transformarii energiei chimice in energie mecanica

Relatia de calcul:

Valori orientative: anexa 1

Aceste relatii exprima cazul cel mai complex de proiectare. Prin folosirea relatiilor de mai sus, se pot rezolva si alte probleme de proiectare, stabilite mai sus.

Analiza valorii

Analiza valorii, are scopul de a preciza in ce masura, motorul proiectat respecta cerintele pentru care a fost conceput, si care sunt efectele sale secundare.

Proiectantul trebuie sa raspunda la intrebarile:

Este motorul:

- puternic?

- economic?

- poluant?

- zgomotos?

- ergonomic?

- cibernetic?

- estetic?

- motivant?

- tehnologic?

- fiabil?

- reparabil?

- sigur in functionare?

- care sunt ideile de progres continute in proiect?

- cum sunt apreciate costurile?

- care este segmentul de piata acoperit de motor?

- in ce masura raspunde unor noi cerinte de piata?

Raportul de analiza a valorii, este destinat celor care urmeaza sa ia decizia asupra desfasurarii proiectului, persoane care de obicei nu sunt specialisti in motoare, deci trebuie insistat asupra performantelor si posibilitatilor de realizare si nu asupra detaliilor tehnice.

ANEXE