5

Capitolul 1

Istoric

1.1. Scurt istoric al dezvoltării motoarelor cu piston, în raport cu

cerinţele evoluţiei tehnico-economice a societăţii

În acest context trebuie început prin a se menţiona că propunerile de

utilizare a energiei chimice în scopuri utile societăţii, le-au precedat de fapt pe

cele care aveau în vedere crearea maşinilor cu abur. Acestea s-au realizat însă

mai uşor, anterior construcţiei primelor motoare cu ardere internă.

Astfel, putem menţiona că încă din 1678, abatele de Hautefeuille, făcea

să explodeze mici cantităţi de cărbune într-o cameră prevăzută cu supape.

Această maşină era de fapt o pompă aspiratoare care funcţiona în felul următor:

după explozie, aerul din cameră şi cea mai mare parte a gazelor produse,

părăseau incinta care rămânea astfel încărcată cu gaze calde; prin răcirea acestor

gaze ele se contractau provocând aspiraţia apei dintr-un rezervor aflat la un nivel

inferior. Hautefeuille şi-a perfecţionat această maşină după patru ani, adică în

1682, transformând-o într-o pompă aspiratoare-respingătoare care utiliza, de

data aceasta, praful de puşcă.

Tot în această perioadă, celebrul fizician Huygens realiza o maşină

asemănătoare, introducând însă un piston de lucru ca organ mobil. Lucrul

mecanic util era produs în timpul cursei descendente de către forţa greutate a

pistonului şi forţa generată de diferenţa de presiune de pe cele două feţe ale lui.

Contracţia gazelor era accelerată prin răcirea lor cu apă.

Motorul lui Huggens a fost perfecţionat de către colaboratorul său, Dennis

Papin. El a înlocuit supapele cilindrului prin supape-clapete, plasate în piston şi

închiderea cu şurub a camerei de explozie printr-una cu contragreutate, jucând

astfel şi rolul unei supape de siguranţă (fig. 1.1).

Ulterior, Papin a obţinut ridicarea pistonului în cilindrul său, prin

vaporizarea apei, iar depresiunea obţinută prin condensarea vaporilor cu ajutorul

apei injectate în cilindru cobora pistonul, inventând astfel prima maşină cu abur

(fig. 1.2).

Newkomen şi Polzunov au perfecţionat maşinile cu abur separând cazanul

de cilindru, iar James Watt a realizat condensarea vaporilor într-o cameră

distinctă, a introdus mecanismul motor cu balansier, precum şi regulatorul

centrifug. Maşinile cu abur extinzându-se în industrie şi transportul terestru şi

6

naval au oprit, pentru aproape 200 de ani, adică până în a doua jumătate a

secolului al XIX-lea, dezvoltarea motoarelor cu ardere internă.

Fig. 1.1 Motorul realizat de

către Dennis Papin

Fig. 1.2 Maşina cu abur a lui Dennis Papin

Pe de altă parte, maşinile cu abur n-au putut fi timp îndelungat

competitive, ocupând mult spaţiu şi prezentând pericolul permanent de explozie.

În vederea acţionării maşinilor unelte din micile ateliere, Lenoir a

construit în 1860 primele motoare mici funcţionând cu gaz de iluminat din

reţeaua oraşelor. Constructiv, motoarele erau alcătuite dintr-un cilindru,

mecanismul motor cu pistonul, capul de cruce, biela şi manivela motoare,

precum şi un mecanism de distribuţie compus din două excentrice cu tije şi

sertare plane de distribuţie. Cilindrul şi chiulasele erau răcite cu apă. Procesele

de lucru sunt reprezentate în fig.1.3 şi sunt asemănătoare celor de la ciclul în “2

timpi”. Din cauza lipsei precomprimării şi a destinderii incomplete, motorul

avea un randament slab,

chiar pentru acea perioadă,

adică 2 4,5% şi implicit

un consum exagerat de

combustibil, adică 2,7

[m3/CP.h].

Datorită solicitărilor

termice crescute, puterea

litrică obţinută era redusă

şi de asemenea, valoarea

presiunii medii efective

era extrem de coborâtă,

adică de ordinul: pe =

0,330,47 [bar]. Fig. 1.3 Ciclul motorului cu gaz al lui Lenoir

O solicitare termică mai favorabilă şi un randament mai bun s-au obţinut

la motoarele cu piston liber în timpul cursei de destindere, realizate de Otto şi

7

Lange, prezentate într-un exemplu din fig.1.4. Aprinderea amestecului se făcea

de la o flacără. Întreaga energie potenţială era cedată axului numai în timpul

cursei descendente. Motorul se construia pentru puteri de 0,5 3 [CP]. În ciuda

funcţionării zgomotoase provocate de cremalieră, randamentul era destul de bun,

în jur de 12%, corespunzând unui consum de 0,8 [m3 gaze/CPh], faţă de 2,7

[m3/CP.h], la motorul Lenoir. Dimensiunile de gabarit erau însă foarte mari;

astfel, pentru un motor de 1,5 [CP], înălţimea era de 3,5 [m] [5].

Cauza principală a randamen-

tului scăzut o constituia, de fapt,

temperatura maximă a ciclului,

redusă. Acest lucru se datora, în

principal, aprinderii amestecului la

temperatura mediului ambiant.

Soluţia o oferă, puţin mai

târziu Beau de Rochas, prin

introducerea în ciclul de funcţionare

a comprimării încărcăturii proaspete

(ciclul cu ardere izocoră). Acest

ciclu a fost realizat cu succes de

către Otto, în anul 1876, care se

consideră de fapt anul de naştere al

motorului cu aprindere prin

scânteie. S-a trecut astfel de la

motorul în doi timpi la motorul în

patru timpi.

În anul 1893 se adoptă, de

către Rudolf Diesel, un nou ciclu de Fig. 1.4 Motorul cu piston liber a lui Otto şi

Lange

funcţionare, prin similitudine cu studiile lui Carnot (1824), în vederea reducerii

consumului de combustibil. Realizări demne de menţionat s-au înregistrat în

1897 şi 1899, iar utilizarea sa largă în domeniul naval s-a extins după 1903.

Aceste motoare succedau pe cel realizat de Daimler, în 1894, ulterior şi în

1900. Extinderea motoarelor cu autoaprindere a fost însă limitată de necesitatea

existenţei unei surse de aer comprimat, în vederea pulverizării combustibilului.

Compresorul care asigura aerul comprimat mărea substanţial dimensiunile şi

greutatea motorului. În vederea renunţării la compresor trebuiau să se realizeze

agregate noi pentru debitarea combustibilului. Aceste agregate trebuiau să

asigure debitarea, dozarea şi pulverizarea combustibilului în cilindrii motorului,

în condiţii corespunzătoare. În această direcţie au existat o serie de încercări şi

de realizări, în fig. 1.5 prezentându-se un motor construit în jurul anului 1900.

Motorul, fără compresor, prevăzut cu un sistem mecanic de injecţie a

combustibilului, relativ simplu, avea diametrul cilindrului de 205 [mm], cursa de

350 [mm], funcţiona la o turaţie de 160 [rpm]., dezvoltând puterea de 10 [CP].

8

Introducerea sistemelor de alimentare prin injecţie mecanică a

combustibilului şi ulterior a supraalimentării, au condus la un progres important

în construcţia motoarelor cu aprindere prin comprimare, deschizându-se astfel

calea utilizării lor în domeniul mijloacelor de transport terestru.

Fig. 1.5 Motor cu aprindere prin comprimare cu injecţie mecanică realizat după

proiectul lui G. V. Trinkler

1.2. Primele utilităţi asigurate cu motoare termice. Realizări

reprezentative

După cum s-a arătat, primele încercări de realizare a unor maşini de forţă

aveau o finalitate precisă şi anume ele lucrau cu pompe aspiratoare-

respingătoare, menite deci să ridice o anumită cantitate de apă la o anumită

înălţime. Alături de acestea, în categoria motoarelor staţionare, se aliniază şi

motoarele cu gaz de iluminat care antrenau diverse utilaje în atelierele de

prelucrări ale micilor industrii.

După anul 1903 se poate considera deschisă epoca utilizării largi a

motoarelor cu ardere internă, în vederea echipării unui mijloc de transport.

Acest lucru a fost favorizat de faptul că la sfârşitul secolului al XIX-lea,

dezvoltarea industriei petroliere a facilitat obţinerea combustibililor lichizi, uşor

volatili, de tipul benzinei. În acelaşi timp, aşa cum s-a arătat mai sus, o serie

întreagă de alte progrese, precum introducerea ciclului de funcţionare în patru

timpi, realizarea injecţiei mecanice de combustibil şi supraalimentarea

motoarelor au contribuit, de asemenea, la dezvoltarea unei noi generaţii de

motoare cu ardere internă utilizată pe scară din ce în ce mai largă în transporturi.

9

Astfel, după datele existente în literatura de specialitate, în anul 1911,

flota mondială cuprindea un număr de 48 de motonave, din care 15 aveau

motoare cuprinse între 600 şi 10.900 [CP].

Utilizarea motoarelor la

transportul terestru a fost

inaugurată în 1885 când Daimler

şi ulterior Benz, în 1887, au

construit automobile cu două şi

trei roţi. Mai târziu, în jurul

anului 1910, I.V. Mamin

realizează un tractor cu roţi

acţionat de un motor cu ardere

internă cu combustibil greu, iar

în 1912, firma Holt din SUA

lansează un tractor cu roţi şi

şenile. Uzinele din Harkov, în

1935, încep să lucreze la

realizarea unui motor Diesel

puternic, de turaţie mare,

motorul BD-Z, prezentat în fig.

1.6, care dezvolta 400 [CP].

Perfecţionat în anul 1939, acest

motor a fost omologat şi lansat

în fabricaţie sub denumirea V-2.

În 1941 el a fost modernizat şi

redenumit V2-34, echipând

maşinile de luptă T-34.

Fig. 1.6 Motor Diesel de turaţie mare,

tip BD-Z

În domeniul aviaţiei, primele încercări de utilizare a propulsiei cu motoare

cu ardere internă au fost în legătură cu aparatele mai uşoare decât aerul. Astfel,

în 1902, Panhard şi Levasseur montează pe un dirijabil un motor de 40 [CP],

având greutatea specifică de 9,5 [kg/CP], iar în 1906, un motor de 70 [CP], cu o

greutate specifică de 9 [kg/CP]. Un an mai târziu, în 1903, se montează pe un

dirijabil un motor de 110 [CP] care realiza o greutate specifică de 4,2 [kg/CP].

Echiparea aparatelor mai grele decât aerul nu s-a putut extinde în această

perioadă din cauza greutăţii specifice mari. Creşterea turaţiei motoarelor a fost

saltul hotărâtor în acest domeniu. În prezent, motoarele cu ardere internă cu

piston echipează în exclusivitate micile avioane utilitare, sportive, de instrucţie,

precum şi anumite elicoptere şi o categorie largă a aparatelor de zbor ultrauşoare

(U.L.M-uri). Realizări de vârf în acest domeniu putem grupa şi pune în discuţie

astfel:

- motorul Manley, construit de inginerul Charles Manley în anul 1901,

care avea 5 cilindri dispuşi în stea, răciţi cu apă;

10

- motorul Antoinette, realizat în 1906, cu 8 cilindri poziţionaţi în V, la un

unghi de 90º, cu arbore cu 4 coturi, cu bielele alăturate. Supapele de admisie

funcţionau automat, iar cele de evacuare erau comandate. Alimentarea cu

benzină se făcea prin injecţie directă, iar aprinderea cu un sistem original bazat

pe un alternator de înaltă frecvenţă. Răcirea motorului era cu lichid, utilizându-

se pentru delimitarea spaţiilor de răcire o cămaşă exterioară de tablă de alamă;

- motorul Mercedes-Benz DB 605A-B, cât şi DB 601 sunt derivate din

motorul de bază DB 600C/D; 605 era un motor cu 12 cilindri în V, inversat,

formând între ramurile V-ului un unghi de 60°. Fiecare cilindru avea 4 supape,

două de admisie şi două de evacuare. Motorul 605A-B era alimentat prin injecţie

directă de benzină, fiind dotat cu compresor de supraalimentare [41].

11

Capitolul 2

Noţiuni introductive. Definiţii. Clasificări

Noţiunea de motor, în general, presupune o maşină care transformă o

formă oarecare de energie în energie mecanică.

În domeniul termodinamic, trebuie însă precizat că maşina termică

include atât motorul termic cât şi instalaţia frigorifică.

Sub acest aspect, motorul cu ardere internă face parte din categoria

motoarelor termice.

Motorul termic transformă căldura produsă prin arderea unui combustibil

în lucru mecanic, prin intermediul evoluţiilor unui fluid, numit fluid motor.

Funcţionarea acestor motoare este legată de două procese distincte:

- pe de o parte, arderea combustibilului însoţită de degajare de căldură;

- pe de altă parte, transformarea acestei călduri în lucru mecanic.

După locul unde se produce arderea combustibilului, motoarele termice se

împart în două mari categorii:

a) motoare cu ardere externă;

b) motoare cu ardere internă.

a) Motoarele cu ardere

externă sunt motoarele la

care arderea combustibilului

se realizează într-un agregat

distinct, separat de motor,

aerul care furnizează

oxigenul necesar arderii,

nefiind totodată şi fluidul de

lucru al motorului. Din

această categorie se pot cita

maşinile cu abur cu piston, a

căror schemă de principiu

este arătată în fig. 2.1,

precum şi turbinele cu gaze

ce funcţionează în circuit

închis.

Fig. 2.1 Schemă de principiu a maşinii

cu abur cu piston

12

b) Motoarele cu

ardere internă sunt

motoarele la care arderea

combustibilului se realizează

fie într-un agregat distinct,

separat de motor, fie chiar în

interiorul motorului, dar aerul

care furnizează oxigenul

necesar arderii este în acelaşi

timp şi fluidul de lucru al

motorului. Cele mai

reprezentative, din acest

punct de vedere sunt

motoarele cu ardere internă

cu piston. Tot în această

categorie se includ motoarele

rotative, turbinele cu gaze în

circuit deschis (fig. 2.2) şi

motoarele rachetă (fig. 2.3).

Fig. 2.2 Motor cu ardere internă cu turbină cu gaze

în circuit deschis

Fig. 2.3 Motor rachetă cu ardere internă

Clasificarea motoarelor cu ardere internă se poate face după mai multe

criterii. Astfel, principalul criteriu de clasificare îl constituie tipul mecanismului

motor. Din acest punct de vedere, distingem:

- motoare cu ardere internă cu piston, care utilizează un mecanism motor

de tip bielă manivelă, prevăzut cu piston, aşa cum se arată în fig. 2.4, în care

13

sunt indicate şi o parte din componentele sale. Aceste motoare se bucură de o

tehnologie de fabricaţie foarte bine pusă la punct. Datorită acestui aspect,

precum şi altor avantaje importante, la ora actuală, în construcţia de automobile

se folosesc, într-o majoritate covârşitoare, motoarele cu ardere internă cu piston,

astfel încât, la nivel mondial există o foarte mare disponibilitate de astfel de

unităţi energetice;

- motoare cu ardere

internă rotative, care au în

componenţă un mecanism ce

conduce, în principiu, la o

mişcare rotativă continuă. Se

poate obţine astfel avantajul

unei mişcări uniforme, al unei

puteri litrice crescute şi al unei

compactităţi mărite. Ele sunt

realizate sub diverse variante

constructive, cum sunt, de

pildă, motoarele Wankel,

Kauertz, sau Meyer. Dintre

acestea, cel mai cunoscut este

motorul Wankel, însă, în

general, aceste motoare sunt

foarte puţin răspândite

datorită unor dezavantaje ce

Fig. 2.4 Schema motorului cu mecanism de tip

bielă manivelă

nu au putut fi depăşite, precum şi datorită unor probleme tehnologice.

Schema constructivă şi fazele de lucru ale motorului Wankel sunt prezentate în

fig. 2.5, în timp ce în fig. 2.6 este arătat ansamblul de propulsie destinat unui

automobil, format dintr-un motor Wankel şi cutia de viteze. Fig. 2.7 conţine

schema de lucru în cazul motorului Kauertz, cu pistoane rotative.

Pentru motoarele cu ardere internă cu piston, teoretic nu există un criteriu

unitar de clasificare; de fapt, nu se poate stabili un criteriu suficient de

cuprinzător, care să includă într-o schemă unică de clasificare, toate tipurile de

motoare cu ardere internă cu piston. Din acest motiv, clasificarea acestor

motoare se face prin scheme care se întrepătrund şi care au la bază particularităţi

constructive şi funcţionale.

În acest sens, un prim criteriu de clasificare îl constituie caracterul

procesului de ardere. Din acest punct de vedere se pot stabili trei categorii de

motoare descrise în continuare.

a) Motoare cu ardere la volum constant, la care deplasarea pistonului în

timpul procesului de ardere este redusă, determinând o evoluţie a acestui

proces după o curbă apropiată de izocoră, corespunzând porţiunii c – z,

din fig. 2.8 a; ciclul lor de referinţă este ciclul Otto sau Beau de Rochas.

14

b) Motoare cu ardere la presiune constantă, caracterizate prin faptul că

deplasarea pistonului pe durata procesului de ardere este mai mare decât

în cazul anterior, determinând o evoluţie a acestui proces după o curbă

apropiată de izobară, reprezentată prin porţiunea c – z în fig. 2.8 c; ciclul

lor teoretic este ciclul Diesel.

c) Motoare cu ardere mixtă, adică ardere la volum şi la presiune constante,

la care procesul de ardere este dirijat astfel încât evoluţia sa decurge

parţial după o curbă ce poate fi asimilată cu o izocoră, ce corespunde

porţiunii c – y şi parţial după o curbă ce poate fi asimilată cu o izobară

redată prin porţiunea y – z, în fig. 2.8 b; ciclul de referinţă al acestor

motoare poartă numele celor trei precursori care l-au studiat în mod

independent şi anume: Seiliger, Sabathé şi Trinkler.

Fig. 2.5 Schema şi fazele de lucru ale motorului Wankel

15

Fig. 2.6 Ansamblu de propulsie cu motor Wankel

Un al doilea criteriu de clasificare îl

constituie modul de aprindere a amestecului

carburant. Relativ la acest criteriu, distingem:

- motoare cu aprindere prin scânteie (prescurtat, MAS), numite şi motoare cu

aprindere forţată sau comandată, deoarece

aprinderea amestecului dintre aer şi

combustibil se face prin intermediul unei

scântei electrice, produse de o bujie şi

declanşată într-un moment bine definit al

ciclului de funcţionare al motorului; la acest

tip de motoare, care sunt motoare cu ardere

la volum constant, formarea amestecului se

poate face în exteriorul, sau în interiorul

cilindrilor de lucru, în funcţie de procedeul

şi de instalaţia de alimentare;

Fig. 2.7 Schema de lucru a motorului

Kauertz

16

- motoare cu aprindere prin comprimare (prescurtat MAC), numite şi

motoare Diesel, după numele celui care, aşa cum s-a arătat anterior, a introdus

acest ciclu de lucru, sunt motoare la care arderea este declanşată în urma

aprinderii combustibilului injectat în aerul din camera de ardere, puternic

încălzit prin comprimare; din această categorie fac parte motoarele cu ardere la

presiune constantă şi motoarele cu ardere mixtă, formarea amestecului

producându-se în interiorul cilindrului, prin injecţia combustibilului.

Succesiunea proceselor care se repetă periodic în fiecare cilindru

formează ciclul de funcţionare al motorului.

Numărul de timpi, notat cu , ai ciclului de funcţionare a motorului

constituie un al treilea criteriu de clasificare. Numărul de timpi reprezintă de

fapt, numărul de curse ale pistonului în decursul cărora se efectuează un ciclu

motor. Din acest punct de vedere, deosebim motoare sau cicluri motoare în 4

timpi, care se efectuează în 2 rotaţii ale arborelui motor şi motoare sau cicluri

motoare în 2 timpi, care se efectuează într-o singură rotaţie a arborelui motor.

Ciclul în 4 timpi se utilizează în special pentru motoarele de tracţiune rutieră şi

feroviară, precum şi pentru motoarele navale semirapide. Ciclul în 2 timpi nu se

mai foloseşte practic la autovehicule, el reprezentând doar o alternativă pentru

motoarele mici caracterizate prin simplitate şi preţ redus, destinate

motocicletelor, motoretelor, ciclomotoarelor, motoare staţionare ş.a., caz în care

sunt compromise economicitatea şi poluarea. De asemenea, ciclul în 2 timpi

caracterizează unităţile de mare putere, cum este cazul motoarelor navale mari.

O ameliorare a funcţionării motoarelor Diesel în 2 timpi se poate obţine prin

utilizarea unui baleiaj cu pompă sau cu suflantă, în detrimentul preţului de cost

însă.

Pe lângă aceste criterii de clasificare, considerate de bază, se pot o adopta

şi alte criterii, pornind de la anumiţi parametri de ordin constructiv şi funcţional.

Dimensiunile fundamentale ale unui motor cu piston sunt alezajul, D,

(diametrul cilindrului) şi cursa pistonului, S, care, împreună cu dispunerea

cilindrilor, intervalul dintre axele cilindrilor , raportul dintre raza r a

mecanismului motor şi lungimea L a bielei, precum şi numărul de cilindri, i,

determină în ansamblu configuraţia şi dimensiunile motorului cu piston.

În faza de concepţie a motorului, în general, din perechile de valori (D, S),

se alege perechea cea mai convenabilă. Criteriul de alegere este valoarea

raportului dintre cursă şi alezaj, sub forma = S/D, care reprezintă de fapt un

criteriu de similitudine geometrică având, pentru motor, un rol determinant din

punct de vedere constructiv şi funcţional. În funcţie de valoarea acestui raport,

motoarele cu ardere internă cu piston se clasifică în:

- ψ < 1, motoare subpătrate (S < D);

- ψ = 1, motoare pătrate (S = D);

- ψ > 1, motoare suprapătrate (S > D).

17

Sporirea raportului = S/D are ca urmare o reducere a alezajului D şi a

spaţiului în care se pot instala supapele, o sporire a înălţimii motorului, o

reducere a solicitărilor termice şi realizarea unei camere de ardere cu forme

Fig. 2.8 Clasificarea motoarelor după caracterul procesului de ardere

avantajoase. Această sporire trebuie să ţină seama de turaţia nominală a

motorului, care are o importanţă deosebită la alegerea raportului . O creştere a valorii acestuia, pentru o aceeaşi turaţie n, conduce la o mărire a vitezei medii a

pistonului şi, implicit, la creşterea solicitărilor inerţiale şi a uzurii pieselor. La

valori ridicate ale raportului se reduce rigiditatea arborelui cotit,

intensificându-se astfel vibraţiile torsionale.

Reducând cursa pistonului S se obţin, pentru aceleaşi viteze medii,

diametre mari, deci mai mult spaţiu disponibil pentru aşezarea unor supape de

admisie şi evacuare cu secţiune de scurgere mai mare şi cu pierderi prin frecare

mai reduse.

Tabelul 2.1 Valori uzuale ale

raportului ψ

MAS de construcţie actuală, sunt

în general motoare subpătrate, cu ψ =

0,57,…, 0,95 în timp ce MAC sunt, în

general, suprapătrate, având ψ = 1,05

,…, 1,35. În funcţie de destinaţie,

MAC-urile au ψ = 0,9 ,…, 1,2 pentru

automobile şi ψ = 1, 1 ,…, 1,3 pentru

tracţiune.

În tabelul 2.1 se prezintă în mod

sintetic, în funcţie de tipul şi destinaţia

motorului, inclusiv pentru motoare

navale, valorile caracteristice ale

raportului ψ.

Tipul motorului ψ

MAS (autovehicule) 0,6 ... 1,0

MAC (rutier, feroviar) 0,9 ... 1,2

MAC (naval semirapid

şi rapid) 0,9 ... 1,2

MAC (tractor) 1,1 ... 1,3

MAC (naval lent) 1,5 ... 2,2

Părţile principale ale motoarelor cu ardere internă cu piston sunt

următoarele:

18

- mecanismul motor;

- părţile fixe principale, care cuprind: chiulasa, blocul cilindrilor

şi carterul;

- mecanismul de distribuţie a gazelor;

- instalaţiile de alimentare cu combustibil

- instalaţiile anexe, care includ: instalaţiile de aprindere, de

ungere, de răcire, de pornire etc;

- mecanisme de inversare a turaţiei, specific motoarele navale.

Schema elementară şi elementele unui motor în 4 timpi, cu aspiraţie normală şi

ciclul său funcţional sunt redate în fig. 2.9 [2].

Fig. 2.9 Schema elementară, elementele componente şi ciclul funcţional al motorului

în 4 timpi

Succesiunea timpilor de funcţionare şi ciclul real în cazul unui motor Diesel sunt

arătate în fig. 2.10.

Volumul minim ocupat de gazele din cilindru se numeşte volumul

camerei de ardere sau de comprimare Vc, iar poziţia extremă a pistonului

corespunde punctului mort interior (prescurtat PMI).

19

Volumul maxim al cilindrului, ocupat de gaze, constituie volumul total al

cilindrului, notat cu Va, poziţia corespunzătoare a pistonului fiind punctul mort

exterior (prescurtat PME).

Fig. 2.10 Succesiunea timpilor de funcţionare şi ciclul real în cazul unui motor Diesel

Volumul descris de piston, în cursa S, între PMI şi PME se numeşte cilindree

sau capacitate cilindrică, notându-se cu Vs.

Suma cilindreelor tuturor cilindrilor reprezintă cilindreea totală sau

litrajul, notat cu Vt, astfel încât:

t SV i V (2.1)

unde i este numărul de cilindri identici ai motorului. Numărul de cilindri, i,

pentru motoarele de automobile, se adoptă în conformitate cu una dintre soluţiile

uzuale (i = 2, 3, 4, 5, 6, 8, 12).

Pentru motoarele de autoturisme i = 2,...,8, pentru automobile de curse i =

8, 10, 12, 16 iar la motoarele de autocamioane, autobuze şi tractoare i = 3,...,16.

Criteriile pentru alegerea numărului de cilindri sunt asigurarea unui mers

sigur şi liniştit al motorului, pornirea uşoară a motorului, întreţinerea şi

exploatarea facilă precum şi simplitatea tehnologiei de fabricaţie. O atenţie

deosebită se va acorda influenţei din punct de vedere termic şi dinamic a

numărului de cilindri. Un număr de cilindri prea mare, înseamnă un număr mare

de piese componente, ceea ce măreşte dificultăţile de întreţinere, exploatare şi

posibilităţile de defectare. Dintre numerele fără soţ de cilindri la motoarele MAS

20

şi MAC de autoturisme în patru timpi se utilizează numai i = 5, în timp ce la

motoarele de puteri mari cu dispunerea cilindrilor în linie, s-au utilizat în trecut

motoare cu i = 7 şi 9.

Motoarele cu un număr redus de cilindri au o construcţie mai simplă, cu

mai puţine componente, şi o supraveghere uşoară. În schimb ele au o echilibrare

insuficientă şi cuplu motor neuniform, deci au nevoie de un volant de

dimensiuni mai mari. Ele se folosesc mai ales în instalaţiile fixe, în care aceste

dezavantaje se resimt mai puţin.

Construcţiile policilindrice au cilindri cu o capacitate mai redusă şi pot

folosi fără mari dificultăţi şi turaţii mai ridicate, fiind deci mai uşoare şi conform

ecuaţiilor de similitudine, au solicitări termice mai reduse. Forţele de inerţie se

pot echilibra mai uşor şi mai complet, iar cuplul lor este mai uniform.

La o anumită capacitate cilindrică a motorului, există valori optime ale

dimensiunilor fundamentale (S, D). Pe această bază se obţine numărul de cilindri

optim. În acelaşi timp, alegerea numărului de cilindri este legată, aşa cum s-a

arătat şi de costul de fabricaţie al motorului, de cheltuielile de întreţinere şi

exploatare şi de siguranţa în funcţionare.

Raportul dintre volumul maxim şi cel minim al cilindrului se notează cu şi se numeşte raport volumetric de comprimare (el fiind un raport geometric sau

volumetric) sau, pe scurt, raport de comprimare:

c

a

V

V sau, cu Va = Vc Vs , rezultă:

c

s

c

sc

V

V

V

VV

1 . (2.2)

Schema elementară, elementele componente şi ciclul funcţional al unui

motor în 2 timpi, cu umplere forţată sunt prezentate în fig. 2.11 [2].

După cum se observă, din cursa S, numai fracţiunea Sa este efectiv

folosită pentru comprimare şi destindere, restul utilizându-se pentru evacuare şi

destindere. Corespunzător, raportul de comprimare real, numit şi raport de

comprimare util, u, devine:

1c

suu

V

V (2.3)

Raportul volumetric de comprimare se alege în funcţie de tipul motorului.

Teoretic şi experimental s-a constatat că randamentul termic şi puterea

motorului cresc odată cu creşterea raportului de comprimare. Creşterea

raportului de comprimare este limitată de mai multe condiţii, specifice fiecărui

tip de motor.

Raportul de comprimare pentru MAS este limitat de arderea anormală,

reprezentată prin arderea cu detonaţie şi cu aprinderi secundare. Valorile ridicate

ale raportului de comprimare în condiţiile limitării solicitărilor maxime

21

înseamnă prelungirea arderii în destindere şi scăderea randamentului termic al

ciclului. În fig. 2.12 se arată cifra octanică necesară, stabilită statistic în funcţie

de raportul de comprimare.

Mărirea raportului de comprimare conduce la creşterea presiunii maxime,

a vitezei medii de creştere a presiunii şi a mărimilor de stare în momentul

declanşării arderii, rezultând o îmbunătăţire a randamentului termic, cu o

majorare a solicitărilor mecanice în principalele organe ale motorului.

Îmbunătăţirea performanţelor, în condiţiile menţinerii nivelului de solicitări

mecanice, prin reducerea raportului de comprimare, este posibilă prin

intensificarea proceselor fizico-chimice de formare a amestecului şi a arderii,

astfel încât să se asigure reducerea duratei totale a arderii [6].

Raport de comprimare

Cif

ră o

ctan

ică

nec

esar

ă

Fig. 2.12 Cifra octanică necesară în

funcţie de raportul de comprimare Fig. 2.11 Schema elementară,

elementele componente şi ciclul

funcţional al motorului în 2 timpi

În prezent, valorile uzuale ale raportului de comprimare pentru MAS cu

admisie normală, alimentat cu benzină sunt 8,5,…,10,5.

Raportul de comprimare pentru MAC are valori mai mari pentru ca

temperatura aerului comprimat să fie mai mare decât temperatura de aprindere

(autoaprindere) a combustibilului.

Pentru motoare supraalimentate de puteri mari, limita inferioară utilizabilă

se poate considera = 10,5 ,…, 12, determinată de pornirea sigură a motorului

22

rece şi pentru a evita fumul alb în perioada de încălzire. De asemenea, la

rapoarte de comprimare coborâte, cresc brusc emisiile prin hidrocarburi nearse.

În mod curent, pentru motoarele cu injecţie directă se foloseşte un raport =

17, care asigură un randament efectiv optim al motorului şi care este în acelaşi

timp şi limita superioară.

Limita superioară a raportului de comprimare este determinată de

arhitectura camerei de ardere, de toleranţele de fabricaţie ale organelor

mecanismului motor şi de presiuni; la motoarele nesupraalimentate cu cameră de

ardere divizată, max = 21 ,..., 22. Pentru motoarele supraalimentate limita

superioară a raportului de comprimare este condiţionată de presiunea maximă,

ea putând ajunge la max = 23. Valorile ridicate ale raportului de comprimare în

condiţiile limitării solicitărilor maxime înseamnă prelungirea arderii în

destindere şi scăderea randamentului termic al ciclului.

Turaţia motorului se notează cu n. La alegerea turaţiei se ţine seama de

destinaţia şi de mărimea motorului. Turaţia motorului intervine în proiectare

prin următoarele criterii:

uzura motorului – din acest punct de vedere, o soluţie de îmbunătăţire, în

condiţiile menţinerii litrajului motorului, constă în reducerea greutăţii

organelor mecanismului motor şi creşterea numărului de cilindri;

masa specifică, notată cu Ms, definită ca raportul dintre masa motorului

uscat, Musc, şi puterea sa efectivă:

euscs PMM [kg/kW]; (2.4)

unde masa motorului uscat este masa motorului fără lubrifianţi şi lichid de

răcire, exprimată în [kg].

puterea litrică, notată PL, reprezentând raportul dintre puterea efectivă şi

cilindreea totală a motorului (litrajul),

e eL

t s

P PP

V V i

[kW/litru]. (2.5)

Valorile uzuale ale puterii litrice, PL, exprimate în [kW/litru], în funcţie

de tipul şi destinaţia motorului, sunt situate între următoarele limite:

MAS în patru timpi

- pentru autoturisme ................................................... 20 – 60

- pentru automobilele de curse ................................... 90 – 150

MAC în patru timpi

- pentru autoturisme ................................................... 15 – 30

23

- pentru autocamioane ............................................... 10 – 30

- pentru tractoare ....................................................... 10 – 25

- pentru tracţiune feroviară ......................................... 6 – 25

- semirapide, pentru propulsie navală ........................ 5 – 20

MAC în doi timpi

- lente, pentru propulsie navală .................................. 2 – 5

Turaţia maximă a motorului este limitată atât de procesul de ardere cât şi

de creşterea forţelor de inerţie care produc solicitări peste limita admisibilă.

Limitarea introdusă de procesul de ardere intervine prin durata acestuia,

care poate fi ameliorată mărind raportul de comprimare sau adoptând

supraalimentarea motorului.

Pe baza criteriilor expuse, soluţiile cele mai raţionale de creştere a turaţiei

maxime a motoarelor constau în:

majorarea numărului de cilindri;

adoptarea unui raport = S/D redus;

utilizarea unui raport de comprimare ridicat.

În principiu, motoarele de dimensiuni şi puteri mari sunt caracterizate prin

turaţii mici, de până la 150 [rpm] (motoare lente), în timp ce motoarele cu putere

mică sau mijlocie au turaţii ridicate, depăşind 6000 [rpm].

Pentru o gamă mai largă de motoare, care depăşeşte sfera celor pentru

automobile, turaţiile nominale, exprimate în [rpm], se situează, la rândul lor,

între următoarele limite:

MAS în patru timpi

pentru autoturisme ................................................... 4500 – 6000 ـ

pentru automobilele de curse ................................... 7500 – 12000 ـ

pentru autobuze şi autocamioane ............................. 3300 – 4500 ـ

MAC în patru timpi

- pentru autoturisme ................................................... 4000 – 5000

- pentru autobuze şi autocamioane ............................. 1800 – 2800

- pentru tractoare ....................................................... 1500 – 2500

- pentru tracţiune feroviară ......................................... 500 – 1500

- semirapide, pentru propulsie navală ........................ 400 – 1000

MAC în doi timpi

- lente, pentru propulsie navală .................................. 85 – 250

Pentru alte situaţii, cum este cazul motoarelor care acţionează generatoare

de curent alternativ, turaţia poate varia în limite mult mai largi. Astfel, pentru a

asigura frecvenţa curentului de 50 [Hz], turaţia este corelată cu numărul de

24

perechi poli (1 ,…, 20) ai generatorului, valorile acesteia variind de la 3000

[rpm] până la 150 [rpm].

În cazul în care se utilizează criteriul similitudinii pentru estimarea

turaţiei, turaţia motorului proiectat va fi n = (1/k) n0.

Viteza medie a pistonului, simbolizată cu wp, poate constitui, de

asemenea, un criteriu de clasificare a motoarelor, putând fi considerată în

acelaşi timp şi un criteriu de apreciere a turaţiei. Viteza medie condiţionează

solicitările termice şi mecanice precum şi uzarea organelor mecanismului motor.

Relaţia pentru determinarea vitezei medii a pistonului este:

310

30

nS

wp [m/s]. (2.6)

Valorile uzuale ale acesteia, exprimate în [m/s], sunt definite mai jos:

MAS în patru timpi

pentru autoturisme .................................................. 12 – 15 ـ

pentru automobilele curse ........................................ 15 – 23 ـ

pentru autobuze şi autocamioane ............................. 9 – 12 ـ

pentru automobile, cu combustibili gazoşi .............. 7 – 11 ـ

MAC în patru timpi

pentru autocamioane şi autoturisme ........................ 7 – 13 ـ

pentru tractoare ....................................................... 5,5 – 10,5 ـ

pentru tracţiune feroviară ......................................... 10 – 12 ـ

semirapide, pentru propulsie navală ........................ 8 – 9 ـ

MAC în doi timpi lente, pentru propulsie navală ......... 5 – 7

Pe baza acestor valori pot fi stabilite următoarele categorii de motoare:

motoare lente, cu valori ale wp situate în intervalul 4 ,…, 6 [m/s];

motoare de turaţie medie, pentru valori ale wp de 6 ,…, 9 [m/s];

motoare rapide, la care wp este între 9 şi 13 [m/s].

Cantitatea de combustibil şi de aer care participă la ardere se corelează

printr-un criteriu numit dozaj.

Un mod de apreciere a dozajului este coeficientul de dozaj:

aer

comb

G

Gd (2.7)

25

În funcţie de valoarea lui d, amestecul poate fi: bogat, teoretic, adică

stoechiometric (d = 1/15), sau sărac.

Coeficientul de dozaj teoretic este:

0666,015

1

aer

combt

G

Gd (2.8)

Inversul coeficientului de dozaj oferă o mai mare uşurinţă de scriere:

comb

aer

G

G

dd

1' (2.9)

şi în cazul teoretic este:

151

15' td (2.10)

Observaţie: Ambii coeficienţi prezintă dezavantajul că nu precizează în mod

direct calitatea amestecului: sărac, bogat şi mai ales cât de sărac sau cât de

bogat; în plus, valorile absolute ale coeficientului sunt legate de natura

combustibilului (dtbenzină=1/14,8; dtmotorină=1/14,5).

Acest inconvenient se evită prin folosirea coeficientului de îmbogăţire:

100 %t

d

d . ...(2.11)

Dar, pentru a permite uniformizarea modului de exprimare şi de calcul în

domeniul maşinilor şi instalaţiilor termice, se foloseşte şi coeficientul de exces

de aer care este raportul dintre cantitatea de aer de care dispune 1 [kg] de

combustibil, Gaer şi cantitatea de aer necesară pentru arderea stoechiometrică,

teoretică, a acestei cantităţi de combustibil, Gaert,

taer

aer

G

G (2.12)

Între mărimile definite, există relaţiile:

1

aer

aer

aer

comb

aer

comb

t G

G

G

G

G

G

d

dt

t

(2.13)

Observaţie: Luând Gcomb. = 1 [kg], avem:

111'

tt aeraer GGdd (2.14)

26

Sensul variaţiei acestor coeficienţi este sintetizat în tabelul 2.2:

Tabelul 2.2 Valori de referinţă ale dozajului

Coeficient Dozaj sărac Dozaj teoretic Dozaj bogat

d <dt dt >dt

d’ >d’t d’t <d’t

% <100 100 >100

>1 1 <1

Valorile uzuale ale coeficientului excesului de aer pentru un MAS,

alimentat cu combustibil lichid (amestec format prin carburaţie sau injecţie) sunt

= 0,85 ,…, 1,15.

La amestecuri cu un coeficient al excesului de aer = 0,85 ,…, 0,9

(amestecuri bogate) se pot obţine valori maxime ale vitezei de ardere şi, prin

urmare, putere maximă, aceste valori ale coeficientului excesului de aer fiind

= P, însă, economicitatea va fi mai mică. Pentru amestecurile sărace cu =

1,05 ,…, 1,15 viteza de ardere va fi mai mică, puterea se va micşora, însă

economicitatea se va mări, reducându-se consumul specific de combustibil,

motiv pentru care aceste valori pot fi considerate economice, = ec.

Pentru MAC, la sarcini parţiale, cantitatea de aer admisă în motor fiind

practic constantă, cantitatea de combustibil injectată trebuie să scadă cu sarcina

motorului. De menţionat că la MAC nu este posibilă o ardere fără fum în

condiţiile unor randamente ridicate, cu valori ale coeficientului excesului de aer

apropiate de valoarea teoretică, = 1.

În realitate, la motorul Diesel, injecţia combustibilului lichid în cilindru

spre finalul cursei de comprimare produce câmpuri de concentraţie foarte

variată. Amestecul combustibil – aer format este neomogen, ceea ce are drept

consecinţe în primul rând amestecarea incompletă a aerului cu combustibilul şi

în al doilea rând aprinderea amestecului pentru orice valoare a coeficientului de

exces de aer, fenomenul având din acest motiv o mare stabilitate. Astfel, la

sarcină plină, MAC-ul poate funcţiona cu valori ale excesului de aer = 1,2

,…, 1,4, pe când la mersul în gol se ating valorile = 6 ,…,8. În această situaţie,

apariţia nucleului de flacără, înainte ca amestecarea combustibilului cu aerul să

se fi desăvârşit, constituie o caracteristică a arderii în MAC, având consecinţe

importante asupra randamentului, solicitărilor mecanice, vibraţiilor, zgomotelor

şi duratei de serviciu a motorului.

Spre deosebire de MAS, reglajul dozajului corespunzător randamentului

indicat maxim la MAC nu este accesibil deoarece valoarea excesului de aer ec

(economic) fiind mare, presiunea medie indicată scade, compromiţând

performanţa de putere litrică a motorului; altfel spus, la aceeaşi putere este

necesar un litraj foarte mare. Reglajul dozajului economic apare ca o soluţie de

27

compromis, excesul de aer situându-se la motoarele cu cameră unitară în jurul

valorii ec = 1,5.

Coeficientul excesului de aer corespunzător regimului de putere maximă,

P, satisface întotdeauna condiţia P 1, situându-se în intervalul 1,05 ,…, 1,1,

valorile acestuia fiind cu cca. 30% mai mari decât la MAS. De menţionat că,

deşi P este supraunitar, datorită neomogenităţii amestecului şi caracterului

difuziv al arderii apare o lipsă locală de oxigen. Acest lucru duce la funcţionarea

motorului cu fum puternic în gazele de evacuare, produs de carbonul liber în

suspensie, în camera de ardere se formează depozite de carbon, pistonul se

supraîncălzeşte, se arde sau calează, se coxează segmenţii. La aceste aspecte se

adaugă solicitările mecanice mai mari datorită presiunilor maxime ridicate.

Aceste anomalii micşorează siguranţa în funcţionare şi durabilitatea motorului,

de aceea, în exploatare, nu se utilizează niciodată reglajul = P. Deoarece

fumul intens din gazele de evacuare constituie semnul tipic al arderii anormale,

se micşorează în raport cu ec până la acea valoare la care apare fumul uşor

vizibil în gazele de evacuare. Această valoare se numeşte coeficient de exces al

aerului la limita de fum, notat LF, se stabileşte experimental şi este situată între

limitele P LF ec. Valorile actuale, care corespund, pentru motoarele cu

cameră de ardere unitară, cu P LF = 1,38 ,…, 1,55, rezultă din tendinţa de a

asigura, pentru puterea maximă impusă la proiectarea unui MAC, un litraj VL

mai redus . Altfel spus, îmbogăţind lejer amestecul spre P se poate micşora

cilindreea, fără a atinge însă limita de fum. Deoarece la motoarele cu cameră de

ardere divizată există o mai bună mişcare organizată a aerului se pot utiliza

valori mai mici ale excesului de aer, LF = 1,24 ,…, 1,38. Din aceste motive,

litrajele şi deci dimensiunile motoarelor cu cameră de ardere unitară (injecţie

directă) sunt mai mari decât ale celor cu cameră de ardere divizată. La aceasta se

adaugă şi dimensionarea mai generoasă a organelor motoarelor din prima

categorie, la care presiunile maxime din camera de ardere sunt superioare celor

corespunzătoare motoarelor din a doua categorie.

În cazul MAC-urilor supraalimentate, pentru limitarea solicitărilor

termice care apar în motor odată cu creşterea gradului de supraalimentare, există

tendinţa de majorare a excesului de aer, acesta atingând valori apropiate de =2.

Subansamblele şi părţile componente, precum şi o parte dintre criteriile

constructive şi funcţionale descrise anterior, utilizate la proiectarea şi realizarea

motoarelor pot fi regăsite în exemplul din fig. 2.13, care reprezintă un motor

Diesel cu 12 cilindri, dispuşi în V.

După cum s-a arătat, la motoarele cu aprindere prin scânteie, formarea

amestecului se poate face fie în exteriorul cilindrilor, prin injecţie de benzină în

traseul de admisie, în zona supapei, aşa cum se arată în fig. 2.14 a, fie în

interiorul cilindrilor, prin injecţie directă de benzină, situaţie prezentată în fig.

2.14 b [44].

28

Fig. 2.13 Subansamblele şi părţile componente ale unui motor Diesel

cu 12 cilindri dispuşi în V 1- pompa de ungere; 2 – pompa pentru lichidul de răcire; 3 – pompa de alimentare cu combustibil; 4 – capacul

pentru alimentarea centralizată cu lubrifiant; 5 – distribuitor de aer; 6 – supapa de pornire; 7 – filtru fin de

combustibil; 8 – pompa de injecţie; 9 – injector.

Fig. 2. 14 a, b Formarea amestecului în exteriorul cilindrilor (a) şi în interiorul

cilindrilor (b) la motorul cu aprindere prin scânteie

29

În fig. 2. 15 se arată secţiuni prin camera de ardere şi prin motorul

Mitsubishi GDI care utilizează procedeul de injecţie directă descris mai sus.

Fig. 2.15 Procedeul de injecţie directă Mitsubishi GDI

În fig. 2.16 a, b este prezentată o soluţie de formare a amestecului în

cilindru, prin injecţia combustibilului în interiorul camerei de ardere unitare, la

un motor cu aprindere prin comprimare. Astfel, în fig. 2.16 a sugerează schema

de principiu a procedeului, în timp ce fig. 2.16 b indică arhitectura unei camere

de ardere realizată după acest procedeu.

Fig. 2.16 a, b Soluţie de principiu (a) şi constructivă (b) cu cameră de ardere unitară

pentru formarea amestecului în interiorul cilindrului la MAC

La motoarele cu aprindere prin comprimare destinate autoturismelor şi

autoutilitarelor se poate întâlni şi o altă soluţie pentru formarea amestecului în

30

interiorul cilindrului, mult mai puţin utilizată însă în prezent, bazată pe folosirea

unei camere de ardere divizate, constituită din două cavităţi interioare, cu

volume diferite, unite printr-un canal de legătură. Un exemplu de acest fel este

ilustrat în fig. 2. 17 a, b.

Fig. 2. 17 a, b Soluţie de principiu (a) şi constructivă (b) cu cameră de ardere divizată

pentru formarea amestecului în interiorul cilindrului la MAC

1 – injector; 2 – camera de ardere secundară; 3 – canal de legătură; 4 – camera de ardere principală.

Referitor la formarea interioară a amestecului, poate fi citat drept exemplu

şi cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare în doi timpi cu baleiaj prin

supape şi fante (ferestre), aşa cum se arată în fig. 2.17.

Fig. 2.17 Schema unui motor Diesel în doi timpi cu baleiaj direct

1 – fante (ferestre); 2 – camera de aer; 3 – pompa de baleiaj (suflanta)

31

În continuare, se menţionează că dispunerea cilindrilor poate constitui, în

egală măsură, un criteriu de clasificare a motoarelor cu ardere internă cu

piston, indiferent de destinaţia acestora. Relativ la acest aspect s-a considerat

utilă prezentarea, în fig. 2.18, a unui tablou sintetic privind clasificarea

motoarelor în raport cu modul de amplasare a cilindrilor.

Fig. 2.18 Clasificarea motoarelor după modul de dispunere a cilindrilor

Trebuie arătat că, la ora actuală, motoarele destinate automobilelor sunt

motoare cu ciclu de funcţionare în patru timpi, din ambele categorii, adică MAS-

uri sau MAC-uri, răcite cu lichid, cu dispunerea cilindrilor preponderent în linie

(amplasare pe un singur rând), cu dispunere orizontală sau în V.

Figura 2.19 prezintă o secţiune printr-un motor Diesel cu cilindrii dispuşi

orizontal, având puterea de aproximativ 202 [kW] (275 [CP]).

32

Din raţiunea simplităţi constructive, a întreţinerii facile şi a preţului redus

au existat totuşi construcţii de automobile, de mică capacitate, echipate cu

motoare răcite cu aer. În acelaşi timp, această categorie de motoare prezintă o

siguranţă ridicată în exploatare, motiv pentru care au fost utilizate pentru

echiparea maşinilor de luptă. În fig. 2.20 se prezintă un exemplu de amplasare,

pe un vehicul militar, a unui motor răcit cu aer, având dispunerea orizontală a

cilindrilor, iar în fig.2.21, de asemenea, un motor răcit cu aer, dar cu cilindrii

poziţionaţi în stea, destinat propulsării unei maşini de luptă, ceea ce constituie

practic o excepţie, întrucât aceste motoare se folosesc în aviaţie.

Fig. 2.19 Secţiune printr-un motor Diesel cu cilindri orizontali

Fig. 2. 20 Modul de amplasare al unui motor răcit cu aer cu cilindri

dispuşi orizontal

33

Fig. 2. 21 Maşină de luptă echipată cu motor în stea răcit cu aer

În acelaşi timp, având în vedere că la motoarele de autovehicule rutiere,

aşa cum s-a arătat, cea mai întâlnită este amplasarea în linie a cilindrilor, în fig.

2.22 se indică schemele de realizare a acestor motoare, în varianta în patru timpi,

precum şi ordinea de funcţionare a cilindrilor. Partea din dreapta a figurii arată

configuraţia spaţială a arborelui cotit, pentru fiecare variantă constructivă în

parte, astfel încât se poate bine defini poziţia fiecărui cot.

Din punct de vedere energetic, urmărind procesele majore care se

desfăşoară în motor, din energia care se eliberează prin arderea combustibilului

în cilindrul motorului, considerată 100%, aşa cum se pune în evidenţă în fig.

2.23, doar o mică proporţie se regăseşte în exterior sub forma energiei mecanice

utile, adică a lucrului mecanic efectiv [4]. Această situaţie, prezentată pentru un

regim de funcţionare caracterizat printr-un randament bun, devine cu mult mai

defavorabilă în alte regimuri, cum sunt cele ale sarcinilor parţiale mici, tipice

exploatării autovehiculelor rutiere, când rata transformărilor utile din motor este

mai redusă.

În acelaşi timp, lipsa unui produs mai competitiv, care să poată înlocui cu

succes motorul cu ardere internă cu piston, cu toate celelalte avantaje, mai ales

34

Fig. 2.22 Schemele de realizare a motoarelor în patru timpi pentru

autovehicule şi ordinea de funcţionare a cilindrilor

în domeniul automobilului, pe care acesta le asigură, cu un consum de

combustibil relativ redus pe plan mondial în raport cu alte unităţi energetice, mai

ales în deceniile 3 – 4 ale secolului trecut, precum şi, aşa cum s-a mai arătat, cu

o tehnologie de fabricaţie foarte bine pusă la punct au făcut ca acest motor să

capete o dezvoltare extrem de extinsă în domeniul transporturilor terestre, în

special cele rutiere.

Dintre toate celelalte tipuri de motoare termice, care folosesc, prin arderea

combustibilului, acelaşi tip de transformare a energiei chimice în energie

mecanică, printre care se pot cita maşinile cu abur, turbinele cu abur şi cu gaze,

motorul cu ardere internă cu piston are randamentele cele mai ridicate şi prezintă

avantajele cele mai mari.

În acelaşi timp, motorul cu ardere internă cu piston converteşte cel mai

bine în energie mecanică utilă, fracţiunea transformabilă în lucru mecanic din

energia disponibilă sub formă de căldură. Astfel, se constată că acest tip de

35

Fig. 2.23 Bilanţul energetic al motorului

cu piston Fig. 2.24 Repartiţia pierderilor proprii

motorului cu piston

motor transformă în energie mecanică circa 90 - 95% din căldura transformabilă,

aspect evidenţiat de fig. 2.24, ceea ce constituie un alt avantaj major, faţă de alte

motoare termice. Acest lucru este asigurat de faptul că pierderile cu adevărat

proprii motorului sunt cele prin frecări, la care se adaugă cele necesare antrenării

instalaţiilor auxiliare şi efectuării schimbului gazelor. Se poate astfel

concluziona că, deşi din punct de vedere mecanic, motorul cu ardere internă cu

piston, din cauza pierderilor reduse este o maşină aproape perfectă, dezavantajul

major care apare însă este dat de intransigenţa legii de transformare a căldurii în

energie mecanică, ceea ce atrage consumul său de combustibil crescut, în raport

cu alte tipuri de unităţi energetice.

36

Capitolul 3

Parametrii indicaţi şi efectivi ai motoarelor cu

ardere internă pentru autovehicule rutiere

3.1. Parametrii indicaţi

Lucrul mecanic indicat, Li, este lucrul mecanic dezvoltat într-un ciclu

motor real şi reprezintă lucrul mecanic al diagramei de presiune indicate,

exprimat în [J]. Acest lucru mecanic este proporţional cu aria considerată

pozitivă a diagramei indicate, adică cu aria dczd din fig. 3.1. Pe diagramele reale

această arie poate fi pusă în evidenţă prin planimetrare. Lucrul mecanic al

diagramei de presiune joasă, aferent proceselor de schimbare a gazelor în motor,

corespunzând ariei considerată negativă, sau lucrul mecanic de pompaj, se

consideră inclus în consumul propriu de lucru mecanic al motorului,

reflectându-se în randamentul mecanic.

Presiunea medie indicată, pi, reprezintă lucrul mecanic indicat pe

unitatea de volum a cilindrului; presiunea medie indicată este deci un lucru

mecanic specific, fiind definită prin relaţia:

Sii VLp / [MPa]. (3.1)

Aşa cum se sugerează în fig.3.1, într-o interpretare grafică, presiunea pi

reprezintă înălţimea dreptunghiului cu suprafaţa egală cu aria pozitivă dczd şi

lungimea VS.

Spre deosebire de lucru mecanic indicat, care este un parametru

cantitativ, presiunea medie indicată constituie un parametru calitativ, putând

servi la compararea unor cicluri sau a unor motoare.

Uzual, presiunea medie indicată pi se determină în două etape. Într-o

primă etapă, în funcţie de tipul motorului, se determină presiunea medie indicată

a ciclului de calcul nerotunjit, pe care o notăm cu pi.

Astfel, din diagrama ciclului teoretic, pusă în evidenţă în fig.3.2 se

deduce, pe baza lucrului mecanic Li al acestui ciclu, presiunea pi, pentru:

– ciclul mixt nerotunjit:

cazdyzi LLLL ' , (3.2)

37

'

1 1

1 1 1[ ( 1) 1 ) (1 )]

1 1 1d c

c zi z n n

d c

pp

n n

(3.3)

– ciclul izocor nerotunjit, la care ρ = 1:

cazdi LLL ' , (3.4)

1 1

1 1 1' [ (1 ) (1 )]

1 1 1d c

c zi n n

d c

pp

n n

(3.5)

PMI PME

c

PMI PME

Fig. 3.1 Reprezentarea lucrului mecanic

indicat în diagrama p–V a ciclului

în patru timpi

Fig. 3.2 Ciclul teoretic corectat în patru

timpi

Notaţiile utilizate în relaţiile de mai sus sunt descrise pe larg în Cap.5.

În cea de a doua etapă se obţine presiunea medie indicată a ciclului

rotunjit, adică a ciclului real, prin modularea valorii obţinute pentru presiunea pi

cu coeficientul φr. Astfel, rezultă:

iri pp ' [MPa], (3.6)

în care φr este coeficientul de rotunjire a diagramei şi poate avea, în funcţie de

tipul motorului, următoarele valori:

38

MAS .......................................................................... 0,94 – 0,97;

MAC .......................................................................... 0,92 – 0,95.

Coeficientul de rotunjire a diagramei, numit şi coeficient de perfecţiune

sau de plenitudine, se poate obţine şi ca raport între aria ciclului rotunjit

(corectat) şi aria ciclului cvasiideal (necorectat), rezultate prin planimetrare, cu

alte cuvinte ca raport între lucrul mecanic al ciclului de calcul rotunjit şi lucrul

mecanic al ciclului de calcul nerotunjit.

Valori orientative ale presiunii medii indicate exprimate în [MPa], pentru

sarcină plină, în funcţie de categoria motorului sunt exemplificate mai jos:

MAS, patru timpi ................................................... 0,6 – 1,2 [MPa]

MAS, patru timpi forţate ..................................... 1,6 – 1,9 [MPa]

MAC, patru timpi, nesupraalimentate ................... 0,7 – 1,1 [MPa]

MAC, patru timpi, supraalimentate .................. până la 2,2 [MPa].

Randamentul indicat, i, reprezintă raportul dintre lucrul mecanic

indicat şi căldura introdusă în ciclu, respectiv căldura disponibilă a unităţii

masice de combustibil. Acest randament caracterizează de fapt economicitatea

ciclului real. În aceste condiţii, randamentul indicat se va defini ca raportul

dintre lucrul mecanic indicat şi puterea calorică inferioară a combustibilului:

iii HL / . (3.7)

Pentru motoarele cu combustibili lichizi, considerând că fluidul proaspăt

conţine numai aer:

vsiii HLp ,0min

3 /10 , (3.8)

unde: pi [MPa]; Lmin [kg/kg comb]; Hi [kJ/kg comb], iar 0,s [kg/m3] este

densitatea aerului; indicele „0” se referă la p0, T0, iar „s” la ps, Ts. Această

relaţie indică dependenţa randamentului indicat de principalii parametri ce

caracterizează funcţionarea motorului, adică , v, Lmin.

Valorile randamentului indicat pentru motoarele de automobile şi

tractoare sunt cuprinse între următoarele limite:

MAS .......................................................................... 0,26 – 0,35

MAC .......................................................................... 0,38 – 0,50.

39

Spre deosebire de lucrul mecanic indicat, care constituie un parametru

cantitativ al ciclului de funcţionare al motorului, randamentul indicat reprezintă

un parametru calitativ, el putând servi la compararea unor tipuri sau soluţii

energetice diferite de motoare.

Randamentul relativ, simbolizat prin r se defineşte ca raportul dintre

lucrul mecanic indicat, Li şi lucrul mecanic al ciclului teoretic, Lc:

cir LL , (3.9)

şi sugerează gradul de perfecţiune al ciclului real al motorului, comparativ cu

ciclul său teoretic.

Randamentul ciclului teoretic, notat t, se defineşte ca raportul dintre

lucrul mecanic al ciclului teoretic, Lc şi cantitatea de căldură introdusă în ciclu,

Ql , corespunzătoare unităţii de masă a combustibilului:

lct QL (3.10)

şi constituie un criteriu de apreciere a eficienţei economice a motorului. Pe de

altă parte, din analiza termodinamică, efectuată în Cap.5, se poate stabili că

randamentul ciclului teoretic mixt, ca un caz general, este dat de relaţia:

1

1

11

11

k

zz

k

zmt

k

(3.11)

unde k este exponentul adiabatic al aerului, considerat fluid motor, în cazul

ciclului teoretic.

Se observă că randamentul indicat se va putea exprima prin produsul:

rti . (3.12)

În regim nominal randamentul relativ ia valori în intervalul 0,5 ,..., 0,8 [17].

Puterea indicată, Pi, este puterea corespunzătoare lucrului mecanic

indicat al ciclului. Ea are expresia generală:

30

niVpP Si

i [ kW], (3.13)

când pi este exprimată în [MPa] , VS în [dm3] şi n în [rpm].

Pentru motoarele în patru timpi relaţia devine, în mod evident,

120niVpP Sii [kW] .

40

Cu titlul de observaţie se menţionează că dacă presiunea pi se introduce în

[kgf/cm2], puterea indicată Pi se va obţine în [CP], ca unitate de măsură tolerată,

relaţia (2.75) fiind în acest caz de forma:

225

i Si

pV niP

[CP] . (3.14)

Momentul motor indicat, Mi, este momentul corespunzător puterii

indicate a motorului, la o anumită turaţie, adică:

n

PM i

i 9550 [Nm] , (3.15)

unde Pi este exprimată în [kW] iar n în [rpm].

Dacă Pi se introduce în [CP], momentul indicat se va obţine în [kgf m],

conform relaţiei:

n

PM i

i 2,716 [kgfm]. (3.16)

Consumul specific indicat, ci, reprezintă consumul de combustibil al

motorului, raportat la unitatea de putere indicată şi are următoarea formă de

exprimare generală:

i

hi

P

Cc 310 [g/kWh], (3.17)

unde Ch este consumul orar de combustibil al motorului, adică consumul de

combustibil în unitatea de timp, măsurat în [kg/h].

Întocmai randamentului indicat, consumul specific indicat reprezintă un

parametru calitativ care pune în evidenţă gradul de perfecţiune al soluţiei

energetice adoptate pentru motorul proiectat. În cazul utilizării combustibililor

lichizi, consumul specific indicat se poate determina cu una dintre relaţiile

următoare:

)/(106,3 6

iii Hc , sau )/(106,3 min,0

4 Lpc ivsi [g/kWh] (3.18)

Valorile medii ale consumului specific indicat, sunt cuprinse între

următoarele limite, în funcţie de tipul motorului:

41

MAS .......................................................................... 235 – 320 [g/kWh]

MAC .......................................................................... 170 – 230 [g/kWh].

3.2. Parametrii efectivi

Lucrul mecanic efectiv, Le, este lucrul mecanic cedat consumatorului de

către un cilindru al motorului, pe durata unui ciclu de funcţionare, măsurat în [J].

În aceste condiţii, la cuplajul de legătură dintre arborele cotit al motorului şi

utilizator se va măsura lucrul mecanic efectiv dezvoltat de către toţi cilindrii,

adică iLe.

Trebuie menţionat că

ansamblul mărimilor măsurate la

arborele motor, la nivelul cuplajului

de legătură cu consumatorul,

reprezintă mărimile efective ale

motorului, pe când cele măsurate în

cilindru sunt mărimi indicate, aşa

cum se sugerează [17] pe schema din

fig. 3.3. Lucrul mecanic disponibil

pentru consumator la nivelul

arborelui cotit este evident mai mic

decât lucrul mecanic indicat, deoarece

motorul consumă o parte din lucrul

mecanic dezvoltat în Fig. 3.3 Schiţă pentru definirea

mărimilor indicate şi efective

cilindru pentru învingerea rezistenţelor interioare, determinate în principal de

antrenarea instalaţiilor auxiliare, de frecarea mecanică între suprafeţele în

mişcare relativă, de frecarea gazodinamică dintre fluidul motor şi organele

componente, de schimbul de gaze, ş.a.

Presiunea medie efectivă, pe, se defineşte, împreună cu celelalte mărimi

efective, prin analogie cu parametrii indicaţi. Astfel, presiunea medie efectivă,

reprezintă lucrul mecanic furnizat de motor, adică lucrul mecanic efectiv, pe

unitatea de cilindree şi se exprimă prin relaţia:

See VLp / [MPa], (3.19)

în care Le se introduce în [kJ] iar VS în [dm3].

Dacă lucrul mecanic corespunzător rezistenţelor proprii ale motorului se

notează cu Lrp, atunci se poate stabili relaţia ,rpie LLL din care se deduce

diferenţa de presiuni medii:

rpie ppp [MPa], (3.20)

42

unde prp este presiunea medie a rezistenţelor proprii (de fapt lucrul mecanic

specific al rezistenţelor proprii), compusă din presiunea medie de frecare pf

necesară învingerii frecărilor dintre organele motorului, presiunea medie de

antrenare pant a instalaţiilor şi dispozitivelor auxiliare şi presiunea medie de

pompaj, corespunzătoare lucrului mecanic de pompaj. Informativ, presiunea

rpf pp 75,06,0 , iar rpant pp 3,025,0 . Presiunea medie de pompaj pentru

motoarele în patru timpi nesupraalimentate se poate calcula argazgaz ppp

[MPa], unde φgaz este un coeficient care depinde de regimul de sarcină şi turaţie

al motorului şi care pentru motoarele de automobile şi tractoare are valori

cuprinse între 0,75 ,…, 0,9.

Pentru calculul global al presiunii rpp [MPa] se pot folosi următoarele

relaţii empirice, în funcţie de tipul şi caracteristicile motorului [5, 6]:

MAS cu un număr de cilindri până la i = 6 şi

1 , prp wp 0152,0049,0 [MPa], (3.21)

1 , prp wp 0113,0034,0 [MPa], (3.22)

MAS cu i = 8 cilindri şi 1 ,

prp wp 0132,0039,0 [MPa], (3.23)

MAC în patru timpi cu cameră de ardere unitară:

prp wp 0118,0089,0 [MPa], (3.24)

MAC cu camera de turbulenţă

prp wp 0135,0089,0 [MPa], (3.25)

MAC cu cameră de precombustie:

prp wp 0153,0103,0 [MPa], (3.26)

MAC în patru timpi semirapide pentru care n = 400 – 600 [rpm] şi wp

= 6,5 , …, 8,5 [m/s], au presiunea rpp 0,154 ,…, 0,2 [MPa];

43

MAC în doi timpi lente, cu destinaţie navală, pentru wp = 6 ,…, 7

[m/s], au presiunea rpp 0,116 – 0,134 [MPa]; în acelaşi timp se poate

utiliza [6] şi relaţia:

prp wp 040,0035,0 [MPa], (3.27)

În cadrul acestor expresii, wp semnifică viteza medie a pistonului, definită

anterior prin relaţia (2.6).

În mod curent, valorile presiunii medii efective ep , la sarcină nominală

variază între limitele:

MAS în patru timpi ................................................... 0,60 – 1,10[MPa]

MAS în patru timpi forţate ....................................... până la 1,3 [MPa]

MAC în patru timpi nesupraalimentate .................. 0,55 – 0,85[MPa]

MAC în patru timpi supraalimentate ...................... până la 2,0 [MPa].

Alte categorii de motoare:

MAC in doi timpi rapide .......................................... 0,40 – 0,75 [MPa]

MAC în patru timpi semirapide supraalimentate ... 1,40 – 2,0 [MPa]

MAC in doi timpi supraalimentate .......................... 0,85 – 1,3 [MPa].

Tendinţa actuală este de creştere a presiunii medii efective la MAC

supraalimentate în patru timpi, rezultând valori ale presiunii pe ce pot fi cuprinse

între 2,5 ,…, 3,5 [MPa].

Randamentul mecanic, m, se defineşte ca raport între Le şi Li, adică

iem LL . În acelaşi timp se pot utiliza şi relaţiile derivate:

iem pp / sau irpm pp /1 , ime pp [MPa], (3.28)

La turaţie constantă şi sarcină variabilă, m creşte odată cu sarcina, în timp

ce la mers în gol, m = 0. În cazul funcţionării la sarcină constantă ( Me = const,

Pe = const) şi turaţie variabilă, randamentul m scade cu creşterea turaţiei.

Valorile randamentului mecanic pentru regim nominal sunt cuprinse, în

principiu, între limitele de mai jos:

MAS în patru timpi ................................................... 0,7 – 0,9

MAC în patru timpi nesupraalimentate .................. 0,70 – 0,82

MAC în patru timpi supraalimentate ...................... 0,8 – 0,9

MAC semirapide în patru timpi la care n = 400 – 600 [rpm], wp = 6,5 –

8,5 [m/s] şi pe = 1,4 – 2,0 [MPa]........................................0,89 – 0,9

44

Puterea efectivă este puterea disponibilă la arborele motorului, cu alte

cuvinte reprezintă puterea transmisă de arborele motor consumatorului; ea este

egală cu diferenţa dintre puterea indicată şi puterea consumată pentru învingerea

rezistenţelor proprii:

rpie PPP [kW] sau, ime PP [kW]. (3.29)

Prin înlocuire se obţine o expresie similară puterii indicate, adică:

30

niVpP Se

e [kW]. (3.30)

când pe este exprimată în [MPa] , VS în [dm3] şi n în [rpm].

Dacă presiunea pe se introduce în [kgf/cm2], puterea efectivă se va obţine

în [CP], ca unitate de măsură tolerată, relaţia (2.92) fiind în acest caz de forma:

225

e Se

p V niP

[CP] . (3.31)

Ţinând seama de relaţia (2.71) se exprimă pi şi apoi, prin analogie, pe , care introdus în relaţia (2.92) permite exprimarea puterii efective sub o formă

mai detaliată, adică:

mivSis

eL

HinVP

,0

min

31030

[kW]. (3.32)

În proiectare se preferă uneori exprimarea puterii efective a motorului în

funcţie de viteza medie a pistonului, wp. Folosind relaţiile (2.6) şi (3.30) rezultă

următoarea relaţie:

pe wiD

P

410

23

[kW]. (3.33)

Acest mod de exprimare sugerează că, pentru aceleaşi condiţii

constructive, puterea efectivă creşte la mărirea lui wp, ceea ce argumentează

tendinţa generală în construcţia de motoare, de mărire a vitezei medii a

pistonului. În mod normal însă, în proiectarea motoarelor, atunci când puterea

efectivă şi numărul de timpi sunt definiţi, pot apărea două tendinţe [19], şi

anume:

45

realizarea unui motor cu viteza wp mare, ceea ce asigură posibilitatea

reducerii ariei suprafeţei totale a pistoanelor, 42DiP şi a realizării, implicit,

a unui motor compact, cu un consum redus de material metalic; pe de altă parte

însă, frecarea şi uzura fiind proporţionale cu wp, soluţia implică diminuarea

duratei de serviciu a motorului;

realizarea unui motor cu durabilitate crescută prin adoptarea unei

viteze wp reduse, soluţie care implică însă o creştere a consumului de material.

Prima dintre aceste două soluţii se recomandă în cazul motoarelor de

autoturism, pe când cea de a doua se recomandă în cazul motoarelor de

autocamion sau autobuz.

Momentul motor efectiv, Me, se determină cu relaţia:

9550 ee

PM

n [ N m] (3.34)

Pentru unităţi de măsură tolerate se introduce Pe în [CP], astfel încât

momentul efectiv va fi calculabil conform relaţiei:

n

PM e

e 2,716 [kgfm]. (3.35)

Randamentul efectiv, e, este definit prin relaţia:

iee HL / , (3.36)

eL [kJ/kg comb.] fiind lucrul mecanic efectiv, raportat în acest caz la 1 kg de

combustibil.

Din expresia de definiţie a randamentului efectiv, (3.36), folosind relaţiile

(3.9), (3.10) şi (3.12) se deduce:

mrtmie (3.37)

Pentru combustibilii lichizi expresia randamentului efectiv devine:

)/(10 ,0min

3

vsiee HLp , (3.38)

în care pe [MPa], ceilalţi termeni având semnificaţia din relaţia (3.8).

Valori uzuale ale lui e , pentru regim nominal sunt indicate mai jos:

MAS, în patru timpi .................................................. 0,25 – 0,33

MAC în patru timpi, rapide ...................................... 0,27 – 0,41

MAC în patru timpi, rapide (D<180 [mm]) ............ 0,35 – 0,37

MAC în patru timpi, semirapide .............................. 0,41 – 0,42

46

Valori crescute ale randamentului efectiv conduc la reducerea consumului

specific efectiv de combustibil, ca principală preocupare a constructorilor de

motoare.

Consumul specific efectiv de combustibil, ce, reprezintă consumul de

combustibil al motorului, raportat la unitatea de putere efectivă şi are forma de

exprimare generală similară celei corespunzătoare consumului specific indicat:

Pe

Cc h

e

310 [g/kWh], (3.39)

unde Ch este consumul orar de combustibil al motorului, adică consumul de

combustibil în unitatea de timp, măsurat în [kg/h]. Consumul specific efectiv

constituie un parametru calitativ care pune în evidenţă gradul de perfecţiune al

soluţiilor energetice şi constructive adoptate pentru motorul proiectat.

În cazul utilizării combustibililor lichizi, consumul specific efectiv se

poate determina cu una dintre relaţiile următoare:

)/(106,3 6

iee Hc , sau )/(106,3 min,0

4 Lpc ese ; [g/kWh] (3.40)

Valorile medii ale consumului specific efectiv, exprimate în [g/kWh] sunt

cuprinse între următoarele limite:

MAS, în patru timpi .................................................. 275 – 345 [g/kWh]

MAC în patru timpi, rapide ...................................... 230 – 280 [g/kWh]

MAC în patru timpi, rapide (D<180 [mm]) ............ 220 – 240 [g/kWh]

MAC în patru timpi, semirapide .............................. 210 – 230 [g/kWh]

Informativ, pentru MAS cu combustibili gazoşi, Qe = 12 – 17 [MJ/kWh]

3.3. Parametrii constructivi sau indicii tehnico-economici

Reluate sub formă de indici tehnico-economici, criteriile constructive

enunţate la Cap. 2, completate, se pot grupa astfel:

masa specifică, notată cu Ms, definită ca raportul dintre masa

motorului uscat, Musc, şi puterea sa efectivă: euscs PMM [kg/kW], unde masa

motorului uscat este masa motorului fără lubrifianţi şi lichid de răcire, exprimată

în [kg];

puterea litrică, notată PL, reprezentând raportul dintre puterea efectivă

şi cilindreea totală a motorului (litrajul): iVPVPP SeLeL [kW/litru];

masa litrică, notată cu ML, definită ca raport între masa motorului şi

cilindreea totală a motorului (litrajul): iVMVMM SLL [kg/litru].

47

Capitolul 4

Regimurile de funcţionare şi

definirea sarcinii motoarelor cu ardere internă

pentru autovehicule rutiere.

În general, funcţionarea unui motor poate fi caracterizată prin valorile

celor trei mărimi care definesc regimul său de funcţionare, numit şi regim

funcţional. Aceste trei mărimi sunt temperatura, ce defineşte starea termică a

motorului, turaţia motorului şi sarcina acestuia. Dintre aceste mărimi, ultimele

două sunt considerate mărimi fundamentale.

Starea termică a motorului sau regimul său termic reprezintă ansamblul

de temperaturi care precizează gradul de încălzire, sau starea de temperatură a

pieselor sale componente, în special al organelor mecanismului motor. Regimul

termic poate fi precizat prin temperatura fluidului de răcire a motorului sau prin

temperatura gazelor evacuate.

În cazul motoarelor de automobil, turaţia acestora este dependentă,

majoritar, de viteza de deplasare, deoarece, la un raport de transmisie constant,

ele sunt reciproc proporţionale. Astfel, considerând exemplul din fig. 4.1,

curbele 1, 2 şi 3 indică variaţia cuplului rezistent, Mrez pentru trei condiţii

diferite de drum (de exemplu, trei pante diferite, sau alte condiţii). Curbele a şi b

arată două caracteristici de turaţie ale motorului de propulsie (v. Cap.12),

exprimate prin momentul efectiv al motorului, Me, pentru acelaşi reglaj al

acestuia (acelaşi debit de combustibil sau aceeaşi poziţie a clapetei de admisie).

În mod evident, viteza automobilului se determină prin punctul de intersecţie al

curbelor Me şi Mrez. Dacă motorul este reglat să funcţioneze pe caracteristica a,

iar automobilul se deplasează cu viteza v1, odată cu micşorarea rezistenţei la o

valoare caracterizată prin curba 2, turaţia motorului creşte şi deci viteza

automobilului se măreşte la valoarea v2. În continuare, la reducerea rezistenţei la

înaintare la valoarea dată de curba 3, turaţia creşte, iar viteza devine v3. Rezultă

clar de aici, că acelaşi moment rezistent se poate aplica arborelui cotit la

diferite turaţii ale acestuia.

Acţiunea exterioară aplicată de consumatorul de energie, în acest caz

automobilul, la cuplajul de legătură al arborelui cotit al motorului, reprezintă

sarcina motorului sau încărcarea acestuia. Cum însă arborele cotit are o mişcare

de rotaţie, acţiunea exterioară se traduce printr-un moment, astfel încât sarcina

48

motorului este de fapt momentul rezistent, Mrez aplicat acestuia de către

consumator.

Fig. 4.1 Condiţiile variabile de funcţionare ale motorului de automobil

Aşa cum s-a arătat, acelaşi moment rezistent se poate aplica arborelui cotit la

diferite turaţii, ceea ce impune ca ori de câte ori se nominalizează sarcina

motorului să se precizeze şi turaţia aferentă.

Funcţionarea stabilă a motorului într-un anumit regim, presupune ca

turaţia acestuia să se menţină constantă, adică să fie îndeplinită condiţia:

.n const (4.1)

O astfel de condiţie se realizează însă, după cum se cunoaşte, atunci când

momentul motor, dezvoltat la arborele cotit este egal cu momentul rezistent,

aplicat arborelui cotit, ajungându-se la o nouă condiţie, de forma:

e rezM M (4.2)

Se observă că această egalitate face posibilă definirea sarcinii printr-o mărime

proprie motorului, adică prin momentul motor efectiv, Me şi nu prin intermediul

unei mărimi exterioare, cum este momentul rezistent, Mrez.

Pe de altă parte, aşa cum se observă din fig. 4.1, la o turaţie dată, motorul

poate dezvolta diferite valori ale momentului efectiv. Acestea pot varia între

valoarea nulă şi valoarea maximă posibilă. Valoarea nulă, adică Me = 0,

semnifică că motorul nu este încărcat, deoarece momentul rezistent este, la

rândul său nul, Mrez = 0. O astfel de situaţie atrage două stări posibile. Prima este

starea banală, când arborele cotit este în repaus deoarece motorul nu

49

funcţionează. A doua stare se regăseşte atunci când arborele cotit este în mişcare

şi ea generează regimul de funcţionare în gol, numit şi regim de sarcină nulă.

Având în vedere că, aşa cum s-a menţionat anterior, turaţia şi sarcina

constituie mărimi fundamentale în precizarea unui regim de funcţionare a

motorului, dacă se ţine seama de gradul de echipare a acestuia, precum şi de

durata pe care se dezvoltă performanţele sale se pot defini în continuare

regimurile sale de referinţă.

Astfel, puterea efectivă, Pe, reprezintă puterea dezvoltată la arborele

motorului, la o turaţie oarecare, cu specificarea modului de echipare a

motorului; rezultă astfel, în funcţie de gradul de echipare a motorului, două

moduri de exprimare a puterii efective şi anume, puterea efectivă brută şi

puterea efectivă netă (v. Cap.12), numită uneori şi putere efectivă de

exploatare, Pe exp. Ea semnifică puterea efectivă la arborele motorului, la un

regim de funcţionare oarecare, motorul fiind complet echipat.

Puterea efectivă continuă, Pe cont este puterea maximă pe care o poate

realiza în mod continuu motorul la o turaţie dată, fără a-şi modifica starea

tehnică un timp îndelungat, adică păstrându-şi indicii tehnico – economici şi

gradul normal de uzură.

Puterea efectivă nominală, Pe n, sau pe scurt puterea nominală este

puterea efectivă continuă maximă pe care o realizează motorul la cea mai

ridicată turaţie utilizabilă sau la o turaţie limitată prin cerinţe speciale. Turaţia la

care se obţine această putere se numeşte turaţie nominală, nn. Trebuie subliniat

că regimul nominal, exprimat prin puterea nominală şi prin turaţia nominală,

adică prin perechea de parametri (Pe n, nn) constituie regimul de calcul al

motorului, la care se efectuează calculul termic şi calculul organologic al

motorului, fiind, în general, indicat de uzina constructoare.

Puterea efectivă intermitentă, Pe int este reprezentată de puterea efectivă

maximă pe care o poate realiza motorul la o turaţie dată, scurt timp, fără

modificarea stării sale tehnice. Experienţele au demonstrat că limita maximă a

suprasarcinilor este de aproximativ 110% , ..., 120%, în condiţiile în care puterea

efectivă continuă este considerată 100%. Denumirea de putere intermitentă, a

unei puteri din regimul suprasarcinilor, este justificată prin faptul că motorul nu

poate suporta decât scurt timp o astfel de încărcare; în caz contrar, indicii

tehnico-economici se înrăutăţesc, iar durabilitatea motorului este compromisă.

Durata intermitentă poate fi, de exemplu, tip de 1 h, o dată la 6, 10 sau 12 h sau

timp de numai 15 min. o dată la 1 h, cazul din urmă fiind specific motoarelor cu

aprindere prin scânteie pentru automobile.

Prin putere efectivă maximă, Pe max sau vârful puterii trebuie să se

înţeleagă valoarea cea mai mare a puterii efective utilizabile, deci valoarea cea

mai mare a puterii efective intermitente. Valoarea turaţiei la care se produce

puterea efectivă maximă trebuie precizată.

Fiecărei puteri definite mai sus i se asociază noţiunea corespunzătoare de

moment sau de cuplu, în concordanţă cu regimul respectiv. Dintre acestea, cele

50

mai semnificative sunt: momentul motor efectiv continuu, Me cont, reprezentat

prin valoarea momentului motor efectiv, corespunzătoare puterii efective

continue la turaţia respectivă; momentul motor efectiv intermitent, Me int, care

este valoarea momentului motor efectiv, corespunzătoare puterii efective

intermitente, la aceeaşi turaţie şi momentul motor efectiv nominal, Me n, sau

momentul nominal, dat de valoarea momentului motor efectiv la turaţia

nominală, corespunzătoare deci puterii nominale. Momentul motor efectiv

maxim, Me max, este valoarea cea mai mare a momentului motor intermitent şi se

produce la o anumită turaţie a motorului, nM, inferioară turaţiei nominale, adică

nM < nn. Raportul acestor două turaţii, care este în mod evident subunitar,

defineşte coeficientul de elasticitate al motorului, prezentat mai pe larg în Cap.

12 al acestei lucrări [1, 2, 29, 45].

În raport cu cele prezentate, în continuare se apreciază că este convenabil

să se exprime sarcina motorului prin intermediul gradului de încărcare a

motorului, la o anumită turaţie, faţă de o încărcare, considerată de referinţă. Din

acest motiv, gradul de încărcare se mai numeşte şi sarcină relativă. Sarcina

relativă se defineşte ca raportul dintre momentul motor dezvoltat, Me şi un

moment motor de referinţă, ambele mărimi fiind precizate, conform definiţiei, la

aceeaşi turaţie. Este comod ca încărcarea de referinţă să fie cea corespunzătoare

momentului efectiv continuu al motorului, Me cont la turaţia dată. Având în

vedere proporţionalitatea mărimilor, raportul are aceeaşi valoare, atât pentru

puterile efective, cât şi pentru presiunile medii efective. Atribuindu-i acestui

raport şi denumirea de coeficient de sarcină, notat cu , el devine:

cont cont cont

e e e

e e e

M P p

M P p (4.3)

toate rapoartele fiind definite la aceeaşi turaţie, n. În aceste condiţii, denumirea

completă este coeficient de sarcină la turaţia n. Coeficientul de sarcină se poate

exprima prin valori absolute, adică fracţiuni, sau prin procente, din încărcarea de

referinţă. Aceste valori ale sale diferenţiază categorii distincte de sarcini, în

cadrul regimurilor motorului, definite şi eşalonate în tabelul 4.1.

Tabelul 4.1 Valorile caracteristice ale coeficientului de sarcină

Denumirea sarcinii Valorile caracteristice

Sarcină nulă = 0

Sarcini parţiale 0 < < 1

Sarcină plină (sarcină continuă) = p = c = 1

Suprasarcină (sarcini intermitente) 1 < i < 1,1 ... 1,2

Sarcină totală = t = 1,1 ... 1,2

51

Aceste sarcini tipice, întâlnite în funcţionarea motorului, caracterizate prin

valorile precizate ale coeficientului de sarcină se definesc în mod complet, în

continuare.

Astfel, sarcina nulă se obţine la un coeficient de sarcină nul, = 0 şi , aşa

cum s-a arătat mai sus, corespunde regimului de mers în gol, când motorul nu

este încărcat, momentul sau puterea la arborele motorului fiind nule.

Sarcina plină, corespunzând sarcinii continue a motorului se obţine la

valoarea = 1 şi se poate defini ca admisia plină, înţelegându-se prin aceasta

consumul de combustibil, notat Cep, fixat de uzina constructoare, pentru

realizarea puterii efective continue, la turaţia respectivă.

Sarcinile parţiale sunt date de mulţimea valorilor , cuprinse între 0 şi 1;

sarcinile parţiale sunt deci multitudinea sarcinilor incluse între sarcina nulă şi

sarcina plină, reprezentând fracţiuni din sarcina plină.

Sarcina totală, reprezentată prin valoarea = 1,1 sau 1,2, poate fi definită

ca admisia totală, înţelegându-se prin aceasta consumul de combustibil, notat

Cet, fixat de uzina constructoare, în vederea realizării puterii efective

intermitente a motorului, la turaţia considerată.

Regimurile de suprasarcini, corespunzând sarcinilor intermitente ale

motorului sunt definite de mulţimea valorilor , cuprinse între 1 şi 1,1 ,..., 1,2,

adică multitudinea sarcinilor situate între sarcina plină şi sarcina totală.

Trebuie arătat că, la motoarele de autovehicule t = p = 1, în timp ce la

motoarele de tractoare, t ≠ p.

Pe baza celor expuse se poate sublinia faptul că, la o turaţie dată, sarcina

poate fi ilustrată, în afară de valoarea momentului motor efectiv, mai ales la

MAS şi prin valoarea puterii efective. În acelaşi timp, în special la MAC, sarcina

se poate exprima, de asemenea, prin valoarea presiunii medii efective.

Deoarece momentul motor efectiv, Me, care defineşte sarcina motorului

este proporţional cu lucrul mecanic efectiv, Le, în condiţiile în care randamentul

efectiv, e se consideră constant, modificarea sarcinii la turaţie constantă se

realizează prin modificarea cantităţii de combustibil consumate de motor, adică

a dozei de combustibil. Din acest motiv, valoarea sarcinii, pentru un motor dat,

se poate exprima şi prin mărimea consumului de combustibil, Ch, al motorului.

Aşadar, reglarea sarcinii la o turaţie constantă înseamnă reglarea dozei

de combustibil. S-au dezvoltat două metode de bază pentru reglarea dozei de

combustibil (două metode elementare de reglare a sarcinii) şi anume: metoda de

reglare cantitativă şi metoda de reglare calitativă.

Metoda de reglare cantitativă se aplică la motoarele cu formarea

amestecului în exterior, adică la MAS care admite în cilindru simultan aer şi

combustibil. Organul de reglare este o clapetă, numită şi obturator, care se

aşează în calea amestecului. Pentru a reduce doza de combustibil se obturează

parţial canalul, ceea ce reduce inevitabil şi cantitatea de aer. Reglarea sarcinii

52

prin reglarea cantităţii de amestec aer - combustibil a generat denumirea de

reglare cantitativă.

Metoda de reglare calitativă se aplică la motoarele cu formarea

amestecului în interior, adică la MAC, care admite în cilindru numai aer.

Cantitatea de combustibil pe ciclu şi cilindru este dozată, în general, de o

pompă, iar organul de reglare este o pârghie, denumită generic cremalieră, care

variază doza de combustibil refulată de pompă. Teoretic, cantitatea de aer

admisă în cilindru rămâne invariabilă cu sarcina, iar cantitatea de combustibil

variază liniar. Ca urmare, se modifică proporţia de combustibil în amestec, adică

se variază calitatea amestecului, de unde denumirea de reglare calitativă [2,3].

Fig. 4.2 Modalităţi de reglare a sarcinii

53

În mod frecvent, sarcina se defineşte prin poziţia organului de reglaj. La

MAS, poziţia clapetei este definită de unghiul ales convenţional. La MAC,

poziţia cremalierei este definită prin deplasarea l, măsurată convenţional faţă de

o poziţie limită. La sarcina totală, deplasarea este limitată de un opritor. În

aceste condiţii, prin noţiunea de sarcină constantă se va înţelege sarcina definită

de o poziţie fixă a organului de reglaj. La autovehicule, comanda organului de

reglaj se realizează prin pedala de accelerare.

Modificarea sarcinii se face deci prin modificarea poziţiei organelor de

reglare a admisiei combustibilului, astfel,

- la MAS prin modificarea poziţiei unghiulare º a obturatorului;

- la MAC prin modificarea poziţiei l cremalierei pompei de injecţie;

În continuare, după stabilirea acestor elemente de reglaj, se precizează din

nou faptul că, prin sarcină constantă la turaţie variabilă se înţelege poziţia

invariabilă a organelor de reglare a consumului de combustibil al motorului, la

variaţia turaţiei.

Regimurile de funcţionare se pot grupa în mai multe clase. Astfel, în

raport cu variaţia în timp a valorilor factorilor de definiţie, deosebim regimul

stabilizat al motorului, atunci când valoarea acestor factori nu variază în timp şi

regimul tranzitoriu, care apare în perioada trecerii de la un regim stabilizat la un

alt regim stabilizat şi în care se înregistrează o variaţie a turaţiei, sarcinii şi

temperaturii fluidului de răcire sau a temperaturii gazelor evacuate.

Pe de altă parte, în raport cu durata de funcţionare a motorului se disting,

aşa cum s-a arătat deja în cadrul definiţiilor privind puterile şi momentele

efective, regimuri de funcţionare continuă şi regimuri de funcţionare

intermitentă.

O altă clasă de regimuri are în vedere modul de serviciu al motorului. Prin

modul de serviciu al motorului se înţelege modul de utilizare în timp a acestuia.

Astfel, serviciul continuu este acela în care motorul funcţionează neîntrerupt

durate mari de timp, atât în sarcini parţiale reduse, cât şi în sarcini mari, pe când

serviciul intermitent se caracterizează prin funcţionarea cu numeroase

întreruperi şi staţionări, cu durate, uneori relativ mari.

În primul mod de serviciu, adică serviciul continuu se înscriu, în special

numeroasele tipuri de utilizări staţionare, precum şi cele de tracţiune feroviară,

navală, agricolă etc.

În cadrul celui de al doilea mod de serviciu, constituit de serviciul

intermitent se pot include o serie întreagă de exemple reprezentative, cum sunt

acelea ale motoarelor de rezervă (de intervenţie) din centralele electrice,

motoarelor utilizate pe grupurile de pompaj etc., precum şi acelea ale motoarelor

autovehiculelor utilitare cu deplasare în aşa numitul sistem „din-poartă-în-

poartă” (cazul autovehiculelor destinate colectării gunoiului menajer, a

autovehiculelor de aprovizionare cu alimente, sau a celor de distribuţie a presei

etc.)

54

Din puntul de vedere al severităţii serviciului se pot distinge trei categorii

de servicii şi anume, serviciul sever, cel mijlociu şi serviciul uşor. Problema

încadrării într-un serviciu sau în altul se pune diferit, în funcţie de tipul

motorului şi anume MAS sau MAC

Astfel, pentru motorul cu aprindere prin scânteie, severitatea serviciului

depinde atât de condiţiile funcţionale, cât şi de trăsăturile constructive ale

motorului. La aceste motoare, condiţiile de funcţionare pot varia între mers

prelungit la turaţii ridicate sau la sarcini mari, la temperaturi exterioare mari şi

mers îndelungat încet, atât în gol (ralanti), cât şi la sarcini reduse, la temperaturi

exterioare joase, astfel încât categoriile de servicii specifice se vor defini pe baza

celor expuse în continuare.

Serviciul sever cuprinde două tipuri de condiţiile de funcţionare, şi

anume:

- pornire-oprire (ca, de exemplu, cel „din-poartă-în-poartă”), în care se

funcţionează intermitent sau cu ralantiuri îndelungate, mai ales la temperaturi

exterioare joase;

- funcţionarea la temperaturi înalte, la sarcini mari şi suprasarcini sau la

turaţii foarte înalte (supraturaţii), mai ales cu un caracter continuu, la

temperaturi exterioare mari.

Serviciul mijlociu nu cuprinde precedentele funcţionări îndelungate, la

temperatură joasă a motorului, cum este cazul condiţiilor de tip pornire - oprire.

Serviciul uşor include mersul cu turaţii moderate la sarcini moderate, în

cea mai mare parte a duratei de funcţionare, fără ca temperaturile motorului să

fie prea înalte sau prea joase.

Pentru motorul cu aprindere prin comprimare, severitatea serviciului

depinde în primul rând de încărcările aplicate motorului.

Astfel, serviciul sever este atât cel în care se aplică încărcări mari şi

supraîncărcări la temperaturi atmosferice mari, cât şi cel care cuprinde încărcări

intermitente, dar la temperaturi joase.

Serviciile mijlocii şi uşoare sunt acelea în care încărcarea nu depăşeşte pe

cea normală, putând fi aplicată continuu sau intermitent, dar la temperaturi

normale [2].

Având în vedere aspectele dezvoltate pe parcursul acestui capitol se poate

concluziona că la nivelul unui autovehicul, încărcarea motorului depinde atât de

condiţiile de deplasare, cât şi de tipul serviciului, precum şi de tipul

autovehiculului şi de gradul de încărcare al acestuia. În această idee, în fig. 4.3

se arată variaţia poziţiei obturatorului, a turaţiei şi a vitezei de înaintare, la

deplasarea unui autovehicul utilitar, echipat cu motor cu aprindere prin scânteie,

în condiţii de trafic urban intens [17]. Se observă că deschiderea obturatorului a

atins numai o singură dată 44% din deschiderea maximă, ceea ce arată că

ponderea sarcinilor şi turaţiilor mari în funcţionarea motorului este redusă,

predominând sarcinile parţiale mici şi regimul de mers în gol, ceea ce din punct

de vedere economic nu este deloc avantajos pentru motorul de automobil.

55

Fig. 4.3 Regimurile de funcţionare a motorului de automobil în trafic urban intens

1 – variaţia poziţiei obturatorului; 2 – depresiunea din traseul de admisie; 3 – turaţia motorului

Fig. 4.4 Frecvenţa regimurilor de funcţionare în funcţie de turaţie şi gradul de

deschidere al obturatorului

56

Acest aspect este pus în evidenţă şi cu ajutorul fig. 4.4, în care, pe

caracteristica de turaţie a motorului se pot remarca regimurile cele mai

frecvente, marcate prin zona haşurată, precum şi valorile unghiulare ale

deschiderii obturatorului, corespunzătoare diverselor sarcini ale motorului.

57

Capitolul 5

Ciclurile teoretice ale motoarelor

cu ardere internă cu piston

5.1. Generalităţi

Studiul termodinamic al motoarelor cu ardere internă cu piston se face pe

baza unor cicluri teoretice obţinute prin transformarea ciclurilor reale. Aceste

cicluri teoretice sunt de fapt nişte cicluri echivalente şi reprezintă schematizarea

ciclurilor reale, în vederea aplicării relaţiilor termodinamice necesare studiului

lor.

5.2 . Ipoteze de bază ale studiului termodinamic al ciclurilor

Idea esenţială în studiul termodinamic al motoarelor cu ardere internă

este perfecţionarea lor prin creşterea randamentului procesului de transformare a

căldurii în lucru mecanic.

Principiul de funcţionare al motorului cu ardere internă, ca maşină

termică, conduce la două concluzii de bază, şi anume:

a) conform primului principiu al termodinamicii, motorul cu ardere

internă nu poate produce lucru mecanic fără consum de căldură;

b) Conform celui de al doilea principiu al termodinamicii funcţionarea

motorului cu ardere internă este condiţionată de existenţa a două surse de

căldură, aflate la temperaturi diferite: o sursă caldă, aflată în interiorul

motorului şi o sursă rece în exterior, reprezentată de mediul înconjurător.

Această schematizarea a ciclurilor reale ale motoarelor, efectuată în

vederea obţinerii ciclurilor teoretice se face pe baza câtorva ipoteze

simplificatoare, grupate astfel:

- dat fiind proporţia redusă a combustibilului în aer (aprox. 1/15), în

cadrul ciclului teoretic se poate adopta drept fluid de lucru aerul,

considerat gaz perfect;

- evoluţia aerului se face într-un ciclu închis, cantitatea de aer ce

evoluează în ciclu fiind 1 kg;

- valorile presiunii şi temperaturii aerului, la începutul procesului de

comprimare, pa şi Ta se consideră aceleaşi pentru toate tipurile de

cicluri teoretice adoptate;

58

- căldurile specifice ale fluidului de lucru, la presiune constantă, cp şi la

volum constant, cv se consideră constante cu temperatura;

- neglijând schimbul de căldură pe parcursul procesele de comprimare şi

de destindere din ciclul teoretic, ele se vor considera procese

adiabatice, ecuaţiile reprezentative având exponentul k;

- cantitatea de căldură, degajată la motoarele reale prin arderea

combustibilului în cilindru se înlocuieşte prin cantitatea de căldură q1,

considerată introdusă din exterior, fără pierderi;

- cantitatea de căldură, care la motoarele reale se pierde către mediul

exterior se înlocuieşte prin cantitatea de căldură q2, considerată

sustrasă ciclului, fără pierderi.

Pe baza acestor ipoteze, din orice ciclu real se poate obţine prin

transformare, un ciclu teoretic echivalent, în care însă nu mai apar procesele de

admisie şi de evacuare iar schimburile de căldură cu exteriorul sunt localizate la

extremităţile proceselor de comprimare şi de destindere. Deoarece toate ciclurile

teoretice au aceleaşi coordonate pentru începutul comprimării, pa şi Ta, ele se

vor diferenţia numai prin natura transformărilor în lungul cărora are loc

schimbul cu exteriorul a cantităţilor de căldură, q1 şi q2.

În mod evident, valabilitatea concluziilor obţinute din studiul acestor

modele teoretice de motoare, depinde de ipotezele utilizate, deoarece

asemănarea dintre ciclul real şi ciclul teoretic rezultat în urma transformării este

cu atât mai mare cu cât gradul de simplificare introdus prin ipoteze este mai

redus [5, 45].

5.3. Ciclul teoretic general al motoarelor cu ardere internă

Ciclul teoretic general a fost introdus în teoria motoarelor cu ardere

internă, în vederea studiului termodinamic, de către Profesorul dr. doc. Emil

Gaiginschi.

Acest ciclu are la bază ipoteza conform căreia, atât introducerea cantităţii

de căldură, notată q1, cât şi cedarea cantităţii de căldură din ciclu, notată q2, se

fac în lungul unei succesiuni de transformări termodinamice simple,

caracterizate prin: v = const., p = const. şi T = const. În acest mod, rezultă ciclul

reprezentat în fig. 5.1 a, în coordonate p, V şi în fig. 5.1 b, în coordonate T, S,

în care:

1 1 1 1v p Tq q q q şi 2 2 2 2v p Tq q q q (5.1)

Avantajul major al acestui ciclu constă în faptul că, acţionându-se asupra

combinaţiilor dintre transformările în lungul cărora au loc schimburile de

59

căldură, rezultă un număr mare de cicluri teoretice particulare, considerate

cicluri posibile, care includ toate ciclurile motoarelor termice cunoscute.

Fig. 5.1 a, b Ciclul teoretic general al motoarelor cu adere internă reprezentat

în coordonate p, V şi T, S

În acest mod, pe baza ciclului termodinamic general se stabilesc relaţii

generale de calcul ce pot fi apoi particularizate, pe baza unor condiţii,

obţinându-se relaţii valabile pentru fiecare ciclu termodinamic posibil [45].

O astfel de abordare a studiului termodinamic al motoarelor termice, nu

numai că oferă o imagine de ansamblu a motoarelor cunoscute, ci pune în

evidenţă şi potenţialul existent, oferind date asupra tuturor motoarelor posibile

din punct de vedere termodinamic, chiar dacă nu sunt realizate practic, ceea ce

poate genera idei pentru construcţia de noi tipuri de motoare, cu avantaje

termodinamice superioare.

5.4. Ciclurile teoretice ale motoarelor cu ardere internă cu piston

uzuale

Considerând ca punct de plecare diagramele indicate reale ale motoarelor

uzuale, pe baza ipotezelor simplificatoare adoptate, se pot stabili diagramele

teoretice ale acestor motoare.

Făcând abstracţie de modul în care se realizează schimbul de gaze, în

coordonate p, V, între aceste diagrame, sau cicluri, apar diferenţe numai în

porţiunea caracteristică a procesului de ardere. Această diferenţiere conduce la

unul dintre principalele criterii de clasificare a motoarelor cu ardere internă cu

piston şi anume cel care are la bază caracterul procesului de ardere.

60

Având în vedere că punctul iniţial, de început a comprimării, notat cu a,

conform ipotezelor făcute are aceleaşi coordonate, (pa, Ta), pentru toate ciclurile,

în vederea trasării ciclurilor teoretice ale motoarelor uzuale se vor înlocui

curbele reprezentative ale proceselor de ardere din ciclurile reale, cu

transformări termodinamice simple care să reprezinte cât mai exact aceste

procese reale.

Figura 5.2 a, b, c arată comparativ, în partea de sus ciclurile reale, iar în

partea de jos ciclurile teoretice echivalente, pentru cele trei categorii de motoare

uzuale, definite în Cap.2 al lucrării. Aceste categorii sunt notate prin a, b şi c şi

corespund următoarelor tipuri de motoare:

a - motoare cu ardere la volum constant;

b - motoare cu ardere mixtă, la care arderea se desfăşoară parţial la

volum constant şi parţial la presiune constantă;

c - motoare cu ardere la presiune constantă.

Fig. 5.2 a, b, c Ciclurile reale şi ciclurile teoretice echivalente ale motoarelor

cu ardere internă cu piston uzuale

61

Curbele care reprezintă la nivelul ciclurilor reale, procesele de

comprimare şi de destindere au fost înlocuite, la toate cele trei categorii de

cicluri teoretice, prin curbele corespunzătoare transformărilor adiabate a – c,

respectiv z – d.

La nivelul procesului de ardere, pentru motorul cu ardere la volum

constant, evoluţia c – z a fost înlocuită prin izocora c – z, pentru motorul cu

ardere la presiune constantă, linia c – z s-a înlocuit prin izobara c – z, iar pentru

motorul cu ardere mixtă, evoluţiile c - y şi y – z au fost asimilate cu izocora c –

y, respectiv izobara y – z. În acest mod, cantităţile de căldură, care la motoarele

reale se introduc prin arderea combustibilului, la ciclurile teoretice se înlocuiesc

prin cantităţile de căldură introduse din exterior, în lungul transformărilor c – z,

fără pierderi. Pe de altă parte, izocorele d – a constituie, pentru toate cele trei

cicluri teoretice, linii de închidere şi, în acelaşi timp, unicele porţiuni prin care

fluidul de lucru cedează căldură către mediul exterior.

Trebuie menţionat că aceste cicluri teoretice uzuale, obţinute după această

metodologie de lucru, constituie cazuri particulare ale ciclului teoretic general al

motoarelor cu ardere internă, aşa cum se va arăta pe parcursul acestui capitol.

5.5. Analiza ciclului teoretic mixt

Deşi studiul ciclurilor teoretice ale motoarelor cu ardere internă cu piston

se face după modelul ciclului teoretic general, pentru simplificare, generalizarea

se va limita la nivelul ciclului teoretic mixt, adică ciclul motoarelor cu aprindere

prin comprimare cu regim rapid de funcţionare.

Celelalte cicluri, adică ciclul motoarelor cu aprindere prin scânteie şi

ciclul motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcţionare

constituie cazuri particulare ale ciclului teoretic mixt. Din acest motiv, relaţiile

de calcul se vor stabili numai pentru ciclul teoretic mixt, deoarece ele sunt

valabile şi pentru celelalte două cicluri, aplicând condiţiile de particularizare

specifice [45].

Fig. 5.3 a, b Reprezentarea ciclului teoretic mixt în coordonate p, V şi în

coordonate T, S.

62

Figura 5.3 a conţine reprezentarea ciclului teoretic mixt, în coordonate

p, V, iar fig. 5.3 b reprezentarea în coordonate T, S.

Considerând, conform uneia dintre ipotezele introduse, că în punctul

iniţial al ciclului, notat cu a, parametrii termodinamici, (pa, Ta) sunt cunoscuţi,

ţinând seama de natura transformărilor se pot stabili expresiile parametrilor din

vârfurile ciclului. În acest scop se introduc următoarele notaţii, fiecare dintre ele

având o semnificaţie:

a

c

V

V - raport volumetric de comprimare;

d

z

V

V - raport de destindere;

z z

y c

V V

V V - raport de destindere prealabilă;

y zz

c c

p p

p p - raport de creştere a presiunii;

Înmulţind între ele al doilea şi al treilea raport , adică:

d d az

c z c c

V V VV

V V V V (5.2)

se obţine următoarea relaţie între aceste caracteristici ale ciclului:

(5.3)

Aplicând relaţiile dintre parametrii termodinamici, pentru fiecare dintre

transformările care alcătuiesc ciclul, cu notaţiile de mai sus, parametrii din

vârfurile a, c, y, z, d ale ciclului vor fi:

a : (pa şi Ta)

c :

k

kac a a

c

Vp p p

V

şi

1

1

k

kac a a

c

VT T T

V

63

y : k

y z c a zp p p şi 1k

y z c a zT T T

z :k

z y a zp p p şi 1k

z y a zT T T

d :

k k

kzd z a z a z

d

Vp p p p

V

şi

1 1

1k k

k

d z a z a zT T T T

(5.4)

unde k reprezintă, aşa cum s-a arătat, exponentul adiabatic al proceselor de

comprimare şi destindere.

În continuare, pe baza acestor expresii obţinute se vor calcula cantităţile

de căldură schimbate în cadrul ciclului teoretic mixt.

Astfel, cantitatea de căldură q1, introdusă în ciclu, va fi:

1 1 1v p cy yz v y c p z yq q q q q c T T c T T (5.5)

sau după înlocuire,

1 1 1 1

1

k k k k

v a z a p a z a zq c T T c T T (5.6)

şi cum:

p

v

ck

c (5.7)

obţinem:

1

1 1 1k

v a z zq c T k (5.8)

Cantitatea de căldură q2, pierdută din ciclu, va avea expresia:

2 1k k

da v d a v a z a v a zq q c T T c T T c T (5.9)

64

deci:

2 1k

v a zq c T (5.10)

Expresia generală a randamentului termic al transformării este:

1 2 2

1 1

1mt

q q q

q q

(5.11)

Prin înlocuire se obţine:

1

11

1 1m

k

v a z

t k

v a z z

c T

c T k

(5.12)

După simplificare şi grupare convenabilă, expresia randamentului ciclului

teoretic mixt capătă forma finală:

1

1 11 .

1 1m

k

zt k

z zk

(5.13)

5.6. Particularizări ale ciclului teoretic mixt

5.6.1. Ciclul teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie

Figurând din nou, atât în coordonate p, V, cât şi în coordonate T, S,

ciclul teoretic cu introducere de căldură la volum contant (fig. 5.4 a, b), care este

ciclul teoretic reprezentativ al motoarelor cu aprindere prin scânteie, se observă

că el provine, de fapt, din ciclul teoretic mixt, prin suprimarea procesului y – z,

proces care corespunde introducerii, la presiune constantă, a cantităţii de căldură

q1p.

În acest mod, punctul z se deplasează în locul punctului y. Această

operaţie se numeşte particularizare şi conduce la condiţia:

1 (5.14)

şi implicit la o a doua condiţie, derivată din relaţia stabilită anterior între

caracteristicile ciclului teoretic mixt:

(5.15)

65

Fig. 5.4 a, b Ciclul teoretic cu introducere de căldură la volum contant

Se obţine astfel un ciclul termodinamic fundamental, la care atât

introducerea cât şi cedarea de căldură se fac la volum constant şi care se

numeşte ciclu izocor.

Particularizarea expresiei randamentului ciclului teoretic mixt, prin

introducerea celor două condiţii de mai sus ( = 1 şi = ), conduce la

următoarea formă a randamentului ciclului izocor:

1

11

vt k

(5.16)

5.6.2. Ciclul teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare

cu regim lent de funcţionare

Ciclul teoretic cu introducere de căldură la presiune contantă, care este

ciclul teoretic reprezentativ al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu

regim lent de funcţionare, este trasat în coordonate p, V, şi în coordonate T, S, în

fig. 5.5 a, b.

Acest ciclu derivă din ciclul teoretic mixt, prin suprimarea procesului c –

y, de introducere la volum constant a cantităţii de căldură q1V. În acest fel,

punctul c se deplasează în locul punctului y, particularizare care conduce la

condiţia:

1z (5.17)

66

Fig. 5.5 a, b Ciclul teoretic cu introducere de căldură la presiune contantă

Acest ciclu derivă din ciclul teoretic mixt, prin suprimarea procesului c – y, de

introducere la volum constant a cantităţii de căldură q1V. În acest fel, punctul c

se deplasează în locul punctului y, particularizare care conduce la condiţia:

1z (5.18)

Introducând în relaţia randamentului ciclului teoretic mixt, condiţia z = 1

se obţine, ca un caz particular, expresia randamentului termic al ciclul teoretic al

motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de funcţionare:

1

1

11 .

1p

k

t kk

(5.19)

Pe baza reprezentărilor în cele două tipuri de coordonate, precum şi a

relaţiilor de calcul a randamentului termic se analizează influenţele diverşilor

factori, în special a parametrilor care determină configuraţia ciclurilor, asupra

acestui tip de randament [6, 17, 45].

5.7. Influenţe asupra randamentului termic al ciclurilor teoretice

5.7.1. Influenţe asupra randamentului termic al ciclului teoretic al

motoarelor cu aprindere prin scânteie

Deoarece, prin ipotezele iniţiale s-au considerat căldurile specifice

invariabile în raport cu temperatura, ţinând seama de raportul,

67

p

v

ck

c (5.20)

rezultă că şi exponentul adiabatic este constant cu temperatura.

În aceste condiţii, analizând expresia randamentului termic al ciclului

teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie,

1

11

vt k

(5.21)

reiese dependenţa acestuia doar de raportul volumetric de comprimare, ε. Astfel,

randamentul creşte odată cu creşterea valorii raportului volumetric de

comprimare, ε, variind deci în acelaşi sens cu acesta, aşa cum se arată în fig.

5.6 a [45].

a

b

Fig. 5.6 a, b Dependenţa randamentului termic de variaţia raportului de volumetric de

comprimare

După cum se observă, în domeniul rapoartelor mici, randamentul termic

al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie este mai sensibil la

68

modificările raportului volumetric ε. La valori mai mari ale lui ε, creşterea

randamentului termic devine însă progresiv mai lentă, pentru ca apoi să tindă

asimptotic către valoarea 1. În vederea efectuării unor optimizări, în fig. 5.6 b

este redată o reprezentare mai exactă a variaţiei randamentul termic al ciclului

teoretic al motoarelor cu aprindere prin scânteie, pentru valoarea k = 1,35 [10].

Trebuie însă observat că, în realitate, exponentul k, chiar în ipoteza

constanţei acestuia, prin valoarea sa poate influenţa valoarea randamentului

termic şi implicit pe aceea a randamentul indicat, respectiv a randamentul

efectiv al motorului. Astfel, odată cu sărăcirea intensă a amestecului creşte

proporţia gazelor biatomice din componenţa acestuia, gaze care au călduri

specifice mai mici, ceea ce atrage majorarea valorii lui k şi implicit, creşterea

randamentului termic al motorului. În plus, gazele biatomice pot determina o

reducere a intensităţii disocierii pe durata arderii. De aici şi interesul pentru

utilizarea amestecurilor foarte sărace în motoarele cu aprindere prin scânteie.

Concluzia formulată mai sus, privind dependenţa dintre randamentul

termic al acestui ciclu şi raportul volumetric de comprimare se poate extinde şi

asupra ciclurilor reale ale motoarelor cu aprindere prin scânteie, evident cu

rezerva impusă de ipotezele simplificatoare adoptate. În acelaşi timp trebuie

avut în vedere că randamentul termic constituie numai unul dintre factorii care

determină randamentul ciclului real.

5.7.2. Influenţe asupra randamentului termic al ciclului teoretic al

motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de

funcţionare

Reluând expresia randamentului acestui tip de ciclu:

1

1

11 .

1p

k

t kk

(5.22)

şi ţinând seama de constanţa exponentului adiabatic k, se observă că, spre

deosebire de cazul precedent, valoarea acestuia depinde de doi factori şi anume,

de raportul volumetric de comprimare ε şi de raportul de destindere prealabilă ρ.

Pentru a studia dependenţa randamentului tp de aceşti doi factori se vor

considera următoarele cazuri:

a) modificarea raportului volumetric de comprimare ε, valoarea lui ρ

rămânând constantă;

b) modificarea raportului de destindere prealabilă ρ, valoarea lui ε rămânând

constantă.

c) modificarea simultană a celor două rapoarte, raportul volumetric de comprimare ε şi raportul de destindere prealabilă ρ

69

Punând în discuţie cazul a) se construiesc două cicluri teoretice, ambele

reprezentate în fig. 5.7 a, b, în coordonate p, V şi T, S, cicluri care respectă

condiţia enunţată, astfel încât:

> şi = (5.23)

Fig. 5.7 a, b Cicluri teoretice izobare obţinute în conformitate cu cazul a)

Analizând fig. 5.7 b, reiese că aria (m c z n m) aria (m c z n m); cum însă

aceste arii sunt proporţionale cu cantităţile de căldură introduse prin

transformările c - z şi c - z , adică cu q1, respectiv cu q1, evident vom avea:

q1 q1 (5.24)

Pe de altă parte, cedarea de căldură se face, pentru ambele cicluri, de-a lungul

transformării d – a, ariile corespunzătoare fiind comune şi deci egale, astfel încât

cantităţile de căldură q2 şi q2 vor fi, la rândul lor egale:

q2 = q2 (5.25)

Cum însă randamentul termic al unui ciclu teoretic are expresia generală:

1 2 2

1 1

1pt

q q q

q q

(5.26)

randamentele celor două cicluri analizate vor fi:

2

1

'' 1

'pt

q

q şi

2

1

"" 1

"pt

q

q (5.27)

În condiţiile date, relaţia care se stabileşte între randamente este:

'pt > "

pt (5.28)

70

ceea ce arată că, în acest prim caz analizat, randamentul termic al ciclului

teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim lent de

funcţionare depinde în mod direct de raportul volumetric de comprimare, el

crescând odată cu majorarea lui acestuia.

Cazul b) pune în discuţie două cicluri, conţinute, de asemenea în ambele

tipuri de coordonate, în fig. 5.8 a, b şi obţinute pe baza condiţiilor stipulate,

traduse prin următoarele relaţii între parametrii definitorii ai configuraţiei lor:

' " şi ' " (5.29)

Fig. 5.8 a, b Cicluri teoretice izobare obţinute în conformitate cu cazul b)

Printr-un raţionament similar cazului precedent se obţine din nou condiţia

suplimentară:

q1 q1 (5.30)

completată însă cu o altă inegalitate, adică:

q2 q2 (5.31)

deoarece aria (m a d n m) aria (m a d n m).

În aceste condiţii, odată cu variaţia cantităţii de căldură q1 se modifică şi

cantitatea de căldură q2, astfel încât, în cadrul acestui tip de ciclu, la creşterea în

decursul unei transformări izobare, a cantităţii de căldură q1, cantitatea de

căldură q2 se modifică după izocoră, înregistrând din acest motiv o creştere mai

accentuată. În consecinţă, raportul q2/q1 nu rămâne constant, ca în cazul

precedent, ci se majorează, ceea ce atrage o relaţie între randamente de tipul:

71

'pt < "

pt (5.32)

În concluzie, la creşterea raportului de destindere prealabilă ρ, atunci

când raportul volumetric de comprimare ε rămâne constant, randamentul

termic al ciclului teoretic al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim

lent de funcţionare scade.

Pentru cel de al treilea caz, cazul c), condiţiile enunţate se vor pune sub

forma:

' '' şi ' '' (5.33)

Fig. 5.9 a, b Cicluri teoretice izobare obţinute în conformitate cu cazul c)

ceea ce conduce la ciclurile din fig. 5.9 a, b. Drept condiţie suplimentară se

introduce egalitatea:

q1 q1 (5.34)

Pe de altă parte, aria (m a d n m) < aria (m a d n m), ceea ce conduce la o

relaţie între cantităţile de căldură cedate, la nivelul acestor cicluri, de tipul

următor:

q2 < q2 (5.35)

Având în vedere relaţiile de definiţie ale randamentelor celor două cicluri

se obţine:

'pt > "

pt (5.36)

Se menţionează că această inegalitate nu se menţine însă pentru toate

relaţiile dintre cantităţile de căldură introduse în ciclu.

În fig. 5.10 se redă, în mod sintetic, variaţia randamentului termic al

acestui tip de ciclu, în funcţie de raportul volumetric de comprimare ε, pentru

72

diverse valori ale raportului de destindere prealabilă ρ, considerându-se valoarea

exponentului adiabatic, k = 1,35 [10].

Fig. 5.10 Variaţia randamentului termic al ciclului cu presiune constantă în

funcţie de raportul volumetric de comprimare pentru diverse valori ale

raportului de destindere prealabilă ρ

5.7.3. Influenţe asupra randamentului termic al ciclului teoretic al

motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de

funcţionare

Această categorie de motoare, prezintă o importanţă deosebită, deoarece

ea include motoarele Diesel pentru autovehicule rutiere, pentru tractoare şi

maşini agricole, precum şi motoare pentru maşini şi utilaje de construcţii , etc.,

concluziile obţinute în urma studiului putând fi deosebit de utile în vederea

proiectării şi optimizării lor.

Analizând expresia randamentului termic al ciclului teoretic al motoarelor

cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcţionare,

1

1 11 .

1 1m

k

zt k

z zk

(5.37)

se constată că, dacă se consideră constant exponentul adiabatic, k, atunci

valoarea randamentului depinde de trei factori şi anume de rapoartele ε, z şi ρ,

care constituie, de fapt, caracteristici ale ciclului.

Posibilele modificări ale condiţiilor de evoluţie din acest ciclu teoretic

conduc, în esenţă, la trei cazuri care prezintă interes pentru studiul teoretic.

Aceste situaţii vor fi, pe scurt, grupate astfel:

73

a) modificarea raportului volumetric de comprimare ε, valoarea parametrilor

z şi ρ rămânând constantă;

b) menţinerea constantă a raportului volumetric de comprimare ε,

modificându-se valoarea parametrilor z şi ρ;

c) modificarea simultană atât a raportului volumetric de comprimare ε, cât şi

a parametrilor z şi ρ.

Ca o condiţie suplimentară, în cazurile b) şi c), când se modifică valoarea

parametrilor z şi ρ se va considera şi invarianţa cantităţii de căldură introduse în

ciclu, adică q1 = const.

Cazul a) este unul dintre cele mai interesante pentru studiu, deoarece

concluziile care se desprind sunt de utilitate practică. Condiţiile acestui caz se

transcriu sintetic astfel:

ε ≠ ε ≠ ε...; z = z = z ...; ρ = ρ = ρ...; (5.38)

Pe aceste baze se construiesc două cicluri, redate în ambele tipuri de coordonate

în fig. 5.11 a, b, ai căror parametri de configuraţie îndeplinesc relaţiile de mai

jos, adică:

ε ε ; z = z ; ρ = ρ; (5.39)

Fig. 5.11 a, b Cicluri teoretice mixte obţinute în conformitate cu cazul a)

Ariile reprezentative din diagrama T, S, conduc în mod facil la

următoarea observaţie, relativ la cantităţile de căldură schimbate în cadrul

ciclului:

q1 q1 şi q2 = q2 (5.40)

74

În condiţiile stabilite, pe baza relaţiilor de definiţie a randamentelor

termice a celor două cicluri, se obţine:

'mt

"mt

(5.41)

ceea ce arată că în acest caz de studiu, randamentul termic al ciclului teoretic al

motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcţionare,

variază în acelaşi sens cu raportul volumetric de comprimare ε, adică la

creşterea lui ε, când valoarea parametrilor z şi ρ rămâne constantă,

randamentul termic creşte.

Se menţionează, cu titlu de observaţie, că această dependenţă se menţine

chiar şi cu modificarea parametrilor z şi ρ, dar cu o relaţie între cantităţile de

căldură introduse, q1, care să asigure în permanenţă constanţa cantităţilor de

căldură q2, adică q2 = const. În acest caz, condiţiile de legătură se pot rezuma la:

ε ε ε şi q2 = q2 = q2 (5.42)

Cazul b) este un caz tipic motoarelor Diesel, el referindu-se practic, la

situaţia când pentru acelaşi raport volumetric de comprimare se studiază

influenţele care apar la modificarea celorlalţi doi parametri caracteristici ai

ciclului, z şi ρ, ajungându-se la concluzii extrem de interesante, care în final,

pun de fapt bazele studiului comparativ al ciclurilor teoretice uzuale.

Condiţiile definitorii ale acestui caz se pot pune sub forma:

ε = ε = ε...; z < z < z ...; ρ ρ ρ ...; (5.43)

cu respectarea însă a condiţiei suplimentare, menţionate mai sus, care apare în

acest caz şi anume:

q1 = q1 = q1 (5.44)

Trecându-se la reprezentări, aceste condiţii sunt satisfăcute de trei cicluri,

corespunzând celor din fig. 5.12 a, b. La nivelul diagramelor aferente acestor

cicluri, compararea ariilor corespunzătoare conduce la următoarea relaţie între

cantităţile de căldură cedate:

q2 < q2 < q2 , (5.45)

de unde rezultă, la nivelul randamentelor termice, inegalitatea:

"mt

'mt

'''mt

(5.46)

75

Astfel, în acest al doilea caz analizat se pune în evidenţă faptul că atunci

când se menţine constant raportul volumetric de comprimare ε, modificându-se

valoarea parametrilor z şi ρ, randamentul termic al ciclului teoretic al

motoarelor cu aprindere prin comprimare cu regim rapid de funcţionare,

variază în acelaşi sens cu z şi în sens invers cu ρ.

Fig. 5.12 a, b Cicluri teoretice mixte obţinute în conformitate cu cazul b)

Aşa cum s-a arătat, această concluzie este deosebit de utilă în studiul comparativ

al ciclurilor teoretice uzuale. Cu ajutorul fig. 5.12 a se pune în evidenţă că

modificarea parametrilor z şi ρ poate conduce la transformarea ciclului teoretic

mixt într-unul dintre cele două cicluri teoretice uzuale, studiate anterior, aşa cum

de altfel, s-a arătat în cadrul paragrafelor 5.6.1. şi 5.6.2. Astfel, ciclul teoretic

mixt devine, la limită, fie ciclu izocor, dacă ρ = 1, fie ciclu cu introducere de

căldură la presiune contantă, adică ciclu izobar, dacă z = 1. Într-o astfel de

interpretare, relaţia randamentelor devine, la limită:

vt

mt

pt , (5.47)

condiţiile iniţiale transformându-se corespunzător, adică :

εv = εm = εp şi q1v = q1m = q1p (5.48)

Influenţa simultană a celor doi parametri, z şi ρ asupra randamentului

termic al ciclului teoretic mixt, când raportul volumetric de comprimare ε şi

cantitatea de căldură introdusă în ciclu, q1, se menţin constante este reprezentată

în fig. 5. 13. Se menţionează, că din punct de vedere analitic, această influenţă

76

se exprimă printr-o relaţie de dependenţă între randamentul termic, t şi

parametri z şi ρ, care ţine seama şi de faptul că distribuţia

căldurii între procesul de introducere izocor şi procesul de introducere izobar,

poate fi diferită (q1 = q1v + q2p = const.).

Fig. 5. 13 Influenţa simultană a celor doi parametri, z şi ρ asupra randamentului

termic al ciclului teoretic mixt

Cazul c) are în vedere modificarea simultană a celor trei caracteristici ale

ciclului, cu aplicarea criteriului referitor la constanţa cantităţii de căldură

introduse. Aceste aspecte se redau prin următorul şir de condiţii:

ε ≠ ε ≠ ε...; z = z = z ...; ρ = ρ = ρ...; (5.49)

q1 = q1 = q1 (5.50)

Două dintre posibilele cicluri teoretice mixte care respectă aceste condiţii sunt

reprezentate în fig. 5.14, relaţiile între parametrii fiind:

ε ε ; z < z ; ρ < ρ şi q1 = q1 (5.51)

Aşa cum se observă, aria (m a d n m) < aria (m a d n m), ceea ce implică

q2 < q2 (5.52)

şi, în final:

'mt

''mt

(5.53)

77

Fig. 5.14 a, b Cicluri teoretice mixte obţinute în conformitate cu cazul c)

Relativ la acest al treilea caz, se concluzionează că modificarea simultană a

parametrilor ε, z şi ρ, cu menţinerea constantă a cantităţii de căldură q1,

determină o variaţie a randamentului termic în acelaşi sens cu raportul

volumetric de comprimare ε şi sens invers cu cei doi parametri z şi ρ [18, 45].

5.8. Comparaţii între ciclurile teoretice uzuale ale motoarelor cu

ardere internă cu piston

Studiul ciclurilor teoretice se completează cu o analiză comparativă a lor,

având drept scop stabilirea ciclurilor, corespunzătoare unor motoare existente,

care, în anumite condiţii determinate, asigură cel mai bun randamentul termic. În

acelaşi timp, prin această analiză se stabilesc şi soluţiile optime pentru mărirea

randamentului termic. Cu alte cuvinte, prin analiza comparativă a ciclurilor

teoretice se poate pune în evidenţă care tip de motor transformă mai avantajos

căldura în lucru mecanic, în anumite condiţii de funcţionare.

Aceste concluzii pot fi extinse la nivelul motoarelor reale, cu rezerva

impusă însă de ipotezele simplificatoare introduse la transformarea ciclului real

în ciclu teoretic echivalent. Tocmai din acest motiv, o astfel de analiză trebuie

făcută în cadrul unor criterii care să determine complet configuraţia ciclurilor şi

să asigure calculul randamentului termic.

Criteriile de comparaţie introduse trebuie să reflecte cât mai exact

condiţiile reale de funcţionare ale motoarelor, ţinând seama şi de factorii care se

iau în consideraţie la proiectarea lor.

Având în vedere dependenţa pronunţată a randamentului termic de

valoarea raportului volumetric de comprimare, acesta poate fi considerat factorul

principal la formularea criteriilor de comparaţie între cicluri. În cadrul acestui

principal criteriu se disting două grupe de criterii de comparaţie şi anume:

78

A. Grupa de criterii caracterizare prin egalitatea rapoartelor volumetrice

ale ciclurilor care se compară,

εv = εm = εp (5.54)

B. Grupa de criterii caracterizate prin valori diferite ale rapoartelor

volumetrice aparţinând ciclurilor care se compară,

εv ≠ εm ≠ εp (5.55)

Pentru criteriile din grupa A se adaugă suplimentar o serie de condiţii,

dintre acestea reţinându-se cea mai relevantă şi anume aceea ca ciclurile

comparate să evolueze între aceleaşi adiabate. Cu aceste criterii şi condiţii se

construiesc cele trei cicluri din fig.5. 15 a, b. Cum aria (m a d n m) este comună

acestor cicluri, cantităţile de căldură cedate sunt egale între ele, adică:

q2v = q2m = q2p (5.56)

Pe altă parte, compararea ariilor aferente cantităţilor de căldură introduse

în cele trei cicluri, conduce la următoarea relaţie între acestea:

q1p < q1m < q1v , (5.57)

astfel încât, în final, relaţia între randamentele termice ale acestor cicluri este:

vt

mt

pt (5.58)

Fig.5. 15 a, b Cicluri teoretice care satisfac criteriile grupei A

79

Se poate astfel concluziona că, în situaţia funcţionării cu aceeaşi valoare

a raportului volumetric de comprimare, dintre ciclurile teoretice uzuale ale

motoarelor cu piston, ciclul izocor are cel mai bun randament termic, fiind

urmat apoi de ciclul mixt şi de ciclul izobar.

Pe de altă parte, compararea randamentelor termice, în ipoteza că

rapoartele volumetrice de comprimare sunt aceleaşi are însă un caracter

artificial, deoarece motoarele care funcţionează după aceste cicluri au rapoarte

mult diferite; în acest sens este suficient să se facă referire la motorul cu

aprindere prin comprimare, al cărui avantaj major este conferit tocmai de faptul

că admite rapoarte volumetrice de comprimare mai mari

Din acest motiv sunt mai raţionale criteriile din grupa B, în cadrul cărora,

pentru a exprima condiţii cât mai reale se va impune ca relaţia dintre rapoartele

volumetrice ale ciclurilor care se compară să fie:

εp > εm > εv (5.59)

Aceste criterii sunt completate cu mai multe condiţii, dintre care cea mai

semnificativă, în contextul acestei analize termodinamice se va considera aceea

prin care temperaturile maxime şi presiunile maxime ale ciclurilor sunt aceleaşi,

adică:

εp > εm > εv ; Tmax p = Tmax m = Tmax v ; pmax p = pmax m = pmax v , (5.60)

condiţii care sunt îndeplinite de ciclurile reprezentate în cele două tipuri de

coordonate, p, V şi T, S, în fig. 5.16 a, b.

Fig. 5.16 a, b Cicluri teoretice care satisfac criteriile grupei B

80

Analiza acestor cicluri indică clar următoarele relaţii între cantităţile de

căldură schimbate:

q2p = q2m = q2v şi q1p > q1m > q1v (5.61)

astfel încât, randamentele lor termice, la rândul lor, vor fi:

pt > mt

> vt

(5.62)

Astfel, în acest caz de comparaţie, considerând aceleaşi temperaturi şi

aceleaşi presiuni maxime ale ciclurilor puse în discuţie, randamentul termic cel

mai bun îl va avea ciclul cu raportul volumetric de comprimare cel mai mare,

adică ciclul izobar, succedat de ciclul mixt şi de cel izocor.

Având în vedere că presiunea maximă şi temperatura maximă a ciclurilor,

constituie criterii determinante şi în activitatea de proiectare a motoarelor,

vizându-se în special dimensionarea şi verificarea organelor mecanismului

motor, apare raţional ca, dintre cele două criterii puse în discuţie să se utilizeze

ca bază de comparaţie, mai ales acest ultim criteriu.

81

Capitolul 6

Studiul procesului de admisie al motoarelor cu

ardere internă cu piston în patru timpi

6.1. Generalităţi

Procesele care se desfăşoară în motoarele reale au un caracter complex

datorită schimbului permanent de căldură cu mediul exterior, datorită

modificărilor calitative şi cantitative ale fluidului de lucru şi datorită duratei

extrem de reduse în care se produc.

Concluziile obţinute pe baza studiului ciclurilor teoretice au un caracter

limitat, exprimând doar influenţa unui număr restrâns de factori asupra

economicităţii lor.

În studiul real se iau însă în consideraţie factori numeroşi şi diverşi care

au influenţă asupra proceselor de lucru.

Procesele reale se studiază într-o ordine care are în vedere succesiunea lor

normală cât şi condiţionarea lor reciprocă, adică: admisia, evacuarea,

comprimarea, arderea şi destinderea.

6.2. Admisia normală la motoarele în patru timpi

Deoarece variaţiile de presiune din cilindri, corespunzătoare proceselor de

schimb de gaze sunt reduse în raport cu presiunea atmosferică, dacă se ridică

diagrama indicată a întregului ciclu ele nu apar. De aceea este necesar ca

variaţiile de presiune în cursele de admisie şi evacuare să fie urmărite la o altă

scară decât cea a diagramei ciclului. În acest caz, presiunile ridicate

corespunzătoare proceselor de comprimare, ardere şi destindere ies din câmpul

diagramei. Desfăşurarea procesului real al umplerii poate fi urmărită totuşi cu

ajutorul diagramei indicate (ciclul real – partea de umplere), analizându-se însă

numai partea inferioară care se numeşte şi diagrama de pompaj. În acest scop se

stabilesc corespondenţele dintre presiunea p din cilindru, viteza Wa de curgere a

încărcăturii proaspete prin supapa de admisie şi viteza Wp a pistonului în fiecare

moment al procesului de admisie.

Din fig. 6.1 se observă că viteza Wa a încărcăturii proaspete prin supapa

de admisie urmăreşte variaţia vitezei pistonului Wp cu un anumit decalaj, chiar

dacă supapa de admisie se află deja deschisă, umplerea începe cu întârziere faţă

de începutul cursei de admisie; acest decalaj, notat cu x, (deci între punctul r şi

82

punctul î.a.) se datorează, pe de o parte, faptului că admisia nu poate începe atât

timp cât presiunea p din cilindru este superioară presiunii pca din colectorul de

admisie şi, pe de altă parte inerţiei coloanei de fluid din colector care trebuie

pusă în mişcare.

De asemenea, umplerea

se termină cu întârziere faţă

de sfârşitul cursei de admisie.

Acest decalaj, notat cu x”

dintre sfârşitul deplasării

pistonului în cursa către PME

notat cu a şi momentul din

cursa inversă când încetează

pătrunderea încărcăturii

proaspete, notat cu s.a. se

datorează atât unei diferenţe

favorabile de presiuni cât şi

inerţiei coloanei de fluid care

se află în mişcare în colectorul

de admisie.

Evident, continuarea

procesului de umplere după

terminarea cursei către PME

şi începerea cursei inverse,

este posibilă numai în condiţia

menţinerii deschise a supapei

de admisie.

Dependenţa dintre

presiunea p din cilindru şi

Fig. 6.1 Evoluţia parametrilor procesului de

umplere prin intermediul diagramei de pompaj

viteza Wa de curgere a încărcăturii proaspete prin supapa de admisie este inversă

în sensul că variaţia vitezei de intrare a încărcăturii conduce la o variaţie în sens

invers a presiunii din cilindru. De aceea, în zona în care Wa atinge un maxim,

presiunea p înregistrează un minim [18, 45].

În ideea simplificării raţionamentelor legate de procesul umplerii, se

adoptă o reprezentare grafică simplificată a procesului, considerându-se că

presiunea p din cilindru rămâne constantă şi egală cu presiunea pa de la sfârşitul

cursei de admisie. După trasarea liniei admisie la nivelul presiunii pa, prin

rotunjire se obţine reprezentarea simplificată a umplerii, conform fig. 6.2.

Considerând că presiunea gazelor din cilindru la sfârşitul umplerii

normale este egală cu presiunea pa de la sfârşitul cursei de admisie (neglijând

deci umplerea suplimentară, prin inerţie), experimental s-au obţinut următoarele

valori pentru motoare în patru timpi:

- MAS-uri la regim nominal: pa = (0,75,…, 0,95) p0;

83

- MAC-uri:

cu regim rapid: pa = (0,8,…,0,9) p0

cu regim lent: pa = (0,85,…,0,95) p0

Fig. 6.2 Reprezentarea simplificată a procesului de admisie

În ceea ce priveşte temperatura de la sfârşitul umplerii, notată cu Ta, ea

are valori cuprinse în următoarele limite:

- MAS-uri: Ta = 340, … , 380 [K];

- MAC-uri: Ta = 320, … , 330 [K]

Această încălzire a încărcăturii proaspete se datorează pe de o parte

contactului cu suprafeţele calde din interiorul motorului, iar pe de altă parte

amestecului cu gazele arse restante din ciclul precedent. Ea generează pierderea

termică la umplere, notată cu T şi definită prin raportul:

T = Ta/T0 (6.1)

Analiza procesului de umplere conduce la concluzia că, în realitate, nu

există o coincidenţă între deplasarea pistonului în cursa de admisie şi realizarea

procesului umplerii; suprapunerea este numai parţială. Tocmai de aceea,

comanda supapei de admisie trebuie făcută astfel ca deschiderea şi închiderea ei

să nu se producă în punctele moarte ci în momente astfel alese încât să se

asigure pătrunderea şi reţinerea în cilindru a unei cantităţi cât mai mari de

încărcătură proaspătă.

Supapa de admisie se deschide în general în avans faţă de PMI şi se

închide întotdeauna după PME

Aceste momente de deschidere sau de închidere ale supapei de admisie în

raport cu punctele moarte, se numesc cotele de reglaj ale umplerii. Ele se

exprimă în unghiuri de rotaţie ale arborelui cotit RAC.

Deschiderea supapei de admisie trebuie să se producă în momentul care

asigură cele mai bune condiţii de intrare în cilindru a încărcăturii proaspete.

84

Condiţia necesară este ca în momentul î.a., în care presiunea p din cilindru

devine inferioară presiunii pca din colectorul de admisie, deci pătrunderea

încărcăturii proaspete devine posibilă, supapa de admisie să ofere trecerii

gazelor o deschidere maximă. De aceea, mişcarea supapei trebuie să înceapă

înaintea punctului î.a., ajungându-se chiar la situaţia deschiderii supapei înaintea

PMI mărimea avansului se notează d.s.a. şi este cu atât mai mare cu cât

motorul este mai rapid. El este limitat de valoarea admisibilă a forţelor de inerţie

a mecanismului de comandă.

Închiderea supapei trebuie să se facă cu întârziere faţă de PME şi care se

notează cu î.s.a. Această întârziere este justificată pe porţiunea aa a cursei de

comprimare, de diferenţa favorabilă de presiuni, presiunea p din cilindru fiind

încă inferioară presiunii pca din colectorul de admisie, ceea ce este favorabil

pătrunderii în cilindru a încărcăturii proaspete.

Ulterior, umplerea se poate continua datorită inerţiei coloanei de gaz din

colectorul de admisie. Umplerea inerţională este limitată în timp de efectul

contrar al creşterii presiunii din cilindru; în aceste condiţii, închiderea supapei

trebuie să se facă deci când cele două tendinţe se egalează.

Ţinând seama de acestea, întârzierea posibilă la închiderea supapei de

admisie va fi cu atât mai mare cu cât motorul este mai rapid.

Cotele de reglaj ale umplerii trebuie alese astfel încât efectul lor favorabil

să fie maxim.

Dificultatea problemei constă în faptul că valorile necesare ale cotelor de

reglaj sunt dependente de turaţia motorului, pentru fiecare regim de turaţie

existând valori optime ale acestor cote.

Pentru construcţii obişnuite de motoare normale, valorile cotelor de reglaj

ale umplerii sunt cuprinse între limitele următoare:

- avansul la deschiderea supapei de admisie:

aa = 5, … , 60 [RAC]

- întârzierea la închiderea supapei de admisie:

î.a. = 30 , … , 70 [RAC]

Observaţie: Valorile mari ale cotelor de reglaj corespund motoarelor cu

turaţii mai ridicate.

6.3. Criterii de apreciere a eficienţei procesului de admisie

Eficienţa procesului de umplere se apreciază prin cantitatea de

încărcătură proaspătă efectiv reţinută în cilindrul motorului, notată cu G1, dar

mai ales prin randamentul umplerii, care se notează cu V şi se defineşte ca

raportul:

85

1

0

v

G

G (6.2)

unde: G0 este cantitatea de încărcătură proaspătă ce ar putea să fie reţinută în

cilindrul motorului, în condiţiile unei umpleri optime, adică dacă ar umple

volumul Vs la parametrii p0 şi T0.

În această idee, G1 reprezintă cantitatea de încărcătură proaspătă efectiv

reţinută în cilindrul motorului în condiţiile unei umpleri însoţite de pierderi

gazo-dinamice, adică cantitatea ce umple volumul Vs având parametrii pa p0 şi

Ta T0;

Pe de altă parte, exprimând G0 = 0Vs şi G1 = 0Vs, unde:

Vs este volumul pe care îl poate ocupa încărcătura care ar pătrunde în cilindru

în urma unei umpleri optime, adică în condiţiile conservării parametrilor de stare

iniţiali, p0 şi T0;

Vs este volumul pe care îl poate ocupa încărcătura proaspătă efectiv reţinută în cilindru, G1, dacă ar avea presiunea p0 şi temperatura T0, randamentul de

umplere V devine:

'sv

s

V

V

(6.3)

deoarece Vs Vs .

Din acest motiv, v se mai numeşte şi coeficient de umplere sau randament

volumetric;

În acelaşi timp, v poate servi şi la comparaţia unor motoare diferite din

punct de vedere al eficacităţii umplerii.

Studiul proceselor reale trebuie să se refere, în final, la factorii care

influenţează desfăşurarea lor. În continuare se va face o analiză, pe categorii, a

factorilor care influenţează procesul de umplere din cadrul admisiei [45].

6.4. Influenţe asupra admisiei normale la motoarele în patru timpi

6.4.1. Influenţa proprietăţilor încărcăturii proaspete

a) Influenţa presiunii iniţiale a încărcăturii proaspete

Prin presiune iniţială se înţelege presiunea încărcăturii proaspete la

intrarea în supapa de admisie a motorului şi se consideră egală cu presiunea

mediului înconjurător, p0.

Se consideră că randamentul umplerii, v, nu se modifică la variaţiile

presiunii iniţiale, p0, deoarece presiunea iniţială influenţează în măsură egală

atât cantitatea G1 efectiv reţinută în cilindru, cât şi cantitatea maximă posibilă, a

fi reţinută, G0.

86

Pe de altă parte însă, cantitatea de încărcătură proaspătă reţinută în

cilindru G1 este influenţată de variaţiile presiunii iniţiale p0, care modifică

densitatea 0 astfel încât:

01 0 0 0

0

( ) sV V s s V

p VG G V V const p

R T

(6.4)

Se constată astfel, că G1 variază deci direct proporţional cu p0.

În acest mod se explică influenţa altitudinii asupra umplerii motorului şi

deci asupra performanţelor sale, sau principiul precomprimării încărcăturii

proaspete în vederea supraalimentării motorului.

b) Influenţa temperaturii iniţiale a încărcăturii proaspete

Prin temperatură iniţială se înţelege temperatura încărcăturii proaspete la

intrarea în supapa de admisie a motorului, ea considerându-se egală cu T0.

La creşterea temperaturii iniţiale T0, randamentul umplerii v creşte

deoarece se reduc pierderile termice din procesul umplerii prin micşorarea

gradului de preîncălzire a încărcăturii proaspete.

Asupra cantităţii de încărcătură proaspătă G1, temperatura T0 are însă o

influenţă mai complexă, ea acţionând prin intermediul lui 0 şi a lui v:

1 0 0 0V V s VG G V const (6.5)

Astfel, la creşterea lui T0, densitatea iniţială 0 scade, iar randamentul

umplerii v creşte; scăderea lui 0 este însă mai pronunţată decât creşterea lui v.

De aceea, global, la creşterea lui T0, cantitatea de încărcătură proaspătă G1

scade. Aceste dependenţe sunt arătate în fig.6.3.

Fig. 6.3 Influenţa temperaturii iniţiale a încărcăturii proaspete

87

c) Influenţa dozajului încărcăturii proaspete

Această analiză se va face considerând două situaţii, reprezentate în

fig.6.4, şi anume:

1. combustibil cu căldură latentă de vaporizare mai mare;

2. combustibil cu căldură latentă de vaporizare mai mică

Pentru combustibilul cu căldură

latentă de vaporizare mai mare (1), pe

perioada admisiei se consumă o

cantitate de căldură mai mare,

pierderile termice fiind din această

cauză, mai mici şi deci v mai bun, faţă

de situaţia utilizării unui combustibil

cu căldură latentă de vaporizare mai

mică (2).

Un raţionament similar se poate

extinde şi relativ la amestecuri de

calităţi diferite. Astfel, când amestecul

este bogat raţionamentul este identic

Fig. 6.4 Influenţa dozajului încărcăturii

proaspete

cazului (1) de mai sus, deci pentru dozaje mai bogate umplerea se îmbunătăţeşte,

faţă de situaţia alimentării cu un amestec mai sărac.

d) Influenţa gazelor arse restante

Prezenţa gazelor arse rămase în cilindru din ciclul precedent, influenţează

în mod defavorabil umplerea, prin intermediul a două mecanisme.

În primul rând, aceste gaze ocupă o parte din volumul cilindrului, care

astfel nu mai este disponibil în totalitate pentru umplere.

În al doilea rând, influenţa gazelor arse restante se manifestă prin

încălzirea încărcăturii proaspete cu care acestea se amestecă în timpul procesului

de umplere. Este însă o influenţă extrem de redusă.

e) Influenţa conţinutului de umezeală

Conţinutul de umiditate din atmosferică poate fi întâlnit sub formă de

ceaţă sau sub formă de vapori de apă.

Umiditatea prezentă sub formă de ceaţă, adică sub forma unei suspensii

de picături fine, are efecte contradictorii asupra umplerii.

Un prim efect şi anume acela de răcire locală care se datorează vaporizării

picăturilor de apă. este favorabil umplerii, conducând la diminuarea pierderilor

termice şi astfel la o ameliorare, într-o mică măsură a coeficientului de umplere.

88

În plus, efectul de răcire locală constituie un inhibitor al arderii detonante din

cilindru.

Pe de altă parte, prezenţa apei în cilindru conduce la micşorarea

volumului disponibil, ceea ce conduce la o înrăutăţire a umplerii cu amestec.

Acest din urmă efect este predominant şi deci, odată cu creşterea

conţinutului de umezeală din aerul atmosferic, umplerea se înrăutăţeşte.

Dacă apa este sub formă de vapori, înrăutăţirea umplerii este şi mai

pronunţată.

f) Influenţa vitezei de curgere a încărcăturii proaspete

Fig. 6.5 Influenţa vitezei de curgere

Viteza de curgere a

încărcăturii proaspete influenţează

umplerea prin modificarea

cantitativă a pierderilor gazo-

dinamice. Astfel, dacă viteza de

curgere a încărcăturii proaspete

creşte, pierderile gazo-dinamice

cresc şi astfel umplerea se

înrăutăţeşte, în sensul alterării

progresive a valorilor

coeficientului de umplere, aşa

cum se sugerează în fig. 6.5.

g) Influenţa turbulenţei din cilindru

Turbulenţa din cilindrul motorului, majoritar, este creată la trecerea

încărcăturii proaspete prin supapa de admisie. Apar astfel gradienţi de viteză la

periferia jetului de curgere pe sub supapă. Diferenţele de viteză dintre fileurile

de fluid, considerate în secţiuni transversale ale curentului constituie cauza

principală a mişcării turbulente.

Intensitatea turbulenţei este influenţată de mărimea turaţiei motorului; la

creşterea turaţiei motorului, intensitatea turbulenţei creşte.

Din punct de vedere al umplerii, turbulenţa este o pierdere. Efectul este

însă secundar. Mai importantă este însă influenţa favorabilă în procesul de

formare a amestecului, în special la motoarele Diesel.

6.4.2. Influenţa factorilor funcţionali

Prin intermediul celor doi factori funcţionali, turaţia şi sarcina, se

studiază modul în care funcţionarea motorului influenţează umplerea. În acest

89

scop se face o analiză a gradului în care cei doi parametrii condiţionează acest

proces.

a) Influenţa turaţiei motorului

Această influ-

enţă se analizează prin

intermediul presiunii

pa şi a randamentului

umplerii v. Presiunea

la sfârşitul procesului

de admisie pa se modi-

fică astfel: la creş-

terea turaţiei presiu-

nea din cilindru scade.

În fig. 6.6 se redau

variaţiile presiunii din

cilindru în timpul

admisiei; curba r1 – a1

corespunde turaţiei

n1 n2 căreia îi cores-

Fig. 6.6 Variaţia presiunii din cilindru la modificarea

turaţiei

pund curbele r2 – a2. Asupra randamentului umplerii, deşi aspectele sunt

complexe, o influenţă predominantă o au pierderile gazo-dinamice astfel încât,

în ansamblu, creşterea turaţiei conduce la micşorarea lui v aşa cum se arată în

fig. 6.7.

Observaţie: unei turaţii date îi corespund anumite faze optime de

distribuţie.

b) Influenţa sarcinii motorului

Influenţa este determinată de

modul în care se realizează variaţia

sarcinii la turaţie constantă şi este

prezentată în fig.6.8.

La motoarele cu formarea

amestecului în interior, la care există

un reglaj calitativ, obţinut prin

intermediul dozajului, variaţiile

sarcinii nu influenţează sensibil asupra

umplerii cilindrului. Totuşi, la

creşterea sarcinii creşte temperatura

gazelor arse restante, precum şi nivelul

temperaturii suprafeţelor cu care vine

în contact încărcătura proaspătă. De Fig. 6.7 Influenţa turaţiei motorului

90

aceea pierderile termice cresc, iar umplerea se înrăutăţeşte (deşi timpul de

contact cu suprafeţele calde scade).

La motoarele cu formarea amestecului în exterior, avem de-a face cu un

reglaj al sarcinii de tip cantitativ. În acest caz variaţiile sarcinii vor afecta

profund umplerea în sensul că, prin diminuarea sarcinii se obturează admisia şi

umplerea cilindrului va fi incompletă. Din partea gazelor arse restante există

aceeaşi influenţă negativă dar nesemnificativă.

Fig. 6.8 Influenţa sarcinii motorului asupra umplerii

6.4.3. Influenţa factorilor constructivi

Factorii constructivi care pot să influenţeze umplerea sunt grupaţi astfel:

a) dimensiunile şi configuraţia traseului de admisie; b) dimensiunile cilindrului;

c) arhitectura camerei de ardere;

d) natura materialului pereţilor care limitează spaţiul destinat umplerii; e) cotele de reglaj ale umplerii;

f) raportul volumetric.

a) Influenţa dimensiunilor şi configuraţiei traseului de admisie

Sistemul de admisie intervine asupra umplerii influenţând pierderile gazo-

dinamice şi termice. Aceste influenţe sunt proprii fiecărui tip de motor.

Sistemul de admisie cel mai complex şi cu numeroase funcţiuni îl are

motorul policilindric cu carburator.

Pierderile gazo-dinamice introduse de sistemul de admisie sunt legate

de dimensiunile, configuraţia şi starea suprafeţelor interioare ale sistemului.

Configuraţia unui astfel de sistem de admisiune este prezentat în fig.6.9

alăturată [45].

91

În această configuraţie,

pierderile locale de presiune,

determinate de variaţiile secţiunii

transversale ale sistemului precum

şi de schimbările direcţiei de

curgere a curentului de gaze, sunt

sensibil mai mari decât pierderile

liniare.

Cea mai importantă pierdere

de presiune, adică cca. 70,…,80%

din pierderea totală, se produce la

trecerea curentului de încărcătură

proaspătă pe sub supapa de

admisie. De aceea, de multe ori, ea

se consideră unica pierdere gazo-

dinamică din sistem.

Pierderile termice introduse

de sistemul de admisie sunt

condiţionate de dimensiunile şi

gradul de încălzire a suprafeţelor

Fig. 6.9 Influenţa dimensiunilor şi configuraţiei

traseului de admisie

sale interioare, exprimate prin gradul de preîncălzire a încărcăturii proaspete,

0

aT

T

T (6.6)

La motorul cu formarea amestecului în exterior, aceste pierderi sunt

influenţate de vaporizarea combustibilului după carburator, precum şi de

încălzirea dirijată a sistemului de admisie, încălzire efectuată în scopul

desăvârşirii acestei vaporizări.

Preîncălzirea în sistemul de admisie este raţională numai până când

câştigul de putere şi economicitate, obţinut prin creşterea omogenităţii

amestecului care se datorează vaporizării picăturilor de combustibil şi a peliculei

de combustibil este compensat de acţiunea inversă, adică de scăderea de putere

provocată de diminuarea randamentului umplerii.

Soluţiile pentru diminuarea pierderilor din timpul umplerii pot însă avea

efecte contradictorii. Astfel, pentru diminuarea pierderilor gazo-dinamice este

necesar ca vitezele de curgere prin sistem să fie cât mai reduse, adică secţiunile

transversale ale canalelor să fie cât mai mari, configuraţia sistemului fiind

totodată cât mai simplă. În ceea ce privesc pierderile termice, diminuarea lor se

realizează prin micşorarea cantităţii de căldură recepţionată de amestec în timpul

în care parcurge sistemul de admisie. Mărirea secţiunilor transversale ale

92

canalelor conduce la mărirea suprafeţelor de schimb de căldură, deci la mărirea

cantităţii de căldură recepţionată de încărcătura proaspătă.

Pe măsura creşterii secţiunii, pierderile termice cresc şi, ca urmare a

creşterii duratei…

Pentru motorul cu formarea amestecului în exteriorul cilindrului, prin

carburaţie, mărimea secţiunilor transversale capătă un aspect mult mai important

şi complex. La aceste motoare se impune realizarea unor viteze de deplasare a

curentului de aer, suficient de mari pentru a se asigura portanţa necesară

transportului picăturilor de combustibil până la vaporizarea lor completă. Se

împiedică astfel depunerea picăturilor pe pereţii conductelor de admisie, adică

formarea peliculei care reprezintă un fenomen cu totul nedorit. Viteza curentului

de aer depinde însă de turaţia motorului. Din acest motiv, soluţia valabilă pentru

domeniul turaţiilor scăzute conduce la secţiuni transversale mult prea mici

pentru cazul turaţiilor ridicate şi deci la pierderi gazo-dinamice ridicate. În

situaţia inversă, se compromite portanţa în domeniul turaţiilor reduse. Din acest

motiv, la motoarele cu turaţie variabilă se realizează un compromis în sensul că

se acceptă la turaţii mai scăzute o portanţă nesatisfăcătoare a picăturilor, prin

realizarea unor secţiuni transversale mai mari, pentru a nu se compromite

umplerea la turaţii ridicate. Această soluţie se acceptă şi pentru că, la turaţii

reduse, când clapeta de reglaj a carburatorului este parţial închisă, presiunea din

conducta de admisie este scăzută, ceea ce favorizează vaporizarea

combustibilului.

Pentru acelaşi tip de motor, cu formarea amestecului în exterior prin

carburaţie, trebuie pusă în discuţie, în cazul motoarelor policilindrice,

configuraţia spaţială a sistemului de admisie. Această discuţie se face din punct

de vedere al depunerii picăturilor sub formă de peliculă, cât şi din punctul de

vedere al lungimii traseelor de admisie, pentru fiecare cilindru în parte. Astfel,

trebuie avut în vedere aspectul că precipitarea cea mai abundentă se produce la

schimbările bruşte de direcţie ale curentului de amestec. Acolo unde nu se poate

evita acest lucru, se vor prevedea măsuri speciale de reţinere a picăturilor,

combinate cu o încălzire locală mai intensă pentru realizarea vaporizării

picăturilor.

Asigurarea unei umpleri cât mai uniforme şi mai complete a cilindrilor cu

încărcătură proaspătă impune o configuraţie spaţială care să asigure, pentru toţi

cilindrii, trasee echilibrate gazo-dinamice.

În fig. 6.10 se prezintă în continuare o analiză a soluţiilor constructive

uzuale, pentru cazul carburaţiei, considerată edificatoare în acest exemplu:

- varianta a: este soluţia cea mai uzuală, ieftină şi uşor de realizat; canalele

de admisie sunt grupate pentru fiecare doi cilindri consecutivi şi alimentate

printr-un carburator cu o singură cameră de amestec;

- variantele b şi c: constituie o schemă îmbunătăţită, cu performanţe

superioare; în prima (b) carburatorul are două camere de amestec ce

funcţionează în trepte (succesiv).

93

Prima treaptă funcţionează în toate

regimurile; a doua treaptă intră în

funcţiune numai pentru sarcini şi

turaţii mari (aici se are în vedere

gradul de preîncălzire pe cele două

trepte). Sistemul prezintă avantaje

legate de umplere şi de calitatea

amestecului. Pulverizarea este mai

bună deoarece secţiunile

difuzoarelor pot fi reduse, fără a se

afecta umplerea; la c carburatorul

are tot două camere de amestec,

dar alimentează separat şi

simultan grupuri de câte doi

cilindri;

- varianta d: foloseşte câte un

carburator pentru fiecare cilindru.

Este foarte performantă, cu pierderi

termo-gazodinamice minime. Nu a

fost utilizat în serie. Este înlocuită

prin injecţia de benzină.

Toate aceste probleme nu apar la

motorul cu formarea amestecului prin

injecţie de combustibil în interiorul sau

în exteriorul cilindrului. Fig. 6.10 Influenţa configuraţiei spaţiale

a sistemului de admisie

Ansamblul canal de admisie – supapă de admisie, influenţează

considerabil umplerea. Supapa de admisie este de fapt factorul predominant al

pierderilor gazo-dinamice, ea controlând prin forma, dimensiunile şi legea sa de

mişcare mărimea şi legea de variaţie a secţiunilor disponibile pentru curgerea

încărcăturii proaspete către cilindrii şi în acelaşi timp traiectoriile curenţilor

formaţi prin deplasarea gazelor. De aceea trebuie acţionat în vederea reducerii

rezistenţei hidrodinamice a ansamblului canal de admisie – supapă, prin

creşterea secţiunilor disponibile pentru curgere, prin uniformizarea valorilor

acestor secţiuni şi prin evitarea schimbărilor brutale de direcţie a curenţilor.

În vederea creşterii secţiunilor disponibile pentru curgerea încărcăturii

proaspete se măreşte diametrul supapei şi înălţimea de ridicare a acesteia de pe

scaunul său.

Se menţionează că un efect similar se poate obţine şi prin creşterea

numărului de supape, de obicei la două.

Creşterea diametrului supapei şi a înălţimii de ridicare sunt însă limitate

de efectele inerţionale în organele mecanismului de comandă. De aceea, soluţia

utilizării a două supape este preferabilă [18, 19, 29, 30].

94

Fig. 6.11 Influenţa unghiului de prelucrare a scaunului

Mărimea secţiunii de trecere pe sub supapă depinde şi de unghiul de

prelucrare al scaunului său, aspect care se va pune în discuţie în continuare, cu

ajutorul fig. 6.11. Astfel, se constată că, păstrând toate dimensiunile constante,

secţiunea de trecere pe sub supapă creşte dacă unghiul de aşezate pe scaun se

micşorează; valoarea maximă se obţine pentru unghiuri 0° (supapă cu scaun

plan). Soluţia nu poate însă, din păcate, avea finalitate practică. Uzual, 30°

sau 45º. Variaţiile secţiunilor transversale ale ansamblului canal de admisie–

supapă trebuie să fie cât mai mici, pentru ca pierderile gazo-dinamice introduse

să fie reduse. Fig. 6.12 prezintă evoluţia pierderilor pe traseul de admisie. Se

evidenţiază astfel racordările necesare dintre taler şi tijă, precum şi racordările

canalelor de trecere.

Pentru motoarele cu

formarea amestecului în interior

prin injecţie directă de

combustibil, se impune

realizarea unei mişcări

organizate a aerului, în scopul

omogenizării amestecului.

Este vorba de o turbulenţă

organizată, realizată pe baza

unor curenţi dirijaţi convenabil

printr-o construcţie adecvată a

canalului sau a supapei de

admisie. În fig. 6.13 se prezintă

două soluţii de realizare a

unei turbulenţe organizate.

Fig. 6.12 Evoluţia pierderilor pe traseul de

admisie

a) Canal de admisie de formă spirală;

b) Canal de admisie clasic, dar talerul supapei este prevăzut cu un ecran.

Prin ambele procedee se imprimă o direcţie preferenţială de pătrundere în

cilindru a curentului de încărcătură proaspătă, obţinându-se o mişcare spiralată

care se conservă în toată perioada de formare a amestecului, cu influenţe

favorabile asupra arderii. Pierderile gazo-dinamice produse sunt acceptate

tocmai datorită consecinţelor favorabile.

95

Fig. 6.13 Soluţii de realizare a turbulenţei organizate

a) Influenţa dimensiunilor cilindrului

Se urmăreşte în cadrul unor condiţii de similitudine. Un prin caz îl

constituie similitudinea geometrică. Doi cilindri se numesc similari geometric

dacă au toate caracteristicile de formă identice, fiind diferiţi numai prin

caracteristici dimensionale, unul dintre ei fiind modelul mărit, la o anumită scară

a celuilalt (fig. 6.14). În acest caz, rapoartele tuturor dimensiunilor lor liniare

sunt egale între ele şi egale cu factorul de similitudine geometrică, K, în

condiţia în care turaţia rămâne aceeaşi. Deci:

1 1 1

2 2

...D S d

KD S d

(6.7)

la n constant.

Pierderile termice se exprimă prin suprafaţa-timp specifică, de contact a

încărcăturii proaspete cu suprafeţele calde ale cilindrului. Ele scad pe măsura

creşterii dimensiunilor cilindrului.

96

Fig. 6.14 Influenţa dimensiunilor cilindrului

Mărimea pierderilor gazo-dinamice poate fi exprimată prin mărimea

vitezei medii de curgere a încărcăturii proaspete prin supapa de admisie.

Ele cresc pe măsura creşterii dimensiunilor cilindrului.

Un alt caz, acela al similitudinii geometrico-mecanice, îl constituie cel în

care turaţiile celor două motoare nu sunt identice. Ele nu pot fi păstrate din

cauza solicitărilor mecanice care apar. Se impune însă drept condiţie

suplimentară păstrarea neschimbată a vitezei medii a pistonului:

Wp= S n= constant (6.8)

adică:

1 1 2

2 2 1

,...,D S n

KD S n

(6.9)

deci turaţia se micşorează în această măsură.

În această situaţie nici pierderile termice şi nici pierderile gazo-

dinamice nu sunt influenţate de dimensiunile cilindrului.

b) Influenţa arhitecturii camerei de ardere

Intervine în special prin modul în care sunt plasate supapele, punându-se

în discuţie pierderilor gazo-dinamice şi termice, generate de devierea curentului

de încărcătură proaspătă şi de mărimea suprafeţelor de contact. Analizând trei

cazuri uzuale, sugerate în fig. 6.15, se poate ajunge la următoarele concluzii.

97

Soluţia a este cea mai dezavantajoasă din acest punct de vedere,

asigurând însă simplitate constructivă; este o soluţie de cameră de ardere care

actualmente nu se mai foloseşte.

Fig. 6.15 Influenţa arhitecturii camerei de ardere

Soluţia b este soluţia curentă, care satisface suficient de multe deziderate.

Soluţia c asigură un spaţiu mai bun de plasare a supapei de admisie în

chiulasă; este însă neutilizată deoarece introduce complicaţii constructive.

c) Influenţa naturii pereţilor care limitează spaţiul destinat umplerii

Influenţa se exercită prin intermediul pierderilor termice introduse de

temperatura suprafeţelor care limitează acest spaţiu. Cu cât aceste temperaturi

sunt mai reduse cu atât pierderile termice sunt mai mici şi umplerea se

ameliorează. Aceste temperaturi, în condiţii determinate de construcţie şi

funcţionare, vor depinde de materialul din care sunt confecţionate piesele

respective, prin intermediul coeficientului de conductibilitate termică. Se pun în

discuţie fonta şi aliajele de aluminiu. Astfel, randamentul umplerii creşte cu

până la 5 ,…, 10%, în cazul utilizării aliajelor de aluminiu.

d) Influenţa cotelor de reglaj ale umplerii

Prin analiza reprezentării din fig. 6.16 se observă că întârzierea la

închiderea supapei de admisie este optimă pentru turaţia n1, dar pentru n2 n1 ,

ea devine necorespunzătoare. În punctul a2, efectul inerţial al curentului de

încărcătură proaspătă s-ar anula. În a2 însă se produce o pierdere de încărcătură prin inversarea sensului de curgere.

Astfel, se poate defini drept moment optim de închidere a supapei de

admisie momentul în care viteza de curgere pe sub supapă devine nulă. Dacă

98

supapa se închide înainte, umplerea se înrăutăţeşte prin oprirea pătrunderii

încărcăturii în mişcare, iar dacă supapa se închide prea târziu, curentul îşi

schimbă sensul de mişcare, gazele ieşind din cilindru.

Fig. 6.16 Influenţa cotelor de reglaj ale umplerii

În fig. 6.17 se indică variaţia randamentelor umplerii odată cu variaţia

turaţiei, pentru trei reglaje diferite ale închiderii supapei de admisie (1, 2 şi 3),

aflate în relaţia:

(î.s.a)1 (î.s.a)2 (î.s.a)3 (6.10)

deci, fiecărui reglaj îi corespunde o turaţie optimă de funcţionare, din punct de

vedere al eficacităţii umplerii. Dacă turaţia se modifică faţă de această valoare

optimă, umplerea se înrăutăţeşte datorită cauzelor analizate mai sus. În plus, la

creşterea turaţiei se adaugă şi efectul creşterii pierderilor gazo-dinamice.

99

Fig. 6.17 Variaţia randamentelor umplerii la modificarea turaţiei

Astfel, dacă întârzierea la închiderea admisiei ar fi variabilă cu turaţia,

astfel încât fiecărei turaţii să-i corespundă reglajul optim, s-ar obţine o variaţie a

randamentului umplerii numai ca efect al pierderilor gazo-dinamice, curba

înscriindu-se pe punctele de maxim max.max, ale curbelor corespunzătoare

reglajelor particulare.

În această situaţie se acceptă soluţii de compromis, după destinaţia

motorului, alegându-se acele valori ale reglajului care sunt optime pentru

regimul de turaţie la care motorul este utilizat frecvent.

e) Influenţa raportului volumetric

Influenţele sunt contradictorii:

- pe de o parte influenţează umplerea prin modificarea cantităţii relative

de gaze arse restante. La creşterea lui se micşorează volumul camerei de ardere Vc sau se măreşte cilindreea Vs, modificări care conduc la micşorarea

coeficientului gazelor arse restante, r, deci la îmbunătăţirea umplerii. Prin r se

înţelege raportul:

1

rr

M

M (6.11)

în care, Mr este cantitatea de gaze arse restante [kmoli], iar M1 cantitatea de

încărcătură proaspătă, de asemenea, în [kmoli];

- pe de altă parte, mărirea valorii lui produce creşterea temperaturilor

suprafeţelor care limitează spaţiul destinat umplerii şi deci cresc pierderile

termice, umplerea înrăutăţindu-se.

Observaţiile practice, însă conduc la concluzia că influenţa lui nu este

însemnată asupra umplerii.

6.5. Determinarea parametrilor specifici procesului de admisie

6.5.1. Presiunea din cilindru la sfârşitul cursei de admisie, pa, se poate

exprima prin:

asa ppp sau aa ppp 0 [MPa], (6.12)

în care pa [MPa] este căderea de presiune şi se poate deduce din relaţia lui

Bernoulli, adică,

100

6

,0

2

2 102

sa

aa

wp [MPa], (6.13)

în care:

– este coeficientul de reducere a vitezei în secţiunea minimă a

sistemului de admisie (diametrul minim al secţiunii de trecere al supapei

de admisie – dc);

– a este coeficientul de rezistenţă gazodinamică al sistemului de admisie

raportat la secţiunea minimă a sistemului de admisie;

– wa [m/s] reprezintă viteza fluidului proaspăt prin secţiunea minimă a

sistemului de admisie, stabilită pentru viteza maximă a pistonului;

– 0, s [kg/m3] – densitatea fluidului proaspăt (0 pentru presiunea p0 şi s

pentru ps).

Pentru motoarele de automobil, la regim nominal, rezistenţa gazodinamică

totală şi viteza medie a fluidului proaspăt, se pot alege în intervalele:

(2 + a) = 2,5 ,…, 4 şi wa = 50 ,..., 130 [m/s] (6.14)

Pe de altă parte, valorile lui pa şi pa pentru motoarele în patru timpi se

pot adopta uzual şi în mod direct, situându-se între limitele:

MAS cu carburator ………….pa = (0,05... 0,20) p0; pa = (0,80... 0,95) p0;

MAS cu injecţie de benzină….pa = (0,04... 0,19) p0; pa = (0,81... 0,96) p0;

MAC ........................................pa = (0,03... 0,18) p0; pa= (0,82... 0,97) p0;

motoare supraalimentate.........pa = (0,82... 0,97) ps; pa= (0,90... 0,97) ps.

Valorile se aleg în funcţie de turaţie, pa scăzând la creşterea turaţiei [6].

Densitatea aerului variază în funcţie de temperatură şi presiune.

6.5.2. Creşterea de temperatură a fluidului proaspăt, T. Fluidul

proaspăt se încălzeşte în contact cu pereţii sistemului de admisie şi ai cilindrului

precum şi datorită gazelor reziduale. Creşterea de temperatură depinde, în

principal, de viteza fluidului proaspăt, de durata admisiei, de temperatura

pereţilor şi a fluidului proaspăt.

În funcţie de tipul motorului, T poate avea valorile următoare:

MAS cu carburator …………………..0 – 20 [°C]

MAC nesupraalimentat………………0 – 20 [°C]

motoare supraalimentate…………….(–5) – (+ 10) [°C]

La MAS cu injecţie de benzină, creşterea de temperatură a amestecului

proaspăt este mai redusă decât în cazul carburaţiei.

101

Valoarea negativă corespunde supraalimentării fără răcire intermediară,

când temperatura fluidului proaspăt comprimat este mai mare decât cea a

pereţilor.

Unii autori recomandă calculul variaţiei lui T în funcţie de turaţie,

stabilind o relaţie semiempirică dată de o funcţie [6]:

nfT n [K]. (6.15)

6.5.3. Temperatura la sfârşitul cursei de admisie, Ta, se poate

determina din relaţia bilanţului termic aplicat fluidului proaspăt înainte şi după

amestecare cu gazele arse. Dacă se consideră că amestecarea se produce la

presiune constantă, iar capacitatea calorică specifică a amestecului este egală cu

a fluidului proaspăt, temperatura Ta se calculează cu relaţia:

r

rra

TTTT

1

0

[K], (6.16)

unde = Cpr/Cpfp , iar Cpr şi Cpfp sunt căldurile specifice la presiune constantă a

gazelor reziduale, respectiv a fluidului proaspăt.

Relaţia (2.29) este aplicabilă şi la motoare în doi timpi.

Pentru motoare în doi timpi şi supraalimentate, T0 se înlocuieşte cu Ts sau

cu (Ts – Trăc), în cazul răcirii intermediare, unde Trăc [K] reprezintă scăderea

temperaturii în răcitor. La motoarele cu formarea exterioară a amestecului, = 1

valoare care se poate utiliza, cu aproximaţie, şi la celelalte motoare.

În funcţie de tipul motorului, temperatura de la sfârşitul admisiei poate fi

şi adoptată direct între limitele de mai jos:

MAS .............................................................. 320 – 370 [K]

MAC .............................................................. 310 – 350 [K]

motoare în patru timpi supraalimentate ...... 320 – 350 [K]

6.5.4. Gradul de umplere, v, definit în paragraful 6.3, denumit şi

randament al umplerii, coeficient de umplere, sau chiar randament volumetric

este definit prin raportul dintre cantitatea (masică, gravifică, molară, volumică)

de fluid proaspăt reţinută în cilindru la sfârşitul admisiei şi cantitatea posibilă de

a fi introdusă în cilindreea VS, în condiţiile de presiune şi de temperatură de la

intrarea în motor, adică fără pierderi.

Din relaţia de conservare a masei în punctul a din diagrama indicată,

reprezentată în fig.3.1 (v. Cap.3), în care, după cum se observă, avem Vr = Vc,

rezultă:

102

rpua

av

T

T

p

p

1

1

1

0

0

(6.17)

în care fpfppu reprezintă gradul de postumplere sau raportul dintre

numărul de kmoli de fluid proaspăt care pătrunde în cilindru după PME (după

terminarea cursei de admisie) şi numărul total de kmoli de fluid proaspăt reţinut

în cilindru.

Pentru motoarele în patru timpi, la sarcini ridicate pu = 0,08 ,..., 0,25,

valorile fiind dependente de turaţie şi de perfecţiunea umplerii. Pentru

simplificarea calculului, în relaţia de mai sus se poate neglija pu.

Valorile uzuale pentru v la motoarele de automobile şi tractoare, la

sarcină plină sunt:

MAS cu carburator sau injecţie ................... 0,70 – 0,90

MAC nesupraalimentate ............................... 0,80 – 0,94

MAC supraalimentate ................................... 0,80 – 0,97

Capitolul 7

Studiul procesului de evacuare al motoarelor cu

ardere internă cu piston în patru timpi

7.1. Generalităţi

103

Procesul de evacuare se realizează doar parţial sub influenţa acţiunii

de împingere a pistonului, care se deplasează către PMI, având la început,

caracter de curgere liberă, determinată de diferenţa dintre presiunea din

cilindru şi presiunea din colectorul de evacuare. În partea finală însă,

fenomenul are caracter de curgere inerţională.

7.2. Criteriile perfecţiunii procesului de evacuare

Evacuarea trebuie dirijată astfel încât să elimine din cilindru cât mai

complet gazele arse, rezultate în urma procesului de ardere. Astfel, se

măreşte volumul disponibil pentru umplere, influenţând favorabil puritatea

încărcăturii proaspete.

Se poate aprecia eficienţa evacuării indirect, prin criteriile de

apreciere a umplerii sau direct cu ajutorul criteriului denumit coeficient al

gazelor arse restante, notat r:

1

rr

M

M (7.1)

unde:

Mr este cantitatea de gaze restante, exprimată în [kmoli];

M1 reprezintă cantitatea de încărcătură proaspătă, exprimată în

[kmoli].

Coeficientul gazelor arse restante, r, exprimă astfel cantitatea

relativă de gaze arse rămase în cilindru din ciclul precedent faţă de

cantitatea de încărcătură proaspătă admisă.

Pentru motoarele în patru timpi, la care durata de deschidere

simultană (de suprapunere) a supapelor de admisie şi de evacuare este mai

mică de 30 ,…, 40 [RAC], r se poate exprima sub forma:

110

0

vr

rr

T

T

p

p (7.2)

unde v este gradul de umplere şi este raportul volumetric de comprimare.

Valorile coeficientului gazelor arse restante sau reziduale, pentru diferite

tipuri de motoare, se situează în mod curent între limitele de mai jos:

MAS cu gaze, cu carburator sau injecţie .... 0,04 – 0,10

MAC nesupraalimentat ................................ 0,02 – 0,05

MAC supraalimentat ..................................... 0,00 – 0,03

La motoarele supraalimentate, coeficientul gazelor reziduale înregistrează

valori mai reduse.

104

După datele experimentale, pentru construcţiile obişnuite de motoare

în patru timpi normale, r are următoarele limite:

- MAS ................................... 0,05 ,…, 0,15;

- MAC – cu regim rapid: 0,03 ,…, 0,06;

– cu regim lent: 0,03 ,…, 0,05

7.3. Analiza desfăşurării procesului evacuării cu ajutorul diagramei

indicate

Procesul de evacuare, pe parcursul evoluţiei sale, poate fi analizat

prin intermediul diagramei indicate, mai precis a părţii sale inferioare,

corespunzătoare schimbului de gaze, denumită, aşa cum s-a mai arătat şi

diagramă de pompaj, reprezentată în fig. 7.1.

Se poate astfel pune în

evidenţă caracterul curgerii

gazelor cât şi durata reală a

procesului.

Începutul evacuării

coincide cu momentul

deschiderii supapei de

evacuare, sfârşitul evacuării nu

poate depăşi însă momentul în

care energia cinetică a

curentului devine nulă, chiar

dacă supapa rămâne deschisă.

În funcţie de relaţia

dintre presiunea gazelor din

cilindru, p şi presiunea din

colectorul de evacuare, pce,

procesul de evacuare se împarte

în trei etape distincte:

Fig. 7.1 Diagrama de pompaj

- evacuarea liberă, care durează din punctul d.s.e până în punctul d.

Curgerea gazelor este determinată numai de diferenţa de presiune (p –

pce), regimul de curgere supracritic predominând. În această etapă se

elimină circa 70 ,…, 80% din cantitatea totală de gaze evacuate;

- evacuarea forţată se suprapune cursei pistonului, începând deci în

punctul d şi terminându-se în punctul r. Evacuarea gazelor este

determinată de împingerea pistonului, contribuind însă şi diferenţa de

presiune. Datorită efectului de ejecţie, se poate înregistra o scădere

105

puternică de presiune chiar sub p0. Ulterior presiunea creşte datorită

reducerii secţiunii de trecere pe sub supapa de evacuare;

- post-evacuarea sau evacuarea inerţională, începe în PMI, adică în

punctul r al diagramei şi durează până la realizarea condiţiei de sfârşit

a evacuării. Curgerea gazelor are un pronunţat caracter inerţional.

Acest lucru face posibilă continuarea evacuării, chiar dacă presiunea

din cilindru, p, devine inferioară presiunii din colectorul de evacuare,

pce.

Fig. 7.2 Reprezentarea grafică simplificată a procesului de evacuare

Pentru reprezentarea grafică simplificată a procesului se consideră că

presiunea p din cilindru rămâne constantă şi egală cu presiunea pr de la

sfârşitul cursei de evacuare. Astfel, după trasarea liniei pr într-o diagramă

nerotunjită, aceasta se rotunjeşte pentru obţinerea diagramei simplificate

(fig. 7.2 a, b) [45].

7.3.1. Stabilirea momentului deschiderii supapei de evacuare

Se apreciază că deschiderea supapei de evacuare trebuie să se

producă astfel încât să existe condiţiile necesare pentru desfăşurarea etapei

de evacuare liberă a gazelor arse, etapă prin care se elimină cea mai mare

parte a acestor gaze.

Momentul deschiderii supapei de evacuare are însă o influenţă, în

acelaşi timp complexă şi contradictorie, asupra ciclului de funcţionare al

motorului.

În scopul stabilirii momentului optim de deschidere a supapei de

evacuare se vor analiza două situaţii extreme, descrise în continuare.

106

Fig. 7.3 Funcţionare cu avans nul la

deschiderea supapei de evacuare

Fig. 7.4 Funcţionare cu avans mare la

deschiderea supapei de evacuare

Astfel, o funcţionare cu un avans nul la deschiderea supapei de

evacuare, redată în fig. 7.3 conduce la un lucru mecanic obţinut în urma

destinderii, maxim; din acest punct de vedere o astfel de situaţie este

avantajoasă. Se remarcă însă, în acelaşi timp, că şi lucrul mecanic necesar

evacuării gazelor arse, notat Le0, este maxim.

Pe de altă parte, un avans crescut la deschiderea supapei de evacuare,

aşa cum se arată în fig. 7.4, atrage o valoare mai coborâtă a presiunii

gazelor din cilindru şi în final a presiunii pr, astfel încât, lucrul mecanic

consumat pentru eliminarea gazelor arse, Le, se diminuează faţă de situaţia

anterioară, adică Le Le0. După cum se observă, din acest punct de vedere,

situaţia ideală o reprezintă un avans mare la deschiderea supapei de

evacuare.

Având în vedere complexitatea problemei, se va accepta situaţia de

compromis, adică o curăţire cât mai bună a cilindrului de gaze arse, lucrul

mecanic al ciclului rămânând în acelaşi timp cât mai mare.

Raţionamente mai complexe conduc la concluzia că avansul optim se

va găsi deci în zona presiunii pr minime.

7.3.2. Stabilirea momentului închiderii supapei de evacuare

Închiderea supapei de evacuare trebuie să aibă loc cu o anumită

întârziere faţă de PMI, notată cu î.s.e. aşa cum se reprezintă în fig. 7. 5.

Pe porţiunea rr, întârzierea este justificată de diferenţa favorabilă de

presiuni, presiunea p din cilindru fiind încă superioară presiunii pce din

colectorul de evacuare, ceea ce face posibilă curgerea gazelor arse către

exterior. Evacuarea poate continua datorită inerţiei coloanei de gaze arse.

107

Această evacuare inerţională este însă limitată în timp de fenomenul

scăderii presiunii din cilindru sub efectul mişcării pistonului în cursa de

admisie

Fig. 7.5 Întârzierea la închiderea supapei de evacuare

În aceste condiţii

închiderea supapei de

evacuare trebuie să se

facă când cele două

tendinţe se egalează,

moment marcat practic

de anularea energiei

cinetice a curentului de

gaze arse.

7.4. Presiunea şi temperatura gazelor la sfârşitul evacuării

Presiunea gazelor reziduale variază în funcţie de turaţia motorului;

pentru un calcul mai riguros, variaţia sa se poate aprecia prin relaţia,

recomandată de [6] :

28

0 10035,1 nCppnr

[MPa], (7.3)

în care:

28

0 10035,1 nppC r ;

pr [MPa] – presiunea gazelor reziduale la turaţia nominală;

n [rpm] – turaţia, considerată ca variabilă în relaţia pentru pr(n) şi ca

turaţie nominală la calculul constantei C.

Neglijându-se evacuarea suplimentară, se poate considera că

presiunea gazelor din cilindru la sfârşitul evacuării este egală cu presiunea pr

de la sfârşitul cursei de evacuare, stabilindu-se astfel următoarele intervale

orientative pentru variaţia presiunii pr:

MAS : ........... pr = (1,25 … 1,20)p0

MAC :

- regim rapid: pr = (1,05 … 1,15)p0

- regim lent : pr = (1,03 … 1,1)p0

motoare supraalimentate cu turbo-suflantă pr = (0,75... 0,98)ps.

108

Temperatura gazelor din cilindru la sfârşitul evacuării depinde de tipul

motorului, de raportul de comprimare şi de coeficientul excesului de aer şi

se poate considera că este egală cu temperatura pe care o au gazele arse

după ce au trecut de supapă în colectorul de evacuare.

Pentru construcţiile uzuale de motoare normale, temperatura la

sfârşitul evacuării poate avea următoarele limite:

MAS : .............Tr = 900 , …, 1150 [K]

MAC :

- regim rapid: Tr = 700 , …, 800 [K]

- regim lent : Tr = 600 ,…, 800 [K]

MAS cu gaze Tr = 750 ,..., 1000 [K]

7.5. Cotele de reglaj ale evacuării

Ca şi în cazul procesului de admisie, nu există o coincidenţă între

deplasarea pistonului în cursa de evacuare şi procesul de eliminare a

gazelor arse din cilindru.

Momentele de deschidere şi de închidere ale supapei de evacuare

reprezintă cotele de reglaj ale evacuării.

Aşa cum s-a arătat, supapa de evacuare se deschide în avans faţă de

PME şi se închide cu întârziere faţă de PMI.

Cea mai eficace etapă a evacuării fiind evacuarea liberă, deschiderea

supapei de evacuare trebuie să se facă astfel încât să creeze condiţiile

necesare pentru realizarea ei.

Cotele evacuării depind de regimul funcţional al motorului. Pentru

construcţiile obişnuite de motoare valorile avansului la deschiderea supapei

de evacuare şi a întârzierii la închiderea ei sunt cuprinse, orientativ, în

limitele de mai jos:

d.e. = 30 – 70 [RAC] şi î.e. = 5 – 60 [RAC], (7.4)

valorile mai mari fiind specifice turaţiilor mai ridicate, sau motoarelor cu

regim de turaţie mai ridicat.

7.6. Influenţe asupra procesului de evacuare

- Influenţa turaţiei. La o valoare ridicată a turaţiei motorului energia

cinetică a gazelor arse este mare, producând un efect inerţional însemnat,

ceea ce conduce la prelungirea procesului de evacuare; în aceste condiţii,

109

supapa de evacuare trebuie menţinută mai mult timp deschisă, printr-o

întârziere la închidere î.s.e. mai mare.

- Influenţa sarcinii. Experimental s-a arătat că odată cu creşterea

sarcinii motorului, în urma procesului de evacuare, creşte cantitatea de

gaze arse restante din cilindru, ceea ce în mod indirect afectează umplerea.

Un alt tip de influenţă, indirectă, mai evidentă mai ales la motoarele la care

reglajul sarcinii se face prin obturarea admisiei, constă în creşterea

cantităţii de gaze arse restante odată cu micşorarea sarcinii. - Influenţa dimensiunilor şi a configuraţiei traseului de evacuare. Acest

tip de influenţe pot conduce la câteva concluzii importante pentru concepţia

şi construcţia motorului.

Ţinând seama că aproximativ 70 – 80% din cantitatea de gaze arse

părăseşte cilindrul în faza de curgere liberă, diametrul supapelor de

evacuare poate fi realizat la o valoare mai mică decât cel al supapelor

de admisie, adică, notând diametrele cu , vom avea relaţia: SE Sad ;

Arhitectura şi construcţia sistemului de evacuare poate avea o acţiune

convenabilă asupra undelor de presiune din sistem, rezultând

intensificarea efectului de ejecţie pentru perioada post-evacuării;

Amortizorul de zgomot introduce rezistenţe cu atât mai mari cu cât

capacitatea sa de amortizare este mai mare;

Fig. 7.6 Variaţia coeficienţilor gazelor arse restante la

variaţia turaţiei pentru trei reglaje diferite

Cotele de reglaj ale

evacuării introduc

in-fluenţe asupra

coefi-cientului

gazelor res-tante. În

fig. 7.6 se arată

variaţia coefici-

enţilor gazelor arse

restante la variaţia

turaţiei, pentru trei

reglaje diferite ale

închiderii supapei de

evacuare, notate 1, 2

şi 3, aflate în relaţia:

î.s.e.1 î.s.e.2 î.s.e.3 (7.5)

Se observă că fiecărui reglaj al evacuării îi corespunde o turaţie

optimă de funcţionare din punct de vedere al eficacităţii curăţirii

cilindrului. Pentru fiecare reglaj în parte, dacă turaţia se modifică faţă de

valoarea optimă, evacuarea se înrăutăţeşte. Dacă întârzierea la închiderea

evacuării ar fi variabilă cu turaţia, astfel încât fiecărei turaţii să-i

110

corespundă reglajul optim, s-ar obţine o variaţie a coeficientului gazelor

arse restante numai ca efect al pierderilor gazo-dinamice, curba r min, min.

înscriindu-se pe punctele de minim ale curbelor corespunzătoare reglajelor

particulare [45]. Rezultă astfel dificultatea alegerii acestor reglaje la

motorul cu turaţie variabilă, alegându-se reglajele optime pentru regimul la

care motorul este utilizat frecvent.

Capitolul 8

Studiul proceselor de comprimare şi de destindere

ale motoarelor cu ardere internă cu piston

8.1. Studiul procesului de comprimare

111

Prin contribuţia la creşterea randamentului termic, comprimarea

prealabilă a fluidului motor a constituit, alături de alte aspecte, un progres

esenţial în dezvoltarea motoarelor cu ardere internă. Din acest motiv,

introducerea comprimării este considerată prima mare perfecţionare a

motoarelor cu ardere internă cu piston.

Consecinţele sunt

de fapt mai complexe

[17, 31, 33, 45]. Este

vorba, în primul rând,

de creşterea

economicităţii determi-

nată de creşterea randa-

mentului global, randa-

ment în care este inclus

şi randamentul termic.

Criteriul este însă limi-

tativ, chiar dacă studiul

termodinamic arată că

randamentul termic se

măreşte odată cu

raportul volumetric de

comprimare, . În rea-

litate, creşterea lui

peste o anumită valoare

alterează randamentul

Fig. 8.1. Variaţia randamentelor motorului în funcţie de

valoarea raportului de comprimare

mecanic al motorului şi, prin aceasta, randamentul global e, aşa cum se

remarcă din variaţiile reprezentate în fig. 8.1.

În al doilea rând se poate pune în evidenţă o majorare a lucrului mecanic

util, determinată de creşterea suprafeţei utile a diagramei indicate. Acest lucru

apare odată cu creşterea gradului de destindere totală a ciclului. De remarcat

însă că mărirea raportului de comprimare este limitată nu numai de alterarea randamentului motorului, aşa cum s-a arătat, ci şi de înrăutăţirea fenomenului

arderii prin apariţia detonaţiei, aspect ce va fi dezvoltat într-un capitol ulterior.

La motoarele cu aprindere prin scânteie, se adoptă pentru valori cuprinse

între 7,5 ,..., 9,5, el putând ajunge însă până la 10,5 ,..., 11. Valorile mai mari

sunt tipice motoarelor alimentate prin injecţie de benzină, precum şi motoarelor

supraalimentate.

În acest condiţii, procesul de comprimare trebuie realizat în aşa fel încât

să creeze cele mai bune condiţii pentru arderea amestecului de combustibil şi

aer, precum şi pentru mărirea căderii termice a ciclului şi a gradului de

destindere a gazelor arse. Prin toate acestea se tinde de fapt să se obţină

condiţiile necesare pentru mărirea randamentului motorului.

112

În ciclul real al motorului, procesul de comprimare este însoţit de

schimburi reciproce de căldură între mediul de lucru şi piesele motorului,

procesul nefiind deci adiabatic. Aceste schimburi de căldură au însă un caracter

complex şi nu pot fi exprimate cu exactitate prin relaţii termodinamice. De aceea

se aproximează procesul de comprimare cu un proces politropic cu exponent

constant.

În fig. 8.2 se prezintă

variaţia relativă a exponentului

politropic, nc şi a celui

adiabatic k, în timpul

comprimării, care are durata a

- c.

La începutul comprimă-

rii, mediul de lucru are o

temperatură mult mai mică

decât pereţii cu care vine în

contact şi din această cauză, în

prima perioadă a comprimării,

notată a - m, schimbul de

căldură, caracterizat prin canti-

tatea de căldură Q se produce

Fig. 8.2. Variaţia presiunii şi a exponentului

politropic în timpul comprimării

de la piesele motorului la gaze. Exponentul politropic aparent va fi mai mare

decât cel adiabatic, adică nc k.

Motoarele de automobile lucrează cu întârziere la închiderea supapei de

admisie, motiv pentru care comprimarea propriu-zisă, care se face sub acţiunea

pistonului, începe după PME, în prima parte ea fiind obţinută pe cale inerţională,

prin aport de gaze. Pe măsura deplasării pistonului către PMI, temperatura

mediului de lucru se măreşte şi depăşeşte temperatura pieselor cu care vine în

contact, fapt datorită căruia gazele cedează cantitatea de căldură Q pieselor

respective. Exponentul politropic în acest caz scade sub valoarea exponentului

adiabatic, adică nc k.

În funcţie de temperaturile locale, schimbul de căldură poate avea loc în

ambele sensuri concomitent, adică primire de căldură de la piesele puternic

încălzite şi cedare de căldură spre piesele mai puternic răcite.

În zona PMI, deşi mediul de lucru atinge aproape temperatura maximă de

comprimare, exponentul politropic începe să crească fără a depăşi însă

exponentul adiabatic. Aceasta se explică prin faptul că la sfârşitul comprimării

mediul de lucru vine în contact cu piesele cele mai puternic încălzite, iar

suprafaţa de transmitere a căldurii devine foarte mică, din care cauză căldura

cedată de gaze pereţilor se reduce apreciabil.

Potrivit datelor experimentale, căldura cedată de mediul de lucru pieselor

cu care vine în contact pe porţiunea m - c este mai mică decât cea primită de

mediu de la piese pe porţiunea a - m. De aceea, exponentul politropic mediu nc

113

va fi întotdeauna mai mic decât exponentul adiabatic k, deci curba presiunii la

comprimarea politropică va fi sub cea a comprimării adiabate.

În punctul m, exponentul politropic este egal cu exponentul adiabatic

deoarece fluxul de căldură primit este egal cu fluxul de căldură cedat,

obţinându-se o situaţie de adiabatism aparent; de remarcat că fluxul de căldură

rezultant este nul. În realitate, chiar în situaţia în care comprimarea reală ar

decurge adiabatic, exponentul adiabatic k ar fi variabil şi nu constant ca în

fig.8.2. Într-adevăr, analizând expresia exponentului adiabatic, k:

vv

v

v

p

c

R

c

Rc

c

ck

1 (8.1)

R fiind constanta universală a gazelor şi ţinând seama că cv = f(T), acest lucru se

confirmă şi analitic. Cum cv creşte odată cu creşterea temperaturii, exponentul

adiabatic k îşi va reduce valoarea pe măsură ce comprimarea avansează.

De asemenea, variaţia temperaturii în timpul compresiei va depinde, la

rândul ei, de schimbul de căldură dintre gaze şi pereţi, deci de valoarea

exponentului politropic de compresie.

Pentru două puncte suficient de apropiate, notate 1 şi 2, de pe curba

de comprimare, considerate pe aceeaşi politropă, putem scrie, pe baza

ecuaţiei generale a politropiei, următoarea relaţie:

1 1 2 2c cn n

p v p v (8.2)

Prin logaritmarea acesteia rezultă:

1 1 2 2log log log logc cp n v p n v (8.3)

de unde:

1 2

2 1

log log

log logc

p pn

v v

(8.4)

Această relaţie redă variaţia exponentului politropic nc, în comparaţie cu

aceea a exponentului adiabatic k. Pentru trasarea curbei procesului de

comprimare se va folosi pentru exponentul politropic o valoare constantă şi

egală cu media valorilor nc. Alegerea acestei valori se va face pe baza datelor

experimentale [3, 4].

Valorile medii ale exponentului politropic de comprimare pentru

motoarele cu aprindere prin scânteie sunt cuprinse între:

1,32...1,39cn

valorile mari corespunzând motoarelor mai rapide. Aceste valori medii ale

exponentului politropic de comprimare nc, depind în primul rând de modul de

formare a amestecului şi apoi de turaţie, dimensiunile cilindrului, intensitatea

răcirii, forma camerei de ardere şi particularităţile constructive ale motorului.

114

Influenţele asupra comprimării se analizează prin intermediul căldurii

schimbate în decursul procesului. Astfel, după cum se observă şi din fig. 8.2, la

creşterea cantităţii de căldură primite de fluidul motor, exponentul politropic

mediu nc creşte, pe când mărirea cantităţii de căldură cedate de fluid conduce la

reducerea exponentului nc.

În cazul formării amestecului în exteriorul cilindrilor, prezenţa

vaporilor de combustibil în amestec în timpul comprimării măreşte

căldurile specifice ale amestecului de gaze, raportul lor se micşorează,

reducându-se astfel valoarea exponentului mediu politropic. De aceea,

exponentul politropic mediu al comprimării are valori mai ridicate în cazul

formării amestecului în cilindru, în special atunci când avansul la injecţie

este redus. Odată cu creşterea turaţiei motorului, exponentul politropic se

măreşte deoarece se micşorează durata procesului de comprimare şi, prin

urmare, se micşorează schimbul de căldură de la gaze la piesele cu care vin

în contact. În plus, la turaţii ridicate, sunt mai mici pierderile de gaze prin

jocul dintre piston şi cilindru, ceea ce echivalează cu reducerea pierderilor

de căldură ale mediului, conducând tot la creşterea exponentului politropic.

Pe cale experimentală s-a stabilit următoarea relaţie a exponentului

politropic în funcţie de turaţie:

1,41c

An

n (8.5)

unde A = 100 250, valorile mari fiind pentru motoarele cu turaţiile

maxime mai puţin ridicate [3].

De remarcat că această relaţie nu reflectă întotdeauna realitatea, în cazul

turaţiilor ridicate valorile obţinute fiind diferite faţă de cele recomandate.

Dintre celelalte influenţe care se manifestă asupra procesului de

comprimare trebuie menţionate temperatura, dimensiunile cilindrului,

arhitectura camerei de ardere, sarcina motorului şi raportul de comprimare.

Astfel, la creşterea temperaturii medii a procesului de comprimare, căldurile

specifice ale gazelor comprimate şi căldura cedată pereţilor cilindrului se

măresc, deci exponentul politropic se micşorează. De aceea, la motoarele cu

supraalimentare, exponentul politropic va fi mai mic decât la motoarele fără

supraalimentare deoarece, la cele din prima categorie, mediul de lucru are o

temperatură iniţială la comprimare mai ridicată.

Acelaşi efect apare şi la creşterea temperaturii iniţiale, T0 care, deşi

cantitativ introduce o influenţă redusă, prin mărirea ei conduce la reducerea

cantităţii de căldură primite de fluidul motor şi deci la diminuarea valorii medii

a exponentului politropic.

Un efect contrar îl are presiunea iniţială p0, care, în plus exercită o

influenţă predominantă. Astfel, creşterea presiunii iniţiale p0 antrenează o

115

creştere a cantităţii de încărcătură proaspătă reţinută în cilindru. În acest mod,

gradul de încălzire al acesteia, prin amestec cu gazele arse este mai redus,

nivelul temperaturilor ulterioare rămânând mai coborât. Din acest motiv,

cantitatea de căldură primită creşte iar aceea cedată scade, antrenând astfel

majorarea valorii exponentului mediu politropic. Există şi o influenţă contrară

care nu este însă predominantă, determinată de faptul că odată cu creşterea

presiunii p0 creşte şi presiunea pa de la începutul comprimării reale, crescând

astfel nivelul temperaturilor din timpul procesului. În consecinţă, cantitatea de

căldură primită scade, cea cedată creşte, iar exponentul mediu politropic se

reduce.

Mărirea intensităţii răcirii motorului conduce la scăderea temperaturii

pereţilor cilindrului şi chiulasei, astfel căldura cedată de gaze pieselor va creşte

şi se va micşora coeficientul politropic. De aceea, la motoarele răcite cu aer,

exponentul politropic va fi mai mare decât la motoarele răcite cu lichid.

Pe de altă parte, la motoarele cu dimensiuni mari ale cilindrului,

exponentul politropic va avea valori mai mari deoarece suprafaţa relativă de

transmitere a căldurii raportată la unitatea de volum a cilindrului se micşorează

odată cu mărirea diametrului cilindrului.

Arhitectura camerei de ardere şi în special gradul de compactitate a ei,

care este caracterizat de mărimea raportului dintre suprafaţa camerei de ardere

şi volumul său, cu rol în organizarea mişcării din cameră, poate conduce la

micşorarea exponentului politropic nc.

Astfel, turbulenţa gazelor, generată prin măsuri constructive, cu alte

cuvinte mişcarea organizată a gazelor din cilindru, are un rol benefic în

desăvârşirea amestecului, precum şi în anumite faze ale arderii, mărind viteza

relativă dintre gaze şi pereţi şi ameliorând condiţiile de transfer a căldurii pe

întreaga durată a comprimării. Această intensificare a schimbului de căldură se

produce însă în partea finală a comprimării, ceea ce antrenează o creştere a

cantităţii de căldură cedate şi în consecinţă o scădere a exponentului mediu

politropic. Deşi din punct de vedere gazodinamic turbulenţa constituie o

pierdere, conducând la alterarea umplerii, ea se utilizează din plin la motoarele

cu injecţie de benzină, iniţiindu-se pe cât posibil încă din perioada umplerii şi

conservându-se pe parcursul comprimării, intensitatea ei crescând, de regulă, pe

măsură ce pistonul se apropie de punctul mort interior.

Se apreciază că influenţa sarcinii şi a raportului de comprimare asupra

coeficientului politropic este minoră. Astfel, modificarea sarcinii la motorul cu

aprindere prin scânteie introduce, prin intermediul cantităţii de încărcătură

proaspătă efectiv reţinută în cilindru şi a cantităţii de gaze arse restante, o

influenţă complexă şi în acelaşi timp contradictorie. Odată cu creşterea sarcinii

motorului creşte cantitatea de încărcătură proaspătă şi aşa cum s-a arătat, gradul

de încălzire a încărcăturii proaspete prin amestec cu gazele arse restante se

reduce, antrenând o creştere a valorii exponentului mediu politropic.

116

În acelaşi timp, la creşterea sarcinii avansul la producerea scânteii

electrice se reduce, ceea ce antrenează scurtarea celei de a doua părţi a

comprimării. Din acest motiv, cantitatea de căldură cedată creşte iar nc se

micşorează.

Global, cele două tendinţe contradictorii se anulează, astfel încât

modificarea exponentului mediu politropic odată cu sarcina este neesenţială.

Deşi, aşa cum s-a arătat, mărirea raportului de comprimare conduce la

creşterea randamentului termic, la motoarele cu aprindere prin scânteie, în

special la cele cu carburator, raportul de comprimare trebuie ales în aşa fel încât

temperatura şi presiunea la sfârşitul comprimării să fie sub temperatura de

autoaprindere a amestecului şi sub valoarea raportului limită de detonaţie ld.

Din acest punct de vedere, motoarele cu injecţie de benzină, în special cele cu

injecţie directă, datorită condiţiilor mai bune de formare a amestecului se

comportă net superior, permiţând valori mai mari pentru .

În esenţă, la creşterea raportului volumetric de comprimare cresc

temperaturile din perioada comprimării, în special către finele procesului.

Cantitatea de căldură cedată se măreşte în raport cu aceea primită astfel

încât exponentul mediu politropic are tendinţa de scădere. Această tendinţă

este accentuată de faptul că la valori crescute ale lui , avansul la aprindere

este mai redus, astfel încât sfârşitul comprimării se deplasează către PMI.

Pe de altă parte însă, odată cu mărirea lui , situaţie tipică motoarelor

alimentate prin injecţie de benzină, se reduce volumul camerei de ardere şi

implicit suprafaţa de contact dintre gaze şi pereţi, cu influenţă puternică pe

ultima porţiune a comprimării. Din acest motiv, cantitatea de căldură

cedată scade într-o măsură mai mare decât cantitatea de căldură primită,

iar exponentul mediu politropic de comprimare creşte. Având în vedere

aceste două tendinţe contradictorii, se poate concluziona că modificările

raportului volumetric nu afectează major valoarea exponentului mediu

politropic pe durata comprimării.

Valoarea exponentului nc este influenţată, sub aspect constructiv şi de

natura materialului pereţilor care limitează spaţiul de comprimare, mai precis de

natura materialului cilindrilor şi chiulasei. Astfel, menţinând toate condiţiile

identice, temperaturile suprafeţelor se vor modifica în sens invers coeficientului

de conductibilitate a materialului. Aceste temperaturi influenţează la rândul lor

schimbul de căldură pe durata comprimării în sensul că, atunci când pereţii

cilindrului sunt mai calzi creşte cantitatea de căldură primită de către fluidul

motor şi evident se reduce cea cedată de fluid către pereţi, condiţii în care

exponentul nc creşte. În consecinţă, când în construcţia acestor organe ale

motorului predomină fonta, valoarea exponentului nc va fi superioară cazului în

care acestea sunt realizate din aliaje de aluminiu, aşa cum este cazul chiulaselor

motoarelor moderne pentru autoturisme, cu injecţie de benzină, sau Diesel, la

care exponentul nc va avea o valoare mai redusă.

117

Determinarea parametrilor de stare a gazelor la sfârşitul comprimării

presupune un calcul destul de complex. Din acest motiv se convine să se

calculeze temperatura şi presiunea gazelor la sfârşitul comprimării considerând

exponenţii politropici constanţi, cu valori medii pentru întregul proces. Dacă se

presupune că începutul comprimării coincide cu PME iar sfârşitul cu PMI, din

ecuaţiile politropiei rezultă:

cn

c ap p şi 1nc

c aT T (8.6)

În figura 8.3 se prezintă valorile presiunilor şi temperaturilor la sfârşitul

comprimării, calculate cu relaţiile de mai sus pentru trei valori medii ale

exponentului politropic de comprimare nc şi pentru pa = 0,09 [MPa], respectiv

Ta = 323 [K].

În general, valorile acestor

parametri, după datele experimen-

tale, se încadrează în următoarele

limite: pc = (0,7, ... , 12) pa , iar Tc =

650, ... , 950 [K].

După cum se observă, pentru

valori ale exponentului politropic

mediu de comprimare, cuprinse între

limitele 1,30 - 1,40, presiunile şi

temperaturile la sfârşitul compri-

mării se modifică apreciabil. Din

acest motiv, valoarea exponentului

politropic de comprimare trebuie

aleasă, pe cât posibil judicios, după

datele experimentale obţinute pe

motoarele similare ca rapiditate,

dimensiuni ale cilindrilor şi para-

metrilor constructivi.

Fig. 8.3. Variaţia presiunii şi temperaturii la

sfârşitul compresiei în funcţie de raportul de

comprimare

8.2. Studiul procesului de destindere

La nivelul ciclului teoretic, aşa cum s-a considerat prin ipotezele

introduse, destinderea se consideră un proces adiabatic, care se desfăşoară pe

întreaga lungime a cursei pistonului. În ciclul real însă, în timpul destinderii,

gazele care evoluează în interiorul cilindrului schimbă, în mod continuu, căldură

cu exteriorul. În acelaşi timp, durata procesului este inferioară duratei cursei

complete a pistonului, deoarece, pe de o parte arderea se prelungeşte în

destindere, iar pe de altă parte, supapa de evacuare se deschide cu un avans faţă

de punctul mort exterior.

118

Cu ajutorul fig. 8.4 se face o analiză a procesului. Astfel, începutul

destinderii se consideră momentul sfârşitului convenţional al arderii, marcat pe

diagrama din figură prin punctul t. Sfârşitul destinderii reale este dat de

momentul deschiderii supapei de evacuare, notat d.s.e. Pe această figură, pentru

stabilirea facilă a procesului s-a trasat linia completă a destinderii, între punctele

z şi d . Datorită schimbului permanent de căldură dintre gazele din cilindru şi

mediul exterior, destinderea este un proces politropic. În vederea trasării acestei

politrope se impune stabilirea valorii exponentului politropic al procesului, notat

cu nd. În aceste condiţii, ecuaţia curbei reprezentative a procesului destinderii

este:

.dnp v const (8.7)

Valoarea exponentului politropic este influenţată de sensul schimbului de

căldură, care apare pe parcursul desfăşurării procesului. Acest schimb prezintă

două laturi contradictorii.

O primă latură rezultă din faptul că gazele primesc cantitatea de căldură

Q datorită fenomenului postarderii. Chiar dacă postarderea se prelungeşte în destindere, cantitatea de căldură scade treptat, până la anulare, astfel încât

postarderea poate fi asimilată cu un flux de căldură variabil, qpa, care pătrunde în

gaze, din exterior. Cantitatea totală de căldură primită, Qpa, va putea fi exprimată

astfel:

pa paQ q (8.8)

Cea de a doua latură a schimbului de căldură de pe durata destinderii

apare ca urmare a schimbului efectiv de căldură între gaze şi pereţii interiori ai

spaţiului de lucru din motor. Acest schimb are în permanenţă caracterul unui

flux de căldură care trece prin pereţi către exterior, deoarece temperatura gazelor

este tot timpul superioară temperaturii pereţilor. Şi în acest caz, fluxul

momentan este variabil pe durata destinderii, reprezentând de fapt, un flux de

căldură cedată, simbolizat, qc.

119

Fig. 8.4 a, b Procesul de destindere şi variaţia exponentului politropic

În condiţiile în care suprafaţa de contact dintre gaze şi pereţi creşte odată

cu deplasarea pistonului, fluxul momentan se măreşte pe măsură ce destinderea

avansează, scăderea temperaturii gazelor în timpul procesului, necompensând

decât parţial efectul creşterii acestor suprafeţe de contact. Cantitatea totală de

căldură cedată va fi, în acest caz:

120

c cQ q (8.9)

Între cele două fluxuri se stabileşte un flux rezultant, qr,

r pa cq q q (8.10)

care, în funcţie de relaţia dintre qpa şi qc, imprimă caracterul schimbului de

căldură, adică caracter de căldură primită sau caracter de căldură cedată. În

consecinţă, procesul de destindere reală poate fi împărţit în două porţiuni

distincte. Prima porţiune este porţiunea marcată t – B pe curba destinderii din

fig. 8.4 a, caracterizată prin relaţia:

qpa qc (8.11)

ceea ce conferă fluxului rezultant un caracter de căldură primită, astfel încât el

se va nota cu qrp. În cea de a doua porţiune, porţiunea B - d de pe aceeaşi

curbă, predomină fluxuri aflate în relaţia următoare:

qc qpa (8.12)

astfel încât, fluxul rezultant are caracter de căldură cedată, fiind notat cu qrc.

Cu aceste precizări, cantităţile totale de căldură schimbate de gaze în

timpul procesului de destindere, pe porţiuni, se vor putea exprima astfel:

- porţiunea t – B

B

p pa rp

t

Q Q q (8.13)

- porţiunea B - d 'd

c rc

B

Q q (8.14)

Pe durata acestor două porţiuni, mărimea fluxului rezultant este variabilă.

Astfel, pe prima porţiune, porţiunea t – B, mărimea fluxului rezultant, qrp scade

până la zero, în timp ce, pe cea de a doua porţiune, adică porţiunea B - d, fluxul

rezultant, qrc, creşte, pornind de la zero. Se observă că punctul B este

caracterizat prin situaţia:

qr = 0 , adică qpa = qc (8.15)

121

Din acest motiv, ca şi în cazul comprimării, curba destinderii are în acest

punct un caracter de adiabată. Trebuie precizat că, de fapt este vorba numai

despre o situaţie de adiabatism aparent.

Aşa cum s-a arătat, destinderea este un proces politropic, reprezentat

printr-o curbă a cărei ecuaţie este (8.7), exponentul nd fiind variabil în tot

lungul procesului. Similar comprimării, considerând pe curba destinderii,

două puncte suficient de apropiate, notate 1 şi 2, considerate pe aceeaşi

politropă, utilizând ecuaţia generală a acestui tip de transformare, avem

următoarea relaţie:

1 1 2 2d dn n

p v p v (8.16)

Logaritmarea acesteia conduce la:

1 1 2 2log log log logd dp n v p n v , (8.17)

de unde se obţine expresia exponentului politropic al destinderii, nd:

1 2

2 1

log log

log logd

p pn

v v

(8.18)

Această relaţie stabileşte variaţia exponentului politropic, nd, pe parcursul

destinderii, reprezentată în fig. 8.4 b. Urmărind această figură se observă că pe

porţiunea t – B, când are loc o primire de căldură deoarece qpa > qc, exponentul

politropei reale este inferior exponentului adiabatic din acelaşi moment, adică

nd < k. Diferenţa lor este variabilă, modificându-se în acelaşi sens cu

modificarea fluxului căldurii primite. Pe cea de a doua porţiune, B - d, pe care

destinderea decurge în condiţiile date de relaţia qc qpa se produce cedare de

căldură, astfel încât exponentul politropic real este mai mare decât exponentul

adiabatic, nd > k, diferenţa dintre cei doi exponenţi modificându-se, ca şi în

cazul anterior, în acelaşi sens cu modificarea mărimii fluxului căldurii cedate. În

acelaşi timp, se observă că în punctul t exponentul nd ajunge la o valoare egală

cu unitatea. Această situaţie explică considerarea punctului t drept sfârşit al

arderii.

Valorile medii ale exponentului curbei de destindere, ndm, pentru

motoarele uzuale, sunt situate între următoarele limite:

- motoare cu aprindere prin scânteie...........................1,25,...,1,35

122

- motoare cu aprindere prin comprimare

cu regim lent de funcţionare ....................1,25,...,1,30

cu regim rapid de funcţionare..................1,20,...,1,25

După cum se constată, aceste valori sunt inferioare valorilor exponentului

adiabatic, ceea ce denotă că în mod obişnuit, cantitatea de căldură primită de

gaze datorită postarderii este superioară cantităţii de căldură cedată de gaze

pereţilor, pe durata procesului de destindere.

Orientativ, valorile exponentului politropic mediu de destindere, ndm,

pentru motoare de automobile şi tractoare, sunt situate între limitele de mai jos:

MAS .............................................................................. 1,23 – 1,30

MAC .............................................................................. 1,18 – 1,30

Valorile situate la limita inferioară sunt caracteristice motoarelor de

dimensiuni mari, sau în cazul unei răciri mai puţin intense a cilindrului, precum

şi la viteze de ardere mici.

Parametrii de stare ai gazelor din cilindru la sfârşitul destinderii se

determină pentru ciclul nerotunjit. Astfel, presiunea gazelor la sfârşitul cursei de

destindere, pd, se determină din ecuaţia:

dm dmn n

d d z dp V p V (8.19)

din care rezultă:

dm

dm

n

nzd z z

d

Vp p p

V

(8.20)

Pe de altă parte, temperatura gazelor din cilindru la sfârşitul destinderii, Td, se

determină, similar presiunii pd, pe baza ecuaţiei:

1 1dm dmn n

d d z zT V T V

(8.21)

astfel încât,

1

1

dm

dm

n

nzd z z

d

VT T T

V

(8.22)

123

Experimental s-au pus în evidenţă valori pentru presiunile şi temperaturile

gazelor din cilindru, la sfârşitul destinderii, situate în următoarele intervale:

- motoare cu aprindere prin scânteie: pd = (3 ... 5) p0

Td = (1400 ... 1800) [K]

- motoare cu aprindere prin comprimare:

cu regim rapid de funcţionare: pd = (3 ... 6) p0

Td = (1000 ... 1200) [K]

cu regim lent de funcţionare: pd = (2,5 ... 3,5) p0

Td = (900 ... 1000) [K]

Valorile uzuale ale presiunilor şi temperaturilor la sfârşitul destinderii,

pentru motoarele de automobile şi tractoare actuale, nesupraalimentate sunt

cuprinse între următoarele limite:

MAS pd = 0,35 – 0,60 [MPa], Td =1200 – 1700 [K];

MAC pd = 0,20 – 0,50 [MPa], Td =1000 – 1200 [K].

Influenţele privind destinderea se apreciază prin efectul pe are îl au asupra

naturii schimbului de căldură din timpul procesului şi în final asupra valorii

exponentului mediu al curbei reprezentative. Astfel, dacă un factor conduce la

creşterea cantităţii de căldură Qpa, recepţionată de gaze în urma postarderilor,

atunci exponentul mediu ndm scade, tinzând către 1. Deoarece, mărimea

cantităţii de căldură Qpa se află în raport invers cu calitatea arderii, această

regulă se poate traduce prin influenţa calităţii arderii asupra exponentului ndm şi

anume, dacă un factor conduce la înrăutăţirea arderii, atunci exponentul ndm

scade [7, 45].

Pe de altă parte, dacă un factor conduce la creşterea cantităţii totale de

căldură Qc, cedată de gaze către pereţii care limitează spaţiul de destindere,

atunci exponentul mediu ndm creşte, tinzând către valoarea exponentului

adiabatic k.

Cu aceste precizări se pot analiza o serie de influenţe principale asupra

destinderii, fără însă a fi grupate pe categorii de factori de influenţă, ca în cazul

studiului procesului admisiei [45].

Astfel, luând în discuţie dozajul, valoarea economică a acestuia conduce

la creşterea exponentului ndm prin mărirea eficacităţii arderii şi a diminuării

postarderilor. La modificarea dozajului faţă de valoarea care asigură cea mai

bună ardere, exponentul ndm se reduce, apropiindu-se de valoarea 1.

Mişcarea organizată a gazelor, prin intensificarea sa, conduce la creşterea

exponentului ndm. Într-adevăr, turbulenţa intensă favorizează desfăşurarea

arderii, deci micşorează intensitatea postarderilor. Pe de altă parte, turbulenţa

favorizează şi schimbul de căldură cu pereţii, deci conduce la creşterea căldurii

124

cedate, Qc astfel încât, în final ambele tendinţe conduc la creşterea exponentului

politropic al destinderii, ndm.

Influenţa turaţiei, ca şi factor funcţional, se manifestă în două moduri.

Astfel, creşterea turaţiei amplifică postarderile şi micşorează cantitatea de

căldură cedată pereţilor, prin micşorarea duratei destinderii. Pe ambele căi deci,

la creşterea turaţiei, exponentul mediu ndm se micşorează.

Modificarea exponentului politropic cu turaţia se poate aprecia printr-o

relaţie generală de tipul:

dn A B n (8.23)

Constantelor A şi B, care intervin în această relaţie, le sunt atribuite valori

în funcţie de categoria şi de tipul motorului. Astfel, pentru:

- MAS, cu turaţia nominală relativ redusă:

A = 1,21 – 1,23; B = 140 – 120;

- MAC, cu camere de ardere divizate, de puteri medii:

A = 1,15 – 1,20; B = 80 – 120.

La MAS, se utilizează de obicei următoarea particularizare a relaţiei

generale indicate mai sus:

1,22 130dn n (8.24)

Cel de al doilea factor funcţional, adică sarcina, influenţează la rândul ei

destinderea diferenţiat, în funcţie de tipul motorului. Din acest punct de vedere,

la motorul cu aprindere prin scânteie, odată cu micşorarea sarcinii, exponentul

mediu ndm scade. Acest fenomen apare deoarece, la sarcini parţiale, pe de o

parte, postarderea se amplifică, iar pe de altă parte, prin reducerea cantităţii de

combustibil care arde în cilindru, schimbul de căldură cu pereţii devine mai

redus.

La motorul cu aprindere prin comprimare se menţine tendinţa de scădere

a exponentului ndm prin micşorarea cantităţii de căldură cedată pereţilor. În

acelaşi timp însă, odată cu scăderea sarcinii, postarderile devin mai puţin

intense, ceea ce face ca, pe această cale, ndm să crească. De aceea, în ansamblu,

la acest tip de motor, exponentul mediu al curbei de destindere este puţin

influenţat prin modificarea sarcinii.

125

Astfel, prin analiza cumulată a influenţei celor doi factori funcţionali

asupra destinderii se poate concluziona că exponentul politropic ndm scade atât

cu creşterea turaţiei cât şi cu reducerea sarcinii.

Regimul termic al motorului acţionează asupra cantităţii de căldură cedate

pereţilor, Qc. Admiţând că toţi ceilalţi factori sunt invariabili, la o răcire intensă

a pereţilor cilindrului, cantitatea de căldură cedată creşte şi astfel exponentul

mediu al curbei de destindere se măreşte. De aceea, în general, la motoarele

răcite cu apă, ndm este mai mare decât la motoarele răcite cu aer.

În ceea ce priveşte influenţa raportului volumetric, la creşterea valorii

acestuia, exponentul ndm creşte, consecinţă a unor cauze multiple. O primă

cauză constă în diminuarea postarderilor. În al doilea rând, prin creşterea

raportului volumetric creşte gradul de destindere şi astfel, se măresc pierderile

de căldură prin pereţi. Cea de a treia cauză are în vedere faptul că la grade mari

de comprimare, temperaturile gazelor din cilindru cresc.

Avansul la aprindere şi avansul la injecţie, influenţează intensitatea

postarderii şi, prin aceasta, valoarea exponentului ndm. Astfel, la micşorarea

avansurilor, ndm se micşorează de asemenea.

Dacă se ia în considerare influenţa dimensiunilor cilindrilor trebuie să se

aibă în vedere că cilindri motorului intervin, în principal, prin efectul lor asupra

cantităţii de căldură cedate pereţilor. Astfel, la cilindrii similar geometric,

mărirea dimensiunilor cilindrului, în condiţiile menţinerii neschimbate a

turaţiei, micşorează suprafaţa laterală a unităţii de volum ocupat de gaze. În

consecinţă, căldura cedată, Qc scade, ndm reducându-se.

La cilindrii similari, cu modificarea corespunzătoare a turaţiei, caracterul

schimbului de căldură nu este modificat şi astfel ndm rămâne acelaşi.

Pe lângă influenţa celor trei factori constructivi, analizată mai sus, tot din

această categorie de factori se recomandă şi studiul influenţei arhitecturii

camerei de ardere. Aceasta poate influenţa cantitatea de căldură cedată, Qc, prin

valoarea suprafeţei laterale, conducând astfel la modificarea exponentului ndm.

Valoarea exponentului ndm se va modifica în sens invers cu gradul de

compactitate a camerei de ardere, deoarece o cameră compactă pierde mai

puţină căldură către exterior [45].

Un alt aspect al influenţei arhitecturii camerei de ardere este acela al

turbulenţei organizate, care contribuie la desăvârşirea procesului de ardere a

combustibilului. Astfel, o turbulenţă bună conduce la creşterea exponentului ndm

deoarece micşorează intensitatea postarderilor.

Capitolul 9

126

Studiul procesului de ardere din motoarele cu piston

9.1 Premise ale aprinderii şi arderii în motoarele cu aprindere prin scânteie

Mecanismul desfăşurării fenomenului arderii, aşa după cum arată diverşi autori [2, 5,

317, 18, 26, 45] se impune a fi cunoscut, mai ales în condiţiile în care apare o permanentă

reducere a duratei acestuia ca o consecinţă a creşterii turaţiei motoarelor, factor determinant

pentru îmbunătăţirea puterii lor litrice.

După cum se cunoaşte, arderea poate fi definită [45] ca un proces complex de oxidare

cu viteză ridicată a substanţelor combustibile, componente ale încărcăturii proaspete din

cilindru, proces însoţit de degajare de căldură şi emisie de lumină.

Acest proces care reprezintă de fapt o transformare a energiei chimice a

combustibilului în energie calorică prin intermediul reacţiilor de oxidare, respectiv ardere, nu

se produce instantaneu, ci într-un timp finit, generat de avansarea progresivă a arderii în masa

amestecului constituit din aer şi combustibil. Ceea ce trebuie însă subliniat este faptul,

considerat deosebit de important şi anume că desfăşurarea arderii depinde în primul rând de

modul de formare a amestecului şi în al doilea rând de modul de aprindere.

În cazul motorului cu aprindere prin scânteie, aşa cum se ştie, aprinderea este

comandată într-un moment bine determinat al ciclului prin declanşarea unei scântei electrice

între electrozii bujiei. Se apreciază că orice alt mod de iniţiere a arderii conduce la evoluţii

anormale ale procesului, de tipul arderii cu detonaţii sau arderii cu aprinderi secundare.

Tocmai de aceea s-a demonstrat că omogenitatea foarte bună a amestecului aer-

combustibil constituie o condiţie esenţială privind buna funcţionare a acestui tip de motor. Ea

este asigurată de vaporizarea prealabilă a combustibilului, motiv pentru care gradul său de

vaporizare influenţează toate calităţile motorului.

Desigur că în aceste condiţii formarea amestecului prin injecţie de benzină satisface

mult mai bine aceste deziderate decât alte procedee, în speţă carburaţia.

Evoluţia normală a procesului de ardere presupune, aşa cum s-a arătat, arderea treptată

a amestecului omogen. Fenomenul porneşte de la un focar iniţial situat în zona electrozilor

bujiei. Durata necesară formării focarului iniţial, denumită perioadă de inducţie, depinde de

intensitatea mişcărilor turbulente, considerate la scară macroscopică. Fenomenul continuă prin

apariţia unui front de aprindere care se deplasează cu viteze moderate către zonele din

cilindru în care se găseşte amestecul proaspăt.

Frontul de aprindere împarte spaţiul de ardere în două zone distincte şi anume: zona

gazelor rezultate în urma reacţiei de ardere şi zona gazelor nearse, numită şi zona amestecului

final, compusă din gaze aflate, sub influenţa presiunilor şi temperaturilor înalte, într-un stadiu

avansat de descompunere, premergător arderii. La o analiză mai atentă, în realitate, frontul de

aprindere constituie de fapt o a treia zonă, numită zonă de reacţie.

Parametrul caracteristic al arderii normale este viteza de deplasare a frontului de

aprindere, notată în general cu wfa. În acest context, propagarea frontului de aprindere, numit

uneori şi frontul flăcării care constă în deplasarea zonei de reacţie se poate face în cadrul

procesului de ardere, cu diferite viteze, în funcţie de influenţa pe care o manifestă factorii

chimici şi cei fizici ce însoţesc arderea. Acest aspect este important deoarece viteza de

propagare a flăcării împreună cu viteza reacţiilor de oxidare a moleculelor de combustibil

determină durata arderii masei de amestec aflat în camera de ardere.

127

Astfel, turbulenţa din spaţiul de ardere produce o abatere a formei frontului de

aprindere de la aceea de calotă sferică, aşa cum apare în fig. 9.1, la o formă neregulată,

prezentată în fig. 9.2 [45].

În această situaţie, viteza wfa caracterizează o porţiune finită de suprafaţă constituind

viteza de deplasare a zonei de reacţie conţinută în suprafaţa respectivă, pe când pentru un

element de suprafaţă se consideră viteza după direcţie normală, notată wfn, drept parametru

definitoriu.

O altă consecinţă a deformării frontului de aprindere este faptul că pe direcţii diferite

viteza de deplasare a frontului are valori diferite. Se observă, de asemenea, că în cadrul

aceleiaşi direcţii, la momente diferite, vitezele au valori diferite. Toate aceste aspecte pot fi

puse în evidenţă în fig. 9.3, care reprezintă poziţii succesive ale frontului într-o secţiune

transversală prin camera de ardere, considerate la intervale egale de timp (). În cadrul acestor

figuri, prin S s-a notat poziţia bujiei de aprindere.

În cazul motorului cu aprindere prin scânteie, arderea amestecului în stratul frontului

de aprindere care se propagă în camera de ardere de la punctul de aprindere în direcţia

amestecului nears este foarte intensă şi se caracterizează prin viteze de propagare a flăcării

care pot atinge valori de până la 40 [m/s]. Procesul de aprindere se produce după un

mecanism monostadial la temperatură înaltă.

Aprinderea la temperaturi înalte constă în producerea flăcării datorită autoaccelerării

progresive a reacţiilor exoterme. Aceasta este posibilă deoarece între electrozii bujiei se

formează un arc electric de înaltă temperatură (~10.000 [K]) care asigură ruperea coeziunii

intermoleculare şi formarea unor particule active (radicali liberi) care joacă rolul centrilor

iniţiali ai reacţiilor. Aceştia dezvoltă reacţiile în lanţ, viteza lor crescând exponenţial în timp

[7].

Fig. 9.2 Abateri ale frontului de

aprindere datorită turbulenţei

128

Fig. 9.1 Delimitarea spaţiului din camera

de ardere de către frontul de aprindere: 1 – gaze arse; 2 – amestec final

Fig. 9.3 Poziţii succesive ale frontului

de aprindere pe direcţii diferite şi la

momente diferite

Cu creşterea temperaturii iniţiale a amestecului, numărul centrilor activi creşte, lucru

care este important pentru mărirea vitezei iniţiale de reacţie. Paralel cu autoaccelerarea

reacţiilor în lanţ, creşte şi viteza de degajare a căldurii. După ce aceasta depăşeşte viteza de

trecere a căldurii prin pereţii camerei de ardere, începe perioada de creştere a temperaturii

amestecului, ceea ce conduce la autoaccelerarea reacţiilor în continuare şi la dezvoltarea

arderii. Astfel, aprinderea la temperaturi ridicate este caracterizată printr-un proces neîntrerupt

de trecere de la reacţiile iniţiale catenare la autoaccelerarea reacţiilor care constituie apoi

principala formă de ardere a amestecului.

Dintre teoriile arderii amestecurilor combustibile pe bază de hidrocarburi, cea mai

răspândită este teoria reacţiilor accelerate în care procesul apariţiei flăcării se produce în lanţ,

fiind nu numai o sursă puternică de căldură, dar şi o sursă de centri activi de tipul atomilor şi

radicalilor liberi care difuzează în gazele nearse, producând în masa acestora o autoaccelerare

a reacţiilor de ardere.

Teoria reacţiilor în lanţ analizează două căi posibile de dezvoltare a reacţiilor în masa

de amestec: prima cale când, datorită consumului a peste jumătate din substanţele de ardere

viteza de reacţie atingând un maxim, începe să scadă fără formarea flăcării, după cum se vede

pe curbele 1 din fig. 9.4; a doua cale când, dezvoltarea reacţiei în lanţ conduce la o valoare a

vitezei de degajare a căldurii ce asigură autoaccelerarea progresivă a vitezei de reacţie, ceea

ce produce aprinderea masei de amestec date (curba 2).

Condiţia autoaprinderii este

atingerea unei valori critice a vitezei de

reacţie Wcr, la care viteza de degajare a

căldurii este suficientă pentru asigurarea

căldurii de explozie. Prin i s-a notat durata

perioadei de inducţie.

În cazul aprinderii prin scânteie a

amestecului, temperatura sursei de

aprindere este mai mare decât temperatura

mediului ce urmează a fi aprins, lucru ce

este însoţit de o însemnată degajare de

căldură.

129

Fig. 9.4 Variaţia vitezei de reacţie în timp

Viteza reacţiilor chimice depinde de temperatură şi de concentraţia substanţelor ce

intră în reacţie [7]. Au importanţă şi pierderile de căldură care, în cazul amestecurilor sărace

vor fi mai mari deoarece arderea amestecului se încetineşte şi se prelungeşte, terminându-se

când gazele ocupă un volum mare şi cu o mare suprafaţă de răcire prin pereţi. Se presupune că

în jurul fiecărei picături de combustibil injectat se formează un înveliş sferic de amestec în

care, pentru condiţii corespunzătoare de temperatură şi presiune de vapori a combustibilului

se obţine zona de amestec optim de combustibil.

9.2. Etapizarea arderii normale în motorul cu aprindere prin scânteie

În fig. 9.5 a se arată, cu ajutorul diagramei indicate cât şi cu diagrama de

ardere (diagrama p - V, desfăşurată în coordonate p - ), împărţirea pe faze a

procesului de ardere; această modalitate permite să se urmărească caracterul

variaţiei presiunii gazelor în funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit pe

durata arderii [7, 45].

După cum se observă, între momentul producerii scânteii (1) şi punctul 2

nu se produce o creştere apreciabilă a presiunii; practic, curba ce marchează

evoluţia presiunii din cilindru nu se deosebeşte de cea din cazul comprimării cu

aprindere deconectată (linie întreruptă). După punctul 2 presiunea creşte însă

rapid până la valoarea maximă (3) pentru ca, ulterior, în cursa de destindere să

se înregistreze o descreştere (punctul 4). Aşa cum s-a arătat, studiul procesului de ardere poate fi uşurat prin împărţirea sa pe

faze. Astfel, întreaga perioadă de ardere în motorul cu aprindere prin scânteie poate fi

considerată, din punctul de vedere al creşterii presiunii, ca fiind formată din trei faze, în care

acţiunea unor factori să fie suficient de clar conturată.

Prima fază sau perioada de

inducţie, numită uneori şi fază iniţială

(i) cuprinde fenomenele care determină

apariţia primului nucleu de flacără; ea este

controlată de proprietăţile fizico-chimice

ale amestecului, proprietăţi care deter-

mină viteza de reacţie. Acţiunea

turbulenţei se manifestă încetinind

desfăşurarea acestei faze. În decursul

acestei faze se arde o cantitate redusă de

amestec (cca. 6-8 %), situată în jurul

bujiei; presiunile şi temperaturile nu cresc

vizibil deoarece căldura degajată abia

compensează pierderile de căldură prin

pereţii camerei de ardere. Această fază se

desfăşoară pe durata a 5 - 7 [RAC] şi se

mai numeşte, în egală măsură şi întârziere

la aprindere.

Cea de a doua fază este faza principală

de ardere, numită şi perioadă de

propagare. Ea se notează cu v

sugerându-se astfel că ea se desfăşoară la

130

Fig. 9.5 Variaţia presiunii şi gradientului

acesteia în timpul arderii la motorul cu

aprindere prin scânteie

un volum cvasiconstant, într-un interval

unghiular de 10 - 25 [RAC], determinând

mersul liniştit al moto-

rului, adică caracterul creşterii presiunii, apreciat prin creşterea de presiune pe 1 [RAC],

respectiv dp/d, numit şi gradient de presiune (fig. 9.5 b). Pentru perioada de la începutul

arderii până la atingerea presiunii maxime, la motoarele cu raportul de comprimare cuprins în

limite normale, viteza medie de creştere a presiunii, în [MPa/°RAC], este:

V

ppp

23

(9.1)

Acesta este un indice foarte important deoarece are influenţă asupra uzurii motorului

şi, prin urmare, asupra durabilităţii motorului în ansamblu.

Practica a arătat că motoarele au o funcţionare corespunzătoare dacă:

,35,2,8,18,0

RAC

MPapiar

RAC

MPa

d

dp

(9.2)

deoarece la valori mai mici arderea se prelungeşte în destindere, iar la valori mai mari motorul

are o funcţionare dură. De asemenea, eficienţa maximă se obţine dacă presiunea maximă de

ardere se atinge la 10 15 [RAC] după PMI [7].

Faza principală de ardere cuprinde fenomenele fizico-chimice care determină

răspândirea flăcării în amestec. Astfel, căldura degajată prin dezvoltarea primelor reacţii,

aferente perioadei de inducţie, precum şi particulele active produse de aceste reacţii se

transmit particulelor cu care vin în contact, aprinzându-le şi provocând arderea celeilalte părţi

de amestec în cadrul acestei a doua faze, generându-se astfel propagarea flăcării. Arderea

care se produce după această schemă se numeşte, în general, normală sau fără detonaţie.

Flacăra se propagă în camera de ardere în toate direcţiile, cu o viteza medie de 20 – 30 m/s şi,

uneori, chiar de 40 [m/s]. Viteza de propagare a flăcării depinde de mai mulţi factori ca de

exemplu: construcţia motorului (raportul de comprimare, temperatura pieselor, turbionarea

asigurată) energia surselor de aprindere, avansul de aprindere, numărul bujiilor etc.

A treia fază este faza finală sau perioada postarderii, notată cu (f). Ea începe după

atingerea presiunii maxime (punctul 3), încheindu-se în destindere (punctul 4), odată cu

terminarea procesului de oxidare a combustibilului. În această fază de postardere sau ardere

întârziată, se desăvârşesc reacţiile de ardere a combustibilului care nu a ars în fazele

precedente. În acest caz viteza de ardere are valori reduse, aria frontului de flacără

micşorându-se. Durata acestei faze este de aproximativ 30 50 [RAC], în condiţiile în care

sfârşitul arderii este relativ greu de precizat, el putându-se aprecia numai după cantitatea de

131

combustibil ars sau după căldura degajată în raport cu cea furnizată ciclului. Prezenţa acestei

faze este de fapt o consecinţă a laturii turbulenţei care frânează arderea, ceea ce produce şi

creşterea adâncimii zonei de ardere.

Durata acestei faze afectează puternic economicitatea motorului. Ea scade când creşte

cantitatea de combustibil care rămâne să ardă în această fază. Din acest motiv, se consideră

că existenţa arderii în destindere este principala cauză care diferenţiază randamentul indicat

al ciclului real de randamentul termic al ciclului teoretic izocor.

Acceleraţia propagării flăcării este generată, pe de o parte de către intensitatea

transportului de substanţe şi particule active din flacără spre amestecul nears, fără schimbarea

suprafeţei frontului flăcării, iar pe de altă parte atunci când turbulenţa se accentuează; în acest

caz are loc, aşa cum s-a arătat (fig. 9.2) şi o deformare a frontului de aprindere, ceea ce

provoacă mişcarea dezordonată atât a gazelor proaspete şi cât şi a celor arse, mărindu-se

suprafaţa cuprinsă de flacără şi viteza maximă de ardere, aspect pus în evidenţă în fig. 6.6.

Scara pulsaţiilor turbulente depinde

de adâncimea zonei de ardere şi de

amplitudinea oscilaţi-ilor frontului flăcării

l. Dacă l se poate vorbi de o

microturbulenţă, iar dacă l există o

macroturbulenţă, l putând ajunge la valori

de zeci de [mm]. Deplasarea frontului

flăcării în amestec, uniform în camera de

ardere închisă, depinde de raportul de

comprimare a amestecului încă nears care

este puternic comprimat (de 7 - 8 ori) prin

destinderea gazelor care au ars până în

momentul respectiv în direcţia părţii de

volum cu gaze arse [2, 7, 45].

Fig. 9.6 Propagarea frontului de flacără

datorită acţiunii turbulenţei

9.3. Factori generali de influenţă asupra arderii în motorul cu aprindere prin

scânteie

Dintre factorii care influenţează viteza de ardere, compoziţia amestecului este un

factor principal şi, prin urmare, şi degajarea de căldură. Temperatura maximă a ciclului şi

regimul termic al pieselor depind în mod hotărâtor de dozaj [7].

Experienţele au stabilit că îmbogăţirea amestecului reclamă o micşorare a unghiului

de avans la aprindere, din cauză că viteza de ardere, exprimată prin viteza de propagare

laminară în amestec, aşa numita viteză normală, wfn, în acest caz se măreşte, după cum se

vede în fig. 9.7, crescând totodată viteza de degajare a căldurii şi mărimea gradientului de

presiune.

La sărăcirea amestecului viteza de ardere scade, provocând o scădere a vitezei de

degajare a căldurii, ceea ce duce la creşterea pierderilor termice. Perioada de întârziere la

aprindere i se măreşte în acest caz.

Cu mărirea turaţiei arborelui cotit creşte viteza medie a pistonului şi, împreună cu

aceasta, intensitatea pulsaţiilor turbulente. Acestea din urmă duc la mărirea vitezei medii de

ardere wfa, fapt pus în evidenţă în fig. 9.8 permiţând o creştere considerabilă a rapidităţii

132

motorului. Cu mărirea turaţiei creşte, de asemenea, regimul termic, mărindu-se exponentul

politropic de compresie nc, ceea ce accelerează formarea centrilor activi de ardere iniţiali,

completându-se astfel influenţa intensificării turbulenţei provocată de mărirea turaţiei.

Mărirea turaţiei motorului şi reducerea timpului de desfăşurare a procesului de ardere reclamă

un unghi mai mare de avans la aprindere. Fără aceasta, o însemnată parte a amestecului va

arde în timpul destinderii, ceea ce măreşte pierderile de căldură prin gazele de evacuare şi

prin sistemul de răcire.

Fig. 9.7 Influenţa dozajului asupra vitezei

de ardere

Fig. 9.8 Influenţa turaţiei asupra vitezei de

propagare a frontului flăcării

La micşorarea sarcinii prin închiderea clapetei de acceleraţie, proporţia dintre gazele

proaspete şi gazele reziduale din cilindru se modifică în sensul măririi coeficientului gazelor

arse restante. Cantitatea mărită de gaze reziduale influenţează negativ asupra procesului de

ardere, micşorând viteza de propagare a flăcării. Pentru înlăturarea acţiunii negative a gazelor

reziduale asupra procesului de ardere (la turaţie constantă) trebuie să se mărească unghiul de

avans la aprindere cu reducerea sarcinii. Dar prin aceasta se poate doar apropia sfârşitul

arderii de PMI însă, pentru a scurta durata arderii trebuie să se îmbogăţească suplimentar

amestecul cu atât mai mult cu cât sarcina este mai redusă. Printr-o îmbogăţire optimă a

amestecului şi prin alegerea avansului optim de aprindere se poate realiza procesul de ardere

cu o durată minimă chiar la sarcini foarte mici.

În fig. 9.9 se prezintă diagramele indicate pentru trei reglaje diferite care exprimă

sarcinile de: 100%, 40% şi 20%. Se observă că la închideri pronunţate ale clapetei de

acceleraţie (20%) unghiul optim de avans la aprindere se măreşte considerabil [7].

În principiu, creşterea raportului de comprimare permite să se obţină la sfârşitul

comprimării presiuni şi temperaturi mai mari, ceea ce accelerează pregătirea combustibilului

pentru reacţiile de ardere. Perioada întârzierii la aprindere la motoarele cu rapoarte mari de

comprimare este mai mică şi din acest motiv va fi mai mică şi durata totală a arderii până la

atingerea presiunii maxime. De aceea, presiunea maximă la aceste motoare se va obţine mai

aproape de PMI, ceea ce se explică prin viteze mari de degajare a căldurii într-un volum

relativ redus al camerei de ardere şi prin urmare cu pierderi termice minime.

133

Fig. 9.9 Influenţa sarcinii asupra diagramei indicate

Din punct de vedere al camerei de ardere, aspect la care se va reveni în continuare,

cea mai eficace formă este cea semisferică, cu dispunerea superioară a supapelor, de preferat

cu două bujii sau dacă se foloseşte una singură, aceasta să fie dispusă în centrul camerei.

Ca regulă generală, problema formei camerei de ardere, precum şi numărul şi

dispunerea bujiilor trebuie soluţionată astfel încât să se micşoreze la maximum suprafaţa de

răcire şi să se scurteze drumul frontului flăcării, deoarece pe aceste căi se obţine viteza

maximă de ardere.

9.4. Aspecte caracteristice arderii în motorul cu aprindere prin

scânteie

Caracteristic funcţionării motorului cu aprindere prin scânteie este, printre altele,

faptul că presiunea medie indicată, pi şi randamentul indicat i variază în mod distinct odată

cu calitatea amestecului. Fenomenul este aparent contradictoriu. În timp ce valoarea maximă

a presiunii medii indicate se manifestă în domeniul amestecurilor bogate, randamentul indicat

maxim se obţine în domeniul amestecurilor sărace. În mod implicit, puterea maximă se va

obţine la un coeficient de exces de aer diferit de acela la care apare economicitatea maximă.

Tocmai din acest motiv, amestecul pentru care motorul dezvoltă randamentul maxim se

numeşte amestec economic, fiind caracterizat prin valoarea ec a coeficientului de exces de

aer, în timp ce puterea maximă se realizează cu amestecul de putere al cărui coeficient de

exces de aer este P , aşa cum se pune în evidenţă în fig. 9.10, în care se arată influenţa

coeficientului excesului de aer, , asupra presiunii medii indicate şi randamentului indicat [2, 45].

În cazul alimentării prin injecţie de benzină există premise ca motorul să

aibă un comportament oarecum diferit, în sensul că fenomenul descris este

134

diminuat, domeniul dintre P şi ec fiind mai restrâns datorită mai ales tendinţei

de deplasare către dreapta a valorii P .

În mod normal, imax şi

pimax ar trebui să se realizeze

pentru =1, valoare la care

temperatura din ciclul termic

atinge valoarea cea mai mare.

Dacă 1, puterea calorică a

amestecului micşorându-se,

temperatura maximă din ciclu

se diminuează. La o variaţie

inversă, când 1, arderea

devine incompletă, se degajă

mai puţină căldură iar

temperatura maximă scade din

nou.

Fig. 9.10 Influenţa coeficientului de exces al

aerului asupra presiunii medii şi randamentului

indicat

Astfel, pentru un amestec bogat, în cazul ciclului real, efectul eliberării

unei cantităţi mai mici de energie este preponderent, conducând global la

micşorarea randamentului indicat; el va creşte însă odată cu sărăcirea

amestecului. Obţinerea unei valori maxime a randamentului indicat pentru 1

constituie o particularitate a motorului cu aprindere prin scânteie. Cu toate că

amestecul combustibil-aer are un grad ridicat de omogenitate, există totuşi în

interiorul camerei de ardere zone locale în care predomină lipsa sau excesul de

oxigen, determinate de amestecarea imperfectă, mai ales în conducta de admisie.

Deşi în ansamblu există oxigen suficient, lipsa locală de oxigen nu permite însă

realizarea arderii complete în momentul parcurgerii acestor zone de către frontul

de aprindere. Din acest motiv, pentru a preveni arderea incompletă se măreşte

valoarea medie a coeficientului de exces de aer, astfel încât fluctuaţiile locale să

nu conducă în nici o zonă din camera de ardere la valori subunitare pentru . Se

asigură în acest mod eliberarea completă a energiei chimice a combustibilului în

vederea obţinerii randamentului maxim, pentru = ec .

La acest lucru contribuie bineînţeles şi alte aspecte. Astfel, odată cu

creşterea lui (1) se măreşte durata de ardere deoarece se extinde zona de

reacţie din flacăra turbulentă, ceea ce intensifică fenomenul de ardere întârziată

şi reduce viteza de degajare a căldurii de reacţie în faza arderii rapide. Presiunea

maximă din ciclu va scădea, odată cu ea va scădea şi randamentul termic t,

tendinţă care este însă contracarată, până la limita = ec, prin diminuarea

substanţială a arderii incomplete; global, i se va îmbunătăţi deci în domeniul

amestecurilor sărace până la limita enunţată, = ec. Ulterior, la creşterea în

continuare a lui , efectul de reducere a temperaturii maxime, menţionat

anterior, devine predominant, acţionând direct asupra lui t şi producând

reducerea lui i .

135

În plus, odată cu sărăcirea amestecului se măreşte proporţia de gaze

biatomice din gazele arse; este vorba de azot şi de oxigen, care au o căldură

specifică mai mică. Din acest motiv, pierderile de căldură prin gazele evacuate

se vor reduce corespunzător, iar temperaturile maxime din ciclu cresc. Acest

lucru constituie o premisă clară de ameliorare a randamentului termic al ciclului,

aspect confirmat şi de cunoscuta relaţie:

1

11

ktε

η , (9.3)

în care, ţinând seama de legea de variaţie a exponentului adiabatic:

vc

,k

31481 , (9.4)

valoarea medie a acestuia creşte la sărăcirea amestecului, deoarece căldura

specifică cv, se micşorează odată cu mărirea cantităţii de aer din amestec.

Toate aceste aspecte, determinante în ameliorarea randamentului

motorului, acţionează benefic în cazul formării amestecului prin injecţie de

benzină când condiţiile de realizare şi calitatea amestecului sunt net superioare

carburaţiei. Astfel, amestecul este mai omogen, diminuându-se considerabil

fluctuaţiile locale, ceea ce conduce la realizarea unor valori ec mai ridicate. În

acest mod se reduce şi fenomenul de ardere incompletă, cu consecinţele

favorabile asupra lui i, expuse mai sus, obţinându-se simultan îmbunătăţirea

randamentului termic pe baza creşterii valorii exponentului adiabatic la

funcţionarea cu un amestec mai sărac, aspect la care contribuie bineînţeles şi

micşorarea pierderilor de căldură prin gazele evacuate.

Evident, aceste aspecte au pus în evidenţă oportunitatea funcţionării

motorului cu amestecuri foarte sărace, deziderat care la prima vedere întâmpină

dificultăţi generate de limita de inflamabilitate a amestecului precum şi de

apariţia fenomenului de dispersie ciclică provocat de instabilitatea aprinderii şi

arderii acestor amestecuri. Această problemă, a arderii amestecurilor sărace, va

fi însă tratată într-un capitol ulterior al lucrării.

Un alt parametru care se modifică cu dozajul este viteza de reacţie a

combustibilului. Maximul valorii acestei viteze se atinge în domeniul

amestecurilor bogate conducând, aşa cum se ilustrează în fig. 9.11 a, b, la

atingerea, în cadrul ciclului motor a presiunii indicate maxime [2]. Dependenţa

acestor două mărimi este determinată în special de intensificarea reacţiei

chimice din flacăra turbulentă. În cazul dozajelor bogate, când viteza de reacţie

este mare, durata transformărilor chimice din flacăra turbulentă se reduce,

conducând astfel la reducerea grosimii zonei de ardere din flacără. Se poate

considera că, prin reducerea acestei grosimi a zonei de ardere odată cu

îmbogăţirea amestecului, în faza finală a arderii când frontul de ardere ajunge la

perete, rămâne mai puţin combustibil care va arde, degajându-se şi puţină

136

căldură. Căldura, degajată majoritar în faza arderii rapide, în jurul PMI, în

condiţii de variaţie minimă a volumului, conduce la obţinerea unui nivel mai

mare al presiunii maxime din ciclu. Presiunea maximă mai ridicată este

determinată, în acelaşi timp, într-o pondere mai redusă însă şi de fenomenul

dilataţiei molare care apare la îmbogăţirea amestecului.

Fig. 9.11 Influenţa calităţii amestecului şi a momentului declanşării scânteii

asupra variaţiei presiunii în perioada arderii

Evident, la îmbogăţirea în continuare a amestecului, dincolo de valoarea

= P, presiunea medie indicată începe să scadă, aspectul arderii incomplete

devenind predominant.

Amestecul mai omogen obţinut mai ales în cazul injecţiei directe necesită

o valoare P mai are decât în cazul carburaţiei, arderea incompletă se diminuează

iar valoarea pimax creşte, îmbunătăţindu-se performanţele de putere şi consum ale

motorului.

Aspectul generat de faptul că, în condiţiile invariabilităţii celorlalţi factori

modificarea dozajului antrenează un maxim al economicităţii pentru amestecuri

sărace, caracterizate prin ec şi un maxim al puterii pentru amestecuri bogate,

caracterizate prin P, este foarte important deoarece delimitează câmpul de

variaţie utilă a lui . În această idee este normal ca motorul cu aprindere cu

scânteie să funcţioneze cu economicitate maximă la dozaje apropiate de ec. Pe

de altă parte însă, având în vedere criteriile de utilizare a materialului, este în

acelaşi timp raţional ca la aceeaşi putere litrajul motorului să fie minim.

Deoarece capacitatea cilindrică este:

300 1e

t

e

PV

n p

, (9.5)

137

unde Pe este puterea efectivă a motorului în [kW], numărul de timpi, n turaţia

motorului în [rpm] şi pe presiunea medie efectivă în [daN/cm2], rezultă că,

pentru un motor de putere dată, la o turaţie determinată, litrajul este invers

proporţional cu presiunea medie efectivă, pe. Se observă că litrajul minim se va

obţine, în acest caz, pentru pemax, adică proiectând motorul pentru = P. În

realitate, ţinând seama că un motor de automobil funcţionează rar la puterea

maximă, el se proiectează în condiţia P pentru realizarea dimensiunilor

minime, dar în regimurile de funcţionare cele mai frecvente, dezvoltate în 60

,…, 80 din perioada de exploatare a motorului, amestecul se reglează pentru

= ec. Deşi carburatoarele motoarelor de automobil au fost prevăzute cu

dispozitive care asigură reglajul economic sau de putere al amestecului, în

funcţie de regimul de lucru, cel mai bine răspund acestor deziderate sistemele

moderne de injecţie a benzinei. Dozarea foarte precisă a amestecului şi timpii de

răspuns reduşi, caracteristici sistemelor de injecţie, asigură mult mai eficient

decât carburatoarele şi realizarea regimurilor tranzitorii; de pildă, o îmbogăţire

rapidă a amestecului, până la dozajul de putere P, atunci când pentru perioade

scurte de timp se impune o creştere a puterii ce nu poate fi realizată pe altă cale

(de exemplu prin creşterea turaţiei). În timp ce la carburaţie, în regim de

economicitate avansată, puterea motorului scade cu circa 7-12 faţă de puterea

maximă, în regim de putere maximă economicitatea este substanţial compromisă

reducându-se cu 12-22 faţă de regimul anterior; aceste intervale de variaţie

sunt practic înjumătăţite la alimentarea motorului prin injecţie de benzină [2].

Dozarea precisă a amestecului, corelată cu o serie întreagă de factori

suplimentari, impune fără rezerve alimentarea prin injecţie de benzină, ceea ce

asigură încă din faza de proces, la nivelul cilindrului motorului, limitarea unor

efecte nedorite. Astfel, sărăcirea exagerată a amestecului în scopul reducerii

consumului de combustibil, în cazul carburaţiei, când nu există un control

riguros al dozajului, ,conduce la uzuri pronunţate ale motorului deoarece,

crescând durata de ardere, flacăra care vine în contact prelungit cu pelicula de

ulei de pe oglinda cilindrului arde filmul de ulei şi compromite ungerea. În plus,

durata crescândă a arderii ridică nivelul regimului termic al motorului deoarece

creşte temperatura gazelor de evacuare.

Pe de altă parte, calitatea amestecului afectează arderea cu detonaţie.

Modificând doar calitatea amestecului, ceilalţi factori rămânând constanţi, se

observă că intensitatea maximă a detonaţiei apare în preajma amestecurilor de

putere deoarece, la aceste valori la care = P se atinge viteza de reacţie cea

mai mare, presiunea maximă din ciclu cea mai înaltă şi în acelaşi tip gradul de

comprimare a amestecului din zona finală cel mai ridicat. În cazul carburaţiei,

unde nu există o limitare a funcţionării motorului în regim detonant, îmbogăţirea

amestecului în anumite limite are ca rezultat micşorarea intensităţii detonaţiei

deoarece, în condiţii de exploatare intervin efecte suplimentare şi anume, pe de o

parte răcirea intensă a amestecului iniţial prin vaporizarea unei cantităţi

138

suplimentare de combustibil, iar pe de altă parte, datorită aceluiaşi mecanism,

micşorarea regimului termic al motorului. Metoda în sine este obiecţionabilă

prin prisma consumului de combustibil şi a emisiilor poluante. Mai mult,

dozajele apropiate de cel de putere maximă au cea mai mare tendinţă la

aprinderi secundare.

9.5. Optimizarea raportului de comprimare la motorul cu aprindere prin scânteie

Majorarea raportului de comprimare, , constituie, după cum bine se cunoaşte, calea primordială de ameliorare a randamentului motoarelor cu

aprindere prin scânteie.

La nivelul ciclului real, raportul de comprimare acţionează de fapt

majoritar prin influenţa pe care o exercită asupra fazelor procesului de ardere.

Astfel, pentru un avans la aprindere constant, durata fazei iniţiale se reduce

odată cu mărirea raportului de comprimare.

Creşterea presiunii după cunoscuta lege ,

ncm

c ap p (9.6)

unde: pa şi pc sunt presiunile la începutul, respectiv la sfârşitul comprimării, iar

ncm reprezintă valoarea medie a exponentului politropic de comprimare (ncm1),

măreşte viteza de reacţie, diminuând durata fazei iniţiale. Pe de altă parte, mărirea raportului de comprimare conduce simultan şi la o creştere de

temperatură; aceasta influenţează faza iniţială a procesului de ardere în mod contradictoriu. Pe

de o parte, întocmai ca şi presiunea, prin efectul avut asupra vitezei de reacţie tinde să

scurteze durata fazei iniţiale, pe de altă parte tinde să o mărească, prin amortizarea pulsaţiilor

turbulente. Deoarece însă:

1n

cmc aT T

, (9.7)

unde: Ta, Tc sunt temperaturile la începutul, respectiv la sfârşitul comprimării,

creşterea temperaturii este mai redusă decât a presiunii. Este posibil, din acest

motiv, aspect confirmat şi experimental, ca efectul predominant să fie cel al

presiunii.

139

Fig. 9.12 Influenţa raportului de

comprimare asupra fazei principale

de ardere

Fig. 9.13 Variaţia avansului optim la

aprindere în funcţie de raportul

de comprimare

La nivelul fazei principale de ardere se constată că în condiţiile aceluiaşi

avans la aprindere (S = constant), apare o retragere a ei către PMI, odată cu

creşterea raportului de comprimare, tocmai datorită reducerii duratei fazei

iniţiale. Acest aspect, pus în evidenţă în fig. 9.12, indică de fapt o deplasare a

fazei principale într-o zonă de turbulenţă din ce în ce mai intensă odată cu

mărirea lui , ceea ce determină în mod clar reducerea duratei ei, datorită intensificării vitezei de propagare. Pentru ca punctul de desprindere să rămână

constant pe ciclu şi în acelaşi timp faza principală să nu fie retrasă exagerat în

raport cu PMI, la mărirea lui avansul optim trebuie să scadă după o variaţie sugerată în fig. 9.13. Se constată în acelaşi timp că, odată cu mărirea raportului

de comprimare apare o creştere a nivelului presiunilor maxime din ciclu. Dacă

avansul la aprindere este constant, acest lucru se explică pe de o parte prin

ridicarea generală a nivelului de presiuni, iar pe de altă parte prin aceea că faza

principală de ardere, aşa cum s-a arătat, se retrage progresiv din destindere în

jurul punctului mort interior.

Creşterea lui oferă, în egală măsură, o cale de intensificare a transformărilor chimice din zona de ardere. Influenţa asupra cineticii reacţiilor

chimice conduce la modificarea adâncimii zonei de ardere şi a duratei fazei

finale. În final, întreaga durată a arderii se micşorează, ceea ce constituie

principala cauză a îmbunătăţirii randamentului indicat la creşterea lui . 9.6. Fenomene de ardere anormală în motorul cu aprindere prin scânteie

Mărirea, în continuare, a raportului volumetric de comprimare, , antrenează o intensificare a unui fenomen de ardere anormală, cunoscut sub

numele de detonaţie. În acest caz, în primul rând, creşte regimul de presiuni şi

temperaturi aplicat amestecului din zona finală. Manifestările detonaţiei pot fi

grupate în mod clasic în următoarea manieră, expusă în cele ce urmează [2, 17,

45].

140

- Diminuarea puterii indicate a motorului; ea se manifestă progresiv,

din momentul apariţiei detonaţiei, de la o valoare limită a excesului de aer, =

det, pe măsura intensificării fenomenului. De remarcat că la o intensitate redusă

a detonaţiei reducerea puterii motorului poate ajunge la 10 20 din valoarea

dezvoltată la funcţionarea normală.

- Micşorarea randamentului indicat; poate conduce în cazul unei

intensităţi a detonaţiei relativ redusă la creşteri ale consumului specific de

1020.

- Reducerea temperaturii gazelor evacuate; aceste prime trei

manifestări sunt sugerate în fig. 9.14 a, b, c.

Fig. 9.14 Modificarea unor parametri ai

motorului la apariţia detonaţiei

Fig. 9.15 Variaţia temperaturii

cilindrului în cazul arderii normale şi

detonante

- Ca o consecinţă directă a primelor două manifestări apare o creştere a cantităţii de căldură cedate lichidului de răcire.

- Apariţia, în unele cazuri, a fumului negru în gazele de evacuare.

- Supraîncălzirea motorului, produsă atât de evacuarea prin lichidul de răcire a unei cantităţi suplimentare de căldură cât şi de temperaturile mai ridicate

din gazele de ardere. Figura 9.15 indică modificarea temperaturii cilindrului

motorului la creşterea raportului de comprimare peste valoarea limită la care

apare detonaţia ( lim). Temperatura cilindrului creşte ca urmare a solicitărilor

termice suplimentare la care este supus. În acelaşi timp apare o încălzire

suplimentară a supapelor, electrozilor bujiei şi mai ales a capului pistonului.

- Funcţionarea brutală, trepidantă a motorului.

141

- Apariţia unui zgomot metalic caracteristic, însoţită de o

intensificare a vibraţiilor motorului. Astfel, în fig.9.16 a se arată oscilograma

vibraţiilor pereţilor cilindrului în cazul arderii normale în timp ce în fig.9.16 b,

apare oscilograma vibraţiilor pereţilor cilindrului în situaţia arderii cu detonaţie.

Se remarcă creşterea considerabilă a amplitudinii vibraţiilor, în timp ce

frecvenţa se măreşte de la circa 4000 [Hz] până la 6000 [Hz].

- Durabilitatea redusă a motorului, consecinţă a celor arătate la

punctele anterioare. Fig. 9.17 pune în evidenţă, comparativ, aspectul uzurii pe

lungimea cilindrului, în situaţia funcţionării fără şi cu detonaţie. Se poate

observa la partea superioară a cilindrului o uzură mult mai pronunţată în cazul

funcţionării detonante. Pe de altă parte, supraîncălzirea pistonului poate duce la

arderea unei părţi din el sau chiar la spargerea lui, aşa cum se sugerează în fig.

9.18. Vibraţiile de mare frecvenţă iniţiate de detonaţie pot produce fisurarea

izolatorului bujiei, însoţite de oscilaţii puternice de încovoiere a electrodului de

masă, ajungându-se chiar la ruperea lui. O uzură suplimentară apare, de

asemenea, la nivelul cuzineţilor.

Fig. 9.16 Oscilograma vibraţiilor pereţilor

cilindrului: a – ardere normală; b – ardere cu detonaţie

Fig. 9.17 Variaţia uzurii

cilindrului în funcţie de natura

arderii

Faţă de arderea normală, care este iniţiată de o scânteie electrică

comandată şi în care frontul de aprindere traversează camera de ardere

progresiv, cu o viteză moderată, în motoarele cu aprindere prin scânteie pot

apărea frecvent, în mod înlănţuit ambele forme de ardere anormală, adică

arderea secundară şi arderea cu detonaţie.

Acest al doilea tip de ardere anormală, numit ardere

iniţiată de aprinderi secundare, constă în formarea unuia

sau mai multor fronturi de aprindere, prin aprinderea

amestecului de la orice altă sursă de aprindere decât

scânteia electrică şi care se propagă cu viteze moderate. Fig. 9.18 Spargerea pistonului

în cazul arderii detonante

142

Spre deosebire de această primă formă de ardere anormală, detonaţia este

generată de autoaprinderea ultimei părţi din încărcătura proaspătă, înainte ca frontul de

aprindere să fi avut timpul necesar să parcurgă în întregime camera de ardere. Arderea cu

aprinderi secundare se poate transforma cu uşurinţă într-o ardere detonantă, fenomenul

căpătând astfel amploare mai mare. Dintre aceste două forme detonaţia este mai importantă şi

mai periculoasă. Fenomenul detonaţiei implică două laturi fundamentale, confirmate de

experimentările cercetătorilor; este vorba de latura chimică determinată de mecanismele de

autoaprindere a amestecului iniţial din faţa frontului de aprindere şi de latura fizică care

constă din propagarea unor puternice oscilaţii de presiune. Se consideră că aspectul chimic

este preponderent în desfăşurarea fenomenului. Detonaţia apare la o presiune şi o temperatură

înalte, spre finele procesului de ardere şi este fără îndoială rezultatul creşterii excesiv de

rapide a vitezei de reacţie.

Zona finală a amestecului se caracterizează prin prezenţa unor puternice

transformări chimice. Prezenţa unor substanţe chimice de tipul peroxizilor şi

aldehidelor în zona detonării indică un fenomen chimic, datorat proceselor

specifice de oxidare din faţa frontului de aprindere.

Procesul de oxidare ce are loc în amestecul final, numit şi end-gas şi care

conduce la detonaţie, comportă mai multe faze. Numărul fazelor depinde de

structura hidrocarburilor şi de condiţiile experimentale. De exemplu,

hidrocarburile parafinice saturate pot să prezinte în general patru faze de ardere.

Astfel, pentru heptan normal şi aer aceste faze sunt următoarele:

Faza de preflacără rece;

Faza de flacără rece; Faza de flacără albastră; Faza de flacără normală (autoaprinderea propriu-zisă)

Autoaprinderea rapidă a end-gas-ului, este anticipată printr-o serie de

reacţii chimice rapide, care precedă frontul de flacără, numite şi reacţii de

preardere şi care pot cuprinde între una şi patru faze.

S-a constatat acumularea unei concentraţii de peroxizi organici, care

determină descompunerea lor explozivă, cu apariţia flăcării reci. Consecinţa este

o uşoară creştere de presiune în cilindrul motorului, ca rezultat al efectului

termic al reacţiilor de oxidare şi al efectului molar. Zona transformărilor

profunde a hidrocarburilor este faza următoare reprezentată de flacăra albastră.

Ultima fază a procesului, pusă în evidenţă prin fotoînregistrări, constă în

apariţia nucleelor de flacără caldă.

Autoaprinderea din zona amestecului final reprezintă de fapt, aşa cum se

remarcă, un proces de autoaprindere polistadială la temperaturi joase datorat

acumulării unei concentraţii critice de peroxizi organici ce determină

descompunerea lor explozivă cu apariţia flăcării reci.

Analizând aspectul chimic al detonaţiei s-a constatat că neomogenitatea

termică, dar mai ales chimică, în unul sau mai multe puncte succesive, creează

condiţii favorabile pentru apariţia unui nucleu de flacără rece în cadrul

amestecului din zona finală; acest nucleu se propagă în restul amestecului iniţial

cu viteze de ordinul zecilor de [m/s], putându-l cuprinde în întregime. Aceeaşi

pregătire termică şi chimică inegală a diferitelor volume din amestec generează

143

apariţia unui nucleu de flacără albastră, nucleu care la rândul lui se propagă cu o

viteză mărită faţă de cea a flăcării reci. Tot sub forma unui nucleu, în zona

amestecului final apare şi flacăra caldă; atunci când este vorba de o detonaţie

mai puternică apar de fapt mai multe nuclee care, datorită pregătirii chimice

prealabile, se răspândesc în amestecul iniţial din faţa frontului de aprindere cu

viteze mult sporite.

Aceste viteze mari de propagare a flăcărilor polifazice sunt rezultatul unei

accelerări chimice a flăcărilor, ca urmare a reacţiilor chimice prealabile din

amestecul din zona finală.

Din punctul de vedere al laturii fizice a detonaţiei, propagarea cu viteze

foarte mari a flăcărilor din focarele de aprindere este, de fapt, o succesiune de

autoaprinderi a unor volume învecinate de amestec. Această autoaprindere

succesivă a unor importante volume învecinate de amestec, precum şi

destinderea lor, determină un dezechilibru local de presiune şi constituie cauza

apariţiei unei unde de şoc puternice care se propagă în amestecul din camera de

ardere.

Când unda este suficient de intensă, la reflectarea ei la perete, temperatura

şi presiunea cresc mult. Fiind vorba de o reflexie fără schimbare de semn,

amplitudinile undelor se adună. Datorită autoaprinderii amestecului în frontul

undei, unda reflectată se transformă într-o undă de detonaţie. În acest front al

undei transformările chimice ale amestecului se termină aproape complet.

În final, detonaţia în motorul cu aprindere prin scânteie apare în procesul

chimic de aprindere polistadială la temperatură joasă a ultimei părţi a

amestecului, înainte ca flacăra să fi parcurs în întregime camera de ardere.

Undele de şoc dau naştere la unde de detonaţie.

În mod logic, din punct de vedere al arderii, condiţia evitării detonaţiei se

poate exprima printr-o relaţie temporală şi anume, durata necesară autoaprinderii

amestecului din zona finală trebuie să fie superioară duratei propagării frontului

de aprindere.

În cazul arderii cu detonaţie, analizând diagrama indicată se constată că ea

are o formă tipică, prezentând trei particularităţi distincte în raport cu diagrama

indicată în regim de ardere normală [2]. Astfel, pe fig. 9.19 se pune în evidenţă

în primul rând faptul că detonaţia, ca fenomen, se manifestă numai în ultima

parte a procesului de ardere, creşterea puternică de presiune cu caracter violent

apărând după punctul u.

144

Fig. 9.19 Diagrama indicată şi diagrama de ardere

În al doilea rând se constată că după atingerea valorii maxime, presiunea

înregistrează iniţial oscilaţii puternice, care apoi se amortizează progresiv, către

finele cursei de destindere.

În fig. 9.20 se prezintă zona în care

amestecul arde cu detonaţie înaintea

străbaterii sale de către frontul flăcării, sub

acţiunea undei de şoc [10].

După cum se observă, la sfârşitul

propagării normale a frontului flăcării în

amestecul nears apare autoaprinderea care

este şi cauza directă a apariţiei undei de şoc.

După această schemă, în momentul

producerii autoaprinderii (+6,25[RAC]

după PMI), viteza frontului se micşorează

brusc, ceea ce se explică prin acţiunea

inversă (destinderea) a gazelor arse

datorită

Fig. 9.20 Autoaprinderea amestecului la

motorul cu aprindere prin scânteie

autoaprinderii, în care se produce o importantă cantitate de căldură în perioada

prearderii.

145

Trebuie remarcat, în al treilea rând, că aria diagramei în cazul arderii cu

detonaţie este mai redusă decât aria diagramei normale, ceea ce explică

diminuarea lucrului mecanic indicat şi în consecinţă a puterii indicate.

Arderea cu aprinderi secundare poate constitui în egală măsură un factor

favorizant al apariţiei detonaţiei. Astfel, în fig. 9.21 [7] se prezintă câteva

modele de propagare a flăcării la arderea cu aprinderi secundare (b şi c) în

comparaţie cu arderea normală (a). După cum se cunoaşte, arderea cu aprinderi

secundare poate îmbrăca două forme şi anume, arderea cu preaprinderi

secundare şi arderea cu postaprinderi secundare.

Fig. 9.21 Modele de propagare a flăcării la arderea normală în motorul cu aprindere prin

scânteie (a) şi la arderea cu aprinderi secundare (b şi c)

Fig. 9.22 Diagramele indicate în cazul preaprinderii

(a) şi postaprinderii (b)

De menţionat că în cazul preaprinderii secundare apare o suprapunere parţială a

procesului de ardere cu procesul de comprimare, ceea ce conduce la apariţia unei bucle

negative pe diagrama indicată, aşa cum se prezintă în fig. 9.22 a consumându-se astfel pentru

146

comprimarea amestecului un lucru mecanic suplimentar, proporţional cu suprafaţa haşurată.

Pe de altă parte, în cazul postaprinderii secundare se poate ajunge la o creştere bruscă a

presiunii, valorile maxime ale acesteia depăşind limitele admise, aspect pus în evidenţă în fig.

9.22 b.

În acelaşi timp, trebuie menţionat că postaprinderile devin mai frecvente la rapoarte

mari de comprimare, apreciindu-se că arderea cu aprinderi secundare impune, la rândul ei

limite maxime ale rapoartelor de comprimare mai severe însă decât arderea cu detonaţie.

Aprinderile secundare sunt în principal provocate de temperaturile ridicate ale părţilor

proeminente ale bujiei. Temperaturile acestor proeminenţe trebuie să se afle în limitele 853-

1123 [K] pentru a nu provoca nici aprinderi secundare şi nici depuneri de calamină pe bujie

[7].

9.7. Influenţa tipului şi arhitecturii camerei de ardere asupra procesului de

ardere în motorul cu aprindere prin scânteie

Stabilirea arhitecturii optime a camerei de ardere, corelată cu modul şi locul de

formare a amestecului în vederea obţinerii unor performanţe cât mai bune, constituie în

prezent o problemă importantă pentru care există instrumente de abordare.

Pentru a diminua pierderile de căldură şi simultan limitarea formării hidrocarburilor în

interiorul camerei de ardere, suprafaţa acesteia, s, trebuie să fie cât mai redusă în raport cu

volumul său, v. Tocmai din acest motiv, cel mai sugestiv criteriu de apreciere a camerelor de

ardere, din punct de vedere geometric, este compactitatea acestora, exprimată prin factorul de

compactitate, notat cu şi definit astfel:

1

v

s (9.8)

Dacă raportul s/v scade (se reduce suprafaţa unităţii de volum), compactitatea camerei

creşte, acest aspect fiind marcat de valoarea Θ.

În realitate, noţiunea de compactitate a camerei de ardere este ceva mai largă. Prin

compactitate trebuie să se înţeleagă atât forma în care se prezintă volumul masei principale de

amestec cât şi poziţia acesteia faţă de locul în care se produce aprinderea, adică faţă de locul

unde este amplasată bujia [2, 4, 8, 18, 19].

Valoarea crescută a compactităţii, exprimată printr-o valoare mare a factorului de

compactitate, atrage arderea cu viteză foarte mare a majorităţii amestecului (peste 90%). La

acest lucru contribuie şi poziţia cât mai apropiată a punctului de aprindere de centrul de

greutate al volumului ocupat de masa principală de amestec [5].

În fig. 9.23 se prezintă, în mod sugestiv, variaţia raportului s/v în cazul mai multor

tipuri de camere de ardere, pentru alezajul de 100 mm şi raport de comprimare = 9.

147

Fig. 9.23 Influenţa tipului camerei de ardere asupra compactităţii

Camera de ardere cu cea mai redusă suprafaţă pentru un volum dat este camera cu

configuraţie sferică.

Din acest punct de vedere, camera ideală ar fi o sferă cu aprindere în centrul său

deoarece, după cum se cunoaşte, pentru un volum dat sfera are cea mai mică suprafaţă iar

aprinderea în centrul său asigură drumurile cele mai scurte de propagare a frontului de ardere,

pe toate direcţiile. Constructiv însă, realizarea camerei sferice cu aprindere centrală pune o

serie de probleme. În plus, camera sferică nu răspunde foarte bine altor deziderate, relativ la

mersul liniştit al motorului, la generarea unui grad ridicat de turbulenţă sau la emisia unei

cantităţi reduse de hidrocarburi.

Camerele de ardere emisferice cu amplasare centrală a bujiilor au debutat mai ales la

motoarele automobilelor sport, permiţând utilizarea unor rapoarte de comprimare mai mari şi

ca atare presiuni medii efective mai ridicate.

Poziţia punctului de aprindere poate fi precizată prin mărimea distanţei care îl separă

de centrul de greutate a volumului principal al camerei. Această distanţă, notată cu litera a pe

fig. 9.24, se numeşte abaterea bujiei. Evident, la camera sferică cu aprindere centrică, a = 0.

În vederea comparării, din acest punct de vedere, a diferitelor tipuri de camere de ardere, se

utilizează valoarea relativă a distanţei a, obţinută prin raportare la valoarea alezajului, D:

A = D

a, (9.9)

Raportarea la alezajul D, se explică prin aceea că, abaterea maximă posibilă, a, poate

fi D/2 , adică: a 2

D , deci în final, A 0,5 .

Influenţa compactităţii şi a abaterii bujiei asupra duratei propagării frontului de ardere, fa şi

deci şi asupra economicităţii motorului poate fi exprimată [4], în mod simplificat, prin

următoarea dependenţă:

Akc

kkfa 3

21 , (9.10)

în care k1, k2, k3 sunt constante determinate experimental.

Fig. 9.24 Abaterea bujiei pentru diferite tipuri de camere de ardere

148

Variaţia duratei arderii în funcţie de factorul de compactitate Θ se poate urmări în fig.

9.25.

Forma geometrică a camerei de ardere are o

influenţă importantă asupra procesului de

ardere şi din alte considerente. Forma

geometrică, denumită uzual, aşa cum se

cunoaşte, arhitectura camerei de ardere,

este dictată şi de poziţia supapelor. În

cadrul unui amestec perfectat, arhitectura

camerei de ardere influenţează durata

propagării frontului de aprindere (fa).

Deoarece fa = L/wfa [2], în care L este

distanţa maximă de la bujie până la

peretele opus camerei de ardere, iar wfa

viteza medie a

Fig. 9.25 Variaţia duratei arderii în funcţie

de compactitatea camerei frontului de aprindere, reiese că durata propagării este cu atât mai redusă cu cât drumul

parcurs de flacără este mai mic, deci camera de ardere mai compactă, iar viteza medie de

propagare a flăcării mai mare.

În cazul injecţiei de benzină, mai ales la injecţia directă, datorită condiţiilor mai bune

de formare şi de distribuire a amestecului în interiorul camerei de ardere, gradul în care acesta

este cuprins de frontul de aprindere la deplasarea lui, este net superior altor situaţii. De astfel,

acest aspect se corelează şi cu tipul şi forma camerei de ardere, constituind o caracteristică a

acesteia. Astfel, o măsură a volumului de amestec cuprins de frontul de aprindere după un

anumit drum parcurs, o constituie variaţia ariei suprafeţei frontului de aprindere Afa, în raport

cu drumul parcurs L. Din acest motiv, funcţia Afa = f (L) se numeşte caracteristica camerei

de ardere. Ea influenţează legea de degajare a căldurii şi în final legea de variaţie a presiunii

pe durata fazei principale de ardere [2].

În fig. 9.26 se diferenţiază influenţa volumelor de

amestec iniţial cuprinse de frontul de

aprindere în timpul propagării asupra vitezei

de creştere a presiunii, B fiind poziţia bujiei.

În prima situaţie (a), datorită formei camerei

de ardere, volumul de amestec iniţial creşte

treptat, pe măsura propagării flăcării.

Corespunzător, în diagrama p – se observă

că viteza de creştere a presiunii se amplifică

ajungând la valori importante spre sfârşitul

propagării. Pentru a doua formă de cameră de

ardere (b), presiunea creşte brusc la începutul

arderii vizibile, deoarece suprafaţa frontului

de aprindere se măreşte rapid; pe măsură ce

dimensiunile camerei se reduc, viteza de

creştere a presiunii

149

Fig. 9.26 Influenţa camerei de ardere

asupra vitezei de creştere a presiunii scade treptat, ajungând la valori mici spre finele propagării când volumul de amestec cuprins

de flacără este foarte mic. Cea de a treia variantă de cameră de ardere analizată, prin forma ei,

combină efectele precedente, conducând la o lege intermediară de variaţie a presiunii.

Compactitatea camerei de ardere depinde atât de forma camerei de ardere cât şi de

poziţia bujiei. În ipoteza simplificatoare că suprafaţa frontului de ardere este sferică, cu

centrul în electrozii bujiei, în fig. 9.27 a, b se sugerează influenţa poziţiei bujiei asupra

suprafeţei frontului de aprindere F şi a drumului parcurs de acesta. Se observă că cea mai

avantajoasă poziţie a bujiei este în centrul camerei de ardere (a), în timp ce poziţia periferică

(b) practic dublează drumul pe care îl străbate frontul de aprindere. Evident, numărul

punctelor de aprindere poate avea o influenţă favorabilă asupra duratei propagării flăcării şi

implicit asupra duratei arderii şi vitezei de creştere a presiunii. Situaţia dublei aprinderi,

prezentată în fig. 9.27 c, conduce, aşa cum se remarcă, la o scurtare considerabilă a drumului

parcurs de flacără şi la o modificare a caracteristicii camerei de ardere. Utilizarea însă a mai

mult de două bujii poziţionate diametral opus nu este avantajoasă deoarece, prin plasarea lor

periferică nu se mai poate obţine o scurtare a drumului parcurs de flacără.

Fig. 9.27 Influenţa poziţiei bujiei asupra suprafeţei frontului de aprindere şi a drumului

parcurs de acesta

Modificarea caracteristicii camerei de ardere şi a drumului parcurs de frontul de

aprindere conduce la o modificare substanţială a legii de degajare a căldurii şi în consecinţă a

legii de variaţie a presiunii din camera de ardere. Astfel, în fig. 9.28 este prezentată,

comparativ, variaţia acestei presiuni în faza principală a arderii, în situaţia dublei aprinderi (a)

şi a simplei aprinderi (b), pentru o cameră compactă, faţă de situaţia unei camere de ardere cu

compactitate extrem de redusă (c). Constructiv, camera compactă în varianta semisferică se

realizează ca în fig. 9.29 a, mai avantajoasă faţă de camera compactă plană din fig. 9.29 b,

deoarece oferă posibilitatea unei măriri sensibile a diametrului supapelor, precum şi creşterea

diametrului lor în raport cu suprafaţa cilindrului. Ambele tipuri de camere de ardere sunt

asociate cu succes soluţiilor de formare a amestecului prin injecţie de benzină, conducând la

rezultate foarte bune.

În fig. 9.30 se prezintă o comparaţie între structura şi evoluţia frontului de aprindere în

cazul aceleiaşi camere de ardere, prezentată succesiv cu simplă (a) şi cu dublă aprindere (b).

Se observă că în prima situaţie aprinderea începe cu un avans de 12 [RAC] faţă de PMI,

frontul de aprindere ajungând în centrul camerei de ardere după o durată de 18 [RAC], adică

la 6 [RAC] după PMI; zona camerei de ardere opusă bujiei este atinsă de frontul de flacără

după încă 24 [RAC], în total după o durată de 36 [RAC] de la declanşarea aprinderii.

150

Evident, la sarcini parţiale durata arderii se prelungeşte considerabil, apărând cunoscutele

efecte nedorite. Introducând în camera de ardere două bujii, poziţionate de o parte şi de

alta a supapelor (cazul motoarelor Alfa-Romeo Twin Spark), distanţa străbătută de fiecare

front este practic înjumătăţită (cazul b). Pentru acelaşi regim de funcţionare a motorului,

evoluţia frontului de aprindere demonstrează că arderea se epuizează la 18 [RAC], după

PMI. Aceasta a permis reducerea avansului la aprindere de la 12 [RAC] la 8 [RAC], în

condiţiile în care durata arderii se menţine inferioară celei din cazul aprinderii simple, adică

26 [RAC], faţă de 36 [RAC].

Fig. 9.28 Variaţia presiunii în

camera de ardere în diverse situaţii

Fig. 9.29 Două tipuri de camere de ardere

compacte

Dubla aprindere, asociată injecţiei de benzină, reduce semnificativ dispersia ciclică, în

special la sarcini reduse. Ea permite, de asemenea, suprapuneri mai mari ale deschiderii

supapelor, fără creşterea emisiilor poluante mai ales la sarcini reduse şi regim de mers în gol.

În plus, reducerea avansului la aprindere conferă motorului un răspuns mai lin la schimbări

de regim.

Pe de altă parte, utilizarea injecţiei de benzină oferă condiţii favorabile de intensificare

a turbulenţei din cilindru, ceea ce conduce în mod inevitabil la mărirea vitezei medii de

propagare a frontului de aprindere, wfa. Din acest punct de vedere sunt consacrate câteva

soluţii constructive cunoscute, prezentate în fig. 9.31 a, b, c, d.

Principiul acestor soluţii constă în crearea, în interiorul camerei de ardere, a unui

spaţiu în care amestecul este mai puternic comprimat. Astfel, în cazul a, prin apropierea

chiulasei de piston, se obţine un prag de turbulenţă care generează o curgere de tip radial,

către axa cilindrului a unei cantităţi de aer sau de încărcătură proaspătă. Această curgere

radială, cunoscută sub numele de squish, fără să aibă în totalitate caracterul unei mişcări

neorganizate, contribuie substanţial la perfectarea amestecului şi în acelaşi timp la

intensificarea gradului de amestecare a elementelor de volum din adâncimea zonei de ardere;

în mod foarte probabil, efectul se modifică printr-o mărire a vitezei de ardere efectivă.

151

Fig. 9.30 Comparaţie între camera de ardere cu simplă şi cu dublă aprindere

Fig. 9.31 Soluţii constructive de intensificare a turbulenţei din cilindru

152

Eficienţa pragului de turbulenţă depinde de viteza de curgere din spaţiul periferic al

cilindrului spre partea centrală. Această viteză este, într-o primă aproximaţie, funcţie de

suprafaţa relativă a pragului şi de jocul minim dintre piston şi chiulasă.

Neglijând efectele dinamice ale gazului, frecările, jocurile segmenţilor şi transferul de

căldură, viteza teoretică de squish poate fi determinată cu următoarea expresie:

zC

cz

czb

A

w

w p

p

sq1 (9.11)

în care Ap este aria suprafeţei pragului de turbulenţă, b este lăţimea pragului, wp reprezintă

viteza pistonului, iar factorul 1

ε

zC , în conformitate cu notaţiile din fig. 9.32, este

evaluat la finele procesului de admisie [18].

Variaţia raportului p

sq

w

w ( pw fiind viteza

medie a pistonului), pentru diverse rapoarte D

d,

în funcţie de poziţia pistonului apare în fig. 9.33.

După cum se observă maximele sunt plasate în

jurul valorii de 10 [RAC], înainte de PMI. După

PMI, valorile wsq < 0.

Deoarece efectele scăpărilor de gaze la

nivelul segmenţilor precum şi cel al transferului

de căldură nu sunt totuşi neglijabile se introduc

corecţii. Astfel, decrementul vitezei de squish,

datorită pierderilor, este proporţional cu viteza

medie a pistonului şi cu următorul criteriu

adimensional, după recomandările lui [18]:

sa

s

EGL Tkr

l

nVAN ..

1 (9.12)

Fig. 9.32. Cameră de ardere cu prag

de turbulenţă

unde : AEG este aria efectivă a pierderilor de gaze, n este turaţia motorului, Vs cilindreea

unitară, l lungimea bielei, r raza manivelei, vp cck , Tsa temperatura gazelor din

cilindru la sfârşitul admisiei (închiderea supapei).

153

Fig. 9.33 Variaţia vitezei de squish prin raportare la viteza medie a pistonului în cazul

camerei de ardere în piston

Decrementele raportului sq

sqL

w

w, unde sqLw este viteza de squish consecinţă a

pierderilor de gaze, pe de o parte şi a raportului sq

sqT

w

w, unde sqTw reprezintă viteza de squish

datorită transferului de căldură, pe de altă parte, sunt prezentate în fig 9.34.

Fig. 9.34 Decrementele vitezelor de squish raportate, consecinţă a pierderilor de gaze şi a

transferului termic

Variaţia vitezei radiale de squish, în funcţie de poziţia pistonului pentru diverse valori

ale interstiţiului c, este redată în fig. 9.35.

Turbulenţa indusă de squish conduce însă, în acelaşi timp, atât la o perfectare a

amestecului cât şi la intensificarea transferului de căldură prin camera de ardere.

154

Fig. 9.35 Variaţia vitezei de squish pentru diverse

valori ale interstiţiului c

Fig. 9.36 Zona de stingere a

flăcării

Mai precis, schimbul de căldură se efectuează prin zona de squish care devine zonă de

stingere a flăcării, marcată pe fig. 9.36 prin aria haşurată şi definită, pe baza notaţiilor din

figură sub formă raportată astfel:

%D

dAq 100

2

2

(9.13)

Un criteriu parţial de apreciere a gradului de turbulenţă poate fi constituit şi de

raportul dintre Ap şi A, notat cu :

A

AΨ

p (9.14)

unde: Ap este aria suprafeţei pragului deja definită şi A este aria suprafeţei pistonului.

Procentual, este cuprins între 15% şi 25% .

Pragul de turbulenţă se poate obţine printr-o formă corespunzătoare a chiulasei (cazul

b), sau printr-o profilare adecvată a pistonului (situaţiile c şi d) din fig. 9.31.

În cazul motoarelor cu injecţie directă care prezintă o arhitectură a camerei de ardere

organizată după una din schemele descrise, efectul de amestecare a elementelor de volum din

adâncimea zonei de ardere este accentuat de suprapunerea, peste mişcarea de squish, a unei

mişcări suplimentare generată de interacţiunea dintre piston şi peretele cilindrului. În unghiul

format între faţa pistonului şi peretele cilindrului, datorită mişcării pistonului, apare un anumit

tip de curgere a gazelor, localizată în straturile limită, aşa cum este sugerat în fig. 9.37.

155

Fig. 9.37 Fenomene de curgere a gazelor între faţa pistonului şi peretele cilindrului

Astfel, pe durata cursei de admisie, când pistonul se depărtează de PMI, apare o

curgere de tip pelicular (a), în timp ce la comprimare, când pistonul se apropie de PMI, în

unghiul intern dintre faţa pistonului şi peretele cilindrului este generată o mişcare turbionară

(b). Această mişcare turbionară este importantă nu numai datorită efectului favorabil asupra

vitezei de ardere, dar şi deoarece ea contribuie în mod foarte probabil la mecanismul de

eliminare, pe durata cursei de evacuare, a hidrocarburilor acumulate în zona peretelui

cilindrului. Mişcarea turbionară descrisă mai sus a fost studiată pe diferite modele de cilindri,

folosind apa drept fluid de încercare; s-au pus astfel în evidenţă, în funcţie de criteriul

Reynolds tipic unui anumit regim de funcţionare a motorului, curgeri de tip laminar, de

tranziţie sau turbulent. S-a stabilit că în cadrul acestei mişcări apare o curgere cvasistaţionară,

fiind valabilă următoarea dependenţă :

υ

Swf

S

A wv

2 (9.15)

unde: Av este aria cuprinsă de mişcarea turbionară (aria din interiorul liniei

punctate în figura precedentă), S, cursa pistonului, ww este viteza peretelui în

modelul propus, fiind de fapt egală cu viteza pistonului (wp), la nivelul

motorului, este vâscozitatea cinematică, iar υ

Sw w este criteriul Reynolds (Re).

Pentru regimul laminar de curgere, printr-o aproximare satisfăcătoare, Av se poate

considera proporţională cu aria zonei de pe exteriorul vârtejului care egalează de fapt aria

stratului limită; aceasta poate fi estimată pe baza consideraţiilor din teoria stratului limită.

În cazul curgerii turbulente, variaţia acestei arii se consideră proporţională cu produsul

dintre perimetrul exterior al vârtejului şi diferenţa dintre viteza acestui turbion şi aceea a

fluidului staţionar, diferenţă aproximată de fapt cu ww. Relaţiile definitorii, în funcţie de

regimul de curgere, se pot grupa astfel:

- Re 2x104 :

2

1

2

υ

Sw

S

A wv (9.16)

- Re 2x104 : 006,0

2

S

Av (9.17)

156

Aceste dependenţe corelate, funcţie de valoarea criteriului Re, sunt ilustrate în fig.

9.38.

Fig. 9.38 Variaţia raportului Av/S2 în funcţie de valoarea criteriul Reynolds

În realitate, coeficientul de vâscozitate cinematică, se modifică odată cu creşterea

presiunii şi temperaturii mai ales în decursul cursei de comprimare. Astfel, valorile

semnificative, în cazul unui motor având cursa S = 100 [mm], care funcţionează la turaţia de

1500 [rpm], sunt următoarele: viteza medie a pistonului, pw = 5 [m/s], valoarea medie a

coeficientului de vâscozitate cinematică pe durata cursei de comprimare este U = 1,2x10-5

[m/s2], Re = 4x10

4, Av/S

2 0,006, iar diametrul turbionului, dv 0,09S.

Analizată prin intermediul tehnicii de fotografiere Schlieren, mişcarea turbionară din

unghiul format de faţa pistonului cu pereţii cilindrului, la 60 [RAC] şi respectiv 20 [RAC]

înainte de PMI, este vizibilă în fig. 9.39 [18]. Pentru poziţiile pistonului apropiate de PMI, se

estimează diametrul turbionului, dv, la circa 20% din alezajul motorului:

dv 0,2D (9.18)

157

Fig. 9.39 Mişcarea turbionară apărută în

unghiul intern între faţa pistonului şi

pereţii cilindrului pusă în evidenţă prin

fotografiere Schlieren

Îmbinând în mod armonios o serie de avantaje, cele mai răspândite camere rămân în

continuare camerele de ardere tip pană, dispuse exclusiv în chiulasa motorului. În fig. 9.40 se

prezintă varianta firmei Chrysler, lansată încă cu mulţi ani în urmă pe motorul V8. Curgerea

gazelor prin supapă este sugerată pe schiţa din fig. 9.41. Înclinaţia părţii superioare a camerei

şi peretelui ei lateral obligă încărcătura proaspătă să pătrundă în cilindru printr-o mişcare

spiralată în jurul axei acesteia.

Camera de ardere circulară realizată în piston, soluţie cu multiple avantaje chiar şi de

natură energetică, deosebit de bine asociată cu injecţia directă de benzină, este de asemenea o

idee mai veche ce aparţine, se pare, firmei Rover [27]. Unul din avantajele majore, de natură

constructivă, derivă din simplitatea chiulasei care are formă plană. Organizarea acestei soluţii

se arată în fig. 9.42. Zona de squish este zona circulară de pe marginea pistonului. Dispunerea

verticală a supapelor pe un singur rând asigură o umplere şi o evacuare mai bună a cilindrului,

aşa cum este sugerată în fig. 9.43 [19].

158

Fig. 9.40 Camera de ardere cu profil pană

a motorului Chrysler V8 a)

b)

Fig. 9.42 Camera de ardere circulară în

piston

Fig. 9.41 Curgerea gazelor în cazul

camerei de ardere pană

a)

b)

Fig. 9.43 Curgerea şi schimbul de gazelor în cazul camei circulare în piston

159

Realizarea diverselor valori ale

rapoartelor de comprimare se obţine în mod

facil prin modificarea profunzimii degajării

din piston. Camera de acest tip asigură o

puternică turbionare a amestecului

carburant, evident datorită pragului circular

existent. În general, aceste avantaje ale

camerelor de ardere în piston sunt însă

compensate parţial prin creşterea masei

pistonului. Astfel, la automobilul Rover

2000, masa pistonului a crescut cu 7%,

ceea ce conduce la forţe de inerţie

suplimentare care, după cum se cunoaşte,

măresc solicitarea din bielă şi din arborele

cotit.

Fig. 9.44 Secţiune prin motorul M-118

pentru automobilele Audi

În anul 1965, Daimler-Benz realizează motorul M-118 destinat autoturismelor Audi.

Acest motor, prezentat în fig. 9.44 a fost ulterior prevăzut şi cu injecţie de benzină. El avea un

raport de comprimare de 11,2 şi camera de ardere amplasată în piston.

Celebrele motoare Ford-Cosworth ce echipau automobilele destinate competiţiilor,

erau prevăzute, de asemenea, cu camere de ardere în piston, aşa cum se poate remarca din fig.

9.45 a, b. Conturul camerei de ardere , prezentat în partea b) a figurii, este limitat de trei arce

de cerc; două dintre ele sunt plasate în faţa supapelor şi al treilea în dreptul bujiei [15]. Se

asigură astfel o turbionare intensă a amestecului carburant. Puterea litrică a acestor motoare

era aproximativ 88,3 [kW/l].

a)

b)

Fig. 9.45 Camera de ardere a motoarelor Ford-Cosworth

La unele construcţii de motoare s-au folosit combinaţii între camerele de ardere de tip

pană şi camerele din piston, cu bune rezultate privind turbulenţa amestecului şi eficacitatea

arderii.

Camera de ardere May-fireball, folosită la motoarele automobilelor Jaguar XJsHE se

caracterizează printr-un nivel diferit de poziţionare a supapelor de admisie şi de evacuare.

Astfel, supapa de evacuare este retrasă în interiorul unui locaş cilindric destul de adânc, având

160

pereţii lejer înclinaţi. Geometria particulară a acestei camere şi traiectoria fluxului de gaze

sunt ilustrate în fig. 9.46.

a) b)

Fig. 9.46 Geometria şi traiectoria fluxului de gaze tipice camerei de ardere

May-fireball

Când pistonul se află în PMI se formează un interstiţiu între chiulasă şi calota

pistonului care dirijează încărcătura proaspătă în locaşul supapei de evacuare, unde se

generează o mişcare turbionară; restul suprafeţei constituie aria de squish. Bujia, dispusă

lateral în peretele înclinat al locaşului supapei de evacuare, este în acest mod plasată în calea

turbionului astfel format. Pe această cale, în momentul aprinderii, viteza mare a turbionului

precum şi mişcarea de squish din zona înconjurătoare produc propagarea rapidă dar controlată

a frontului de flacără în tot volumul camerei de ardere, indiferent de dozajul local, fără nici un

fel de fenomene perturbatoare de tipul dispersiei ciclice sau chiar a lipsei aprinderii. Datorită

unui baleiaj eficient se elimină cea mai mare parte a gazelor arse restante care ar fi putut

supraîncălzi amestecul final, generând detonaţii. Din acest motiv se pot utiliza rapoarte de

comprimare foarte mari (de exemplu = 12).

Camera de ardere semisferică, cu dublă înclinaţie a supapelor, utilizate la

motoarele Ford, este arătată în fig. 9.47. La acest tip de cameră supapele

formează un unghi de aproximativ 45 faţă de axa verticală a cilindrului. În

161

acelaşi timp ele prezintă o înclinaţie în plan transversal de circa 7, în sens

antiorar. Supapele sunt dispuse de o parte şi de alta a camerei de ardere astfel

încât se asigură o curgere transversală a gazelor [19]. Tocmai din acest motiv, o

astfel de poziţie a supapelor este denumită în mod curent cross-flow. Uşoara

înclinare a supapelor permite majorarea diametrelor talerelor fără a se efectua

mărirea camerei de ardere din chiulasă sau alezajului motorului. Acest tip de

cameră, asemănătoare unei semisfere cu profunzime redusă, prezintă în dreptul

bujiei o zonă de squish semicirculară, în timp ce în partea opusă zonei de squish

este mult mai largă. Amestecul proaspăt care intră în cilindru este dirijat prin

locaşul supapei de admisie în profunzimea cilindrului printr-o mişcare

descendentă, de tip spiralat, în jurul axei cilindrului. Datorită acestor mişcări

combinate din cilindrul motorului, la declanşarea aprinderii, nucleul de flacără

care ia naştere în zona bujiei se extinde cu rapiditate în plan frontal fiind

simultan dirijat în tot volumul camerei de ardere. Prin această manieră de

dirijare a arderii se previne supracomprimarea şi supraîncălzirea amestecului

final, aspect care, ca şi în cazul camerei de ardere May-fireball atenuează

apariţia detonaţiilor.

a)

b)

Fig. 9.47 Camera de ardere Ford cu supape dublu înclinate

Înclinând supapele astfel încât tijele acestora să formeze între ele un unghi de circa

70, talerele supapelor se integrează mai bine în profilul pereţilor fără să se întrerupă prea

mult conturul semisferic al camerei de ardere. Acest tip de cameră de ardere, tipic anumitor

motoare Jaguar este prezentată în fig. 9.48.

Pe lângă avantajul compactităţii la acest tip de cameră de ardere, profilarea canalului

de admisie din chiulasă asigură o generare relativ facilă a unui turbion puternic în jurul

camerei, spre finele cursei de comprimare. O altă particularitate privind profilul acestei

camere o constituie forma proeminentă a capului pistonului care contribuie la obţinerea unei

zone de squish la periferia acestuia. Pe această cale, tot către sfârşitul cursei de comprimare,

această formă uşor conică a capului pistonului împinge amestecul către centru, agitându-l şi

creând o turbulenţă avansată. Astfel, odată cu aprinderea se produce la extremitatea bujiei

162

frontul de flacără care apare, se răspândeşte rapid spre exterior, măturând apoi în totalitate

volumul camerei de ardere.

b)

Fig. 9.48 Camera de ardere cu piston profilat şi supape înclinate la 70º adoptată de

Jaguar

Anumite motoare produse de Honda şi de Rover utilizează trei supape, combinate cu

un profil dublu înclinat al camerei de ardere din chiulasă. Două dintre aceste supape sunt

identice, asigurând umplerea cilindrului. Dispunerea supapelor şi traseul fluxului de

încărcătură proaspătă sunt sugerate în fig. 9.49.

Supapele sunt acţionate de un singur arbore de distribuţie prin intermediul unor

culbutori individuali, după cum se poate remarca în partea superioară a fig. 9.50 Supapele au

o înclinaţie de circa 20 faţă de verticală, bujia fiind plasată relativ central în zona adâncă a

camerei. Zona plată a camerei care acoperă o parte din alezajul cilindrului formează regiunea

de squish, vizibilă în partea de jos a fig. 9.50.

163

Fig. 9.49 Dispunerea supapelor şi traseul gazelor la camera de ardere cu trei supape şi

profil dublu înclinat adoptată de Honda şi Rover

Fig. 9.50 Acţionarea supapelor şi zona de

squish a camerei cu trei supape

Fig. 9.51 Organizarea camerei de

ardere cu patru supape adoptată de

Saab

Printr-o astfel de arhitectură a camerei, mişcarea cilindrică de swirl, cu intensitate

moderată este convertită, într-un stadiu final al cursei de comprimare, într-o intensă mişcare

turbulentă. În acest mod, combinând o distanţă redusă pentru flacără, cu un front de flacără

larg şi cu o mişcare de squish periferică spre interiorul camerei, se obţin condiţiile esenţiale

pentru o ardere rapidă şi stabilă chiar şi a amestecurilor uşor sărace, obţinute prin injecţia de

benzină.

Unul dintre avantajele majore ale acestui tip de cameră de ardere constă în

îmbunătăţirea cu circa 50% a curgerii gazelor prin supapele de admisie, în condiţiile în care

reducându-se masa supapelor se diminuează forţele de inerţie. În acelaşi timp apare

posibilitatea reducerii valorilor unghiulare ale fazelor de distribuţie.

Creşterea puterii şi cuplului motorului, simultan cu reducerea consumului de

combustibil atât în sarcini parţiale cât şi în sarcină totală, a impus introducerea în mod curent

a soluţiei cu patru supape aferente unei camere de ardere. Organizarea unei astfel de camere

de ardere, adoptată printre mulţi alţi constructori şi de Saab, este arătată în fig. 9.51. Evident,

supapele sunt perechi, două de admisie şi două de evacuare, fiind opus plasate astfel încât

curgerea gazelor se face transversal prin camera de ardere cu formarea, ca şi în cazul

164

precedent, a unei mişcări cilindrice de swirl care, chiar înainte ca pistonul să ajungă la PMI,

datorită zonelor de squish se transformă într-o mişcare turbulentă (fig. 9.52). Astfel, la

apariţia aprinderii, poziţia centrală a bujiei asigură un traseu minim al flăcării iar turbulenţa

intensă un front de flacără larg, aspecte care contribuie la desfăşurarea unei arderi rapide dar

controlate [19].

Variantele constructive de chiulase cu cinci supape grupează câte trei supape pentru admisie

şi câte două pentru evacuarea gazelor. Unind printr-o linie imaginară centrele supapelor se

obţine în plan un pentagon, în timp ce spaţial, înclinarea supapelor este astfel aleasă încât

axele a două dintre supapele de admisie au o înclinare de 17,25 faţă de verticală, în timp ce a

treia supapă de admisie formează cu verticala un unghi de 11,5; supapele de evacuare sunt

înclinate faţă de axa verticală cu un unghi de 13,75. Aceste dispuneri ale supapelor

contribuie la formarea unui înveliş semisferic al camerei de ardere, cu plasarea centrală a

bujiei de aprindere. Poziţionarea supapei de admisie din mijloc aproape de centrul camerei de

ardere favorizează formarea mişcării de swirl a amestecului, spre sfârşitul cursei de

comprimare, înaintea aprinderii, ceea ce asigură o ardere cu viteze crescute, pe distanţe

minime în interiorul camerei de ardere. Se pot astfel folosi rapoarte de comprimare mari, în

condiţiile utilizării unei benzine cu cifra octanică CO/R 97. Soluţia prezentată, utilizată în

special de firma Yamaha, ilustrată în fig. 9.53, asigură o majorare a secţiunii de admisie cu

14% faţă de construcţia ce foloseşte patru supape.

165

Fig. 9.52 Fluxul de gaze în cazul camerei

de ardere cu patru supape

Fig. 9.53 Camera de ardere Yamaha cu

cinci supape

S-au folosit şi soluţii ce includ şase supape. Este cazul motoarelor Maserati a căror

chiulasă a fost organizată după schema prezentată în fig. 9.54. În acest caz supapele sunt

grupate câte trei pentru admisie şi evacuare. Ca o particularitate, aşa cum se observă,

acţionarea celor două grupuri de câte trei supape se face cu câte un culbutor comun, ceea ce

simplifică construcţia, utilizându-se doar doi arbori de distribuţie.

Fig. 9.54 Camera de ardere cu şase supape a motoarelor Maserati

166

9.8. Particularităţi ale arderii în motorul cu aprindere prin comprimare

La acest tip de motor, în scopul formării amestecului, combustibilul lichid

este introdus în cilindru printr-o operaţie numită injecţie, către sfârşitul

procesului de comprimare. În condiţiile de presiune şi de temperatură aflate în

cilindru, combustibilul se aprinde şi începe să ardă chiar înainte de sfârşitul

injecţiei. Pentru a putea ajunge cât mai repede la aprindere, lichidul injectat

trebuie pulverizat fin, scurtându-se astfel timpul necesar parcurgerii

transformărilor fizice de încălzire şi vaporizare. Tot pulverizarea fină contribuie

şi la creşterea gradului de uniformitate a amestecului care se realizează în

cilindru.

După modul în care se realizează amestecul dintre aer şi combustibil las

motorul cu aprindere prin comprimare se poate menţiona, drept proprietate a

acestuia, lipsa de omogenitate.

O a doua particularitate a amestecului din cilindru, cu influenţe directe

asupra evoluţiei procesului de ardere, este aceea că arderea diferitelor tranşe de

combustibil se face în condiţii diferite de puritate a încărcăturii. Într-adevăr,

trebuie luat în consideraţie faptul că tranşele de combustibil introduse în cilindru

către sfârşitul injecţiei întâlnesc un mediu puternic impurificat prin arderea

primelor tranşe de combustibil injectat.

Pentru a realiza totuşi o ardere corectă a combustibilului, în condiţiile de

mai sus, se ia precauţia măririi cantităţii globale de aer faţă de necesarul teoretic

cerut de cantitatea de combustibil, ajungându-se la un coeficient de dozaj global

cuprins între limitele = 1,3 ,…, 2,2. Cum prin aceasta se urmăreşte ca valorile

locale minime ale coeficientului de dozaj să fie cele corespunzătoare unei arderi

complete, înseamnă că neuniformitatea dozajului în interiorul spaţiului de ardere

este foarte mare.

Marea neomogenitate a amestecului dintre aer şi combustibil,

suprapunerea parţială a formării amestecului cu aprinderea şi arderea, totul legat

de un timp disponibil extrem de scurt, conferă procesului de ardere din motorul

cu aprindere prin comprimare o mare complexitate. Totuşi, cercetări

experimentale multiple şi diverse, conduse în scopul cunoaşterii mecanismului

intim de desfăşurare a autoaprinderii şi arderii în motorul Diesel, au permis să se

elaboreze unele teorii asupra modului în care evoluează acest proces.

Astfel, injectarea combustibilului lichid sub formă de jet în gazele

fierbinţi aflate în cilindru la sfârşitul comprimării, creează posibilitatea

vaporizării picăturilor lichide care este urmată de amestecarea vaporilor rezultaţi

cu aerul. Acest proces stă la baza formării unor zone de amestec cu dozaje

extrem de variate şi în permanentă modificare în timp.

Viteza cu care se desfăşoară acest gen de formare a amestecului dintre aer

şi vapori de combustibil depinde de condiţiile de mediu, temperatură, presiune,

turbulenţă, dar este influenţată esenţial prin fineţea picăturilor. În această idee se

167

poate afirma că procesul de vaporizare este mai intens la periferia jetului de

combustibil, unde picăturile sunt mai fine.

În zonele de concentraţii şi temperaturi favorabile se amorsează reacţiile

chimice premergătoare autoaprinderii care conduc, în final, la formarea unor

nuclee de flacără.

Se constată astfel că din momentul injecţiei şi până la autoaprinderea

efectivă, chiar rezumată la câteva nuclee izolate, se consumă o perioadă

pregătitoare. Această perioadă este denumită „întârziere la autoaprindere”.

Important este faptul că reacţiile premergătoare autoaprinderii se

desfăşoară în întregul volum al camerei de ardere, dar cu viteze diferite, în

funcţie de condiţiile locale. Adică, în momentul apariţiei primului nucleu de

flacără, toate zonele ocupate de amestecul aer-combustibil se găsesc în stadii

mai mult sau mai puţin avansate de pregătire fizico-chimică, în vederea

autoaprinderii lor. Astfel, primul nucleu de flacără este urmat de apariţia altora,

în cele mai diverse puncte din masa amestecului, imediat ce condiţiile locale

devin favorabile.

De altfel, tocmai această stare avansată din punctul de vedere al

transformărilor chimice în care se găseşte amestecul, explică viteza mare de

deplasare a focarelor de autoaprindere care apar treptat. Se poate vorbi astfel de

o etapă nouă a arderii şi anume a unei arderi rapide.

În ceea ce priveşte natura chimică a amestecului pe care se dezvoltă

flăcările iniţiate de focarele de autoaprindere, aceasta este reprezentată prin

diferiţi compuşi rezultaţi din reacţiile intermediare ale procesului de

transformare a substanţelor iniţiale în substanţe finale. Natura chimică a acestor

produşi intermediari este deosebit de diversă, în funcţie de stadiul până la care a

avansat reacţia în diferitele zone ocupate de amestecul respectiv.

Evoluţia rapidă prezentată mai sus este esenţial dependentă de faza

pregătitoare a întârzierii la autoaprindere. Aceasta deoarece viteza de dezvoltare

a nucleelor de flacără, precum şi frecvenţa apariţiei acestor nuclee este

dependentă şi de cantitatea relativă a amestecului omogenizat, prezent în camera

de ardere în momentul apariţiei primului nucleu de autoaprindere. Ori, în cazul

unei durate mari a perioadei de întârziere, cantitatea de combustibil aflată în

amestec la începutul reacţiei de autoaprindere şi care arde în perioada arderii

rapide poate creşte mult, conducând la viteze excesive de creştere a presiunii în

perioada respectivă şi, prin aceasta, la o funcţionare dură a motorului.

Procesele care urmează se caracterizează prin aceea că, după răspândirea

flăcărilor pe amestecul preformat, acestea accelerează vaporizarea

combustibilului care se mai află în stare lichidă şi care continuă să fie injectat. În

schimb, atmosfera locală se impurifică prin produsele arderii, ceea ce face ca

arderea restului de substanţă combustibilă să se producă lent. Reacţiile capătă un

caracter incomplet, cu producerea unei cantităţi importante de carbon. De aceea,

este necesar să se acţioneze prin turbulenţă, pentru a aduce în zona acestor

168

reacţii oxigenul necesar. Această fază a arderii poate fi denumită „ardere

progresivă”.

Evident că, având în vedere condiţiile nefavorabile a căror existenţă a fost

evidenţiată către sfârşitul procesului, arderea se continuă şi în destindere.

Reducerea perioadei de continuare a arderii în destindere constituie o

cerinţă importantă a dirijării procesului. În general, scurtarea fazei finale se

realizează prin mărirea duratei perioadei de întârziere la autoaprindere sau, în

orice caz, prin creşterea cantităţii de combustibil aflat în amestec în momentul

autoaprinderii.

Din cele arătate, în legătură cu durata perioadei de întârziere la

autoaprindere, rezultă că cerinţele desfăşurării în condiţii optime a arderii

prezintă aspecte contradictorii, permiţând astfel numai o rezolvare parţială a lor.

9.9. Analiza arderii în motorul cu aprindere prin comprimare, cu

ajutorul diagramei indicate

După aspectul variaţiei de presiune din perioada care urmează începutului

injecţiei combustibilului se pot trage o serie de concluzii asupra modului în care

evoluează autoaprinderea şi arderea putându-se face, totodată, împărţirea

sugestivă a procesului pe faze caracteristice, aşa cum se arată în fig. 9.55.

Injecţia începe cu avansul i faţă de punctul mort interior, momentul fiind

marcat pe diagramă prin punctul i.

169

Fig. 9.55 Fazele caracteristice procesului arderii la MAC.

După începutul injecţiei, pe parcursul unui unghi aa, se constată o

oarecare frânare a creşterii presiunii în procesul de comprimare, faţă de creşterea

presiunii în ciclul fără injecţie. Această evoluţie confirmă explicaţiile date mai

înainte asupra fenomenelor care decurg în perioada premergătoare autoaprinderii

şi care, în ansamblu, au un pronunţat caracter endoterm.

Începutul arderii este marcat de momentul desprinderii curbelor, punctul

d. Creşterea rapidă a presiunii pe porţiunea d - y indică o ardere rapidă cu

intrarea în reacţie a unei mari cantităţi de combustibil. Perioada arderii violente

se notează prin 1.

De fapt, în perioada arderii violente intră în reacţie cea mai mare parte din

fracţiunea de combustibil aflată în cilindru în momentul d, deci care a fost

injectată în perioada întârzierii la autoaprindere, precum şi cea mai mare parte

din fracţiunea de combustibil care se injectează între momentele d şi y.

Înseamnă că alura porţiunii de curbă d - y va fi dependentă de legea de debitare a

combustibilului de pe întreaga porţiune din durata injecţiei, consumată până în

punctul y şi de durata perioadei de întârziere. Ca şi în cazul motorului cu

aprindere prin scânteie şi aici se urmăreşte evitarea vitezelor exagerate de

creştere a presiunii, în scopul evitării mersului brutal al motorului. Cum asupra

legii de injecţie este mai greu de acţionat, se tinde spre scurtarea perioadei de

întârziere la autoaprindere aa.

Între y şi z creşterea de presiune este frânată, ceea ce indică o diminuare a

intensităţii procesului de ardere datorită scăderii treptate a cantităţilor de

combustibil care participă la reacţie. La aceasta contribuie nu numai reducerea

disponibilului de combustibil pe măsură ce procesul de ardere avansează, ci şi

înrăutăţirea progresivă a condiţiilor locale, prin gazele arse rezultate din reacţiile

anterioare. Unghiul de manivelă corespunzător desfăşurării arderii între y şi z se

notează prin 2.

Un raţionament similar cu acela dezvoltat în cazul analizei arderii normale

la motorul cu aprindere prin scânteie conduce la fixarea poziţiei punctului t care

marchează sfârşitul convenţional al arderii.

Reprezentarea din fig. 9.55 permite deci împărţirea procesului arderii la

motoarele cu aprindere prin comprimare în următoarele faze caracteristice:

a. Faza de pregătire, aa, numită şi fază de inducţie sau întârziere la

autoaprindere.

b. Faza arderii rapide, 1, caracterizată printr-o creştere pronunţată şi cu

viteză mare a presiunii.

c. Faza arderii progresive, 2, în care presiunea creşte relativ încet.

d. Faza finală, 3, sau a arderii din destindere, în timpul căreia presiunea

scade însă temperatura continuă să crească.

170

9.10. Termodinamica arderii

Considerând următoarele ipoteze se pot calcula o serie întreagă de parametri

caracteristici procesului de ardere:

căldurile specifice depind numai de temperatură;

arderea se desfăşoară după evoluţii simple: izocore, izobare şi izoterme; în cadrul lucrării se consideră că arderea se desfăşoară izocor pentru MAC-

uri lente, respectiv izocor şi izobar, adică mixt, pentru MAC-uri rapide;

compoziţia fluidului motor la sfârşitul arderii depinde de coeficientul

excesului de aer; pentru 1, produsele arderii sunt CO2, H2O, O2 şi N2,

iar pentru < 1, CO2, CO, H2O, H2 şi N2;

gazele reziduale au compoziţia produselor de la sfârşitul arderii;

căldura dezvoltată prin ardere este egală cu căldura de reacţie chimică la presiunea şi temperatura mediului înconjurător, degajată până la formarea

produselor de ardere, neglijându-se variaţia căldurii cu temperatura;

variaţia energiei interne a fluidului motor şi efectuarea lucrului mecanic exterior în timpul arderii sunt efectul căldurii utile măsurate prin

coeficientul de utilizare a căldurii z, care ţine seama de căldura degajată

prin ardere până în punctul z şi de pierderile de căldură aferente [10, 6, 7,

9, 10, 13, 17].

Aerul necesar arderii. Combustibilii lichizi au următoare compoziţie

elementară:

1 sohc [kg], (9.19)

în care: c, h, o, s sunt participaţiile masice de carbon, hidrogen, oxigen, sulf,

etc.

Cantitatea de aer teoretică necesară arderii sau cantitatea minimă de aer

necesară arderii complete, ţinând seama de proporţia volumică de oxigen în aer

(21%), este:

3241221,0

1min

ohcL [kmol aer/kg comb]; (9.20)

Cantitatea reală de aer, disponibilă pentru arderea unui kg de combustibil

va fi:

minLL [kmol aer/kg comb]; (9.21)

Numărul de kmoli de substanţă iniţială care participă la reacţia chimică

este:

171

ci L min [kmol/kg comb], (9.22)

unde:

c

cM

1 [kmol/kg comb] – numărul de [kmoli] de combustibil pentru 1

[kg] combustibil;

Mc [kg/kmol] – masa moleculară a combustibilului.

Valori medii recomandate pentru Mc, în funcţie de tipul motorului sunt:

benzine – MAS ...............................................Mc = 110 ... 120 [kg/kmol]

motorine – MAC................................................ Mc = 180 ... 200 [kg/kmol]

În calcule, uneori, se înlocuiesc benzina cu n-octanul – C8H18 având Mc =

114 [kg/kmol] iar motorina cu cetan – C16H32 cu Mc = 224 [kg/kmol]. La MAC,

se admite c = 0.

Produsele arderii. Cantităţile lor se stabilesc din ecuaţia chimica de

ardere, pentru cazurile redate mai jos:

– arderea completă a combustibililor lichizi cu 1,

122

cCO ;

22

hOH ;

[kmol/kg comb] (9.23)

min121,02

LO ; min79,02

LN .

Numărul total de kmoli de produse de ardere pa este:

min21,0212

Lhc

pa [kmol/kg comb]. (9.24)

– arderea incompletă a combustibililor lichizi cu < 1:

min21,01

12

122L

cCO

; min21,0

1

12 LCO

[kmol/kg comb] (9.25)

min21,01

12

22L

hOH

; min21,0

1

12

2LH

; min79,0

2LN .

în care CO

H

2 , valorile sale alegându-se în funcţie de raportul h/c al

combustibilului.

172

Pentru combustibili petrolieri cu h/c = 0,17 ,…, 0,19, inclusiv benzină, se

aleg valori în intervalul = 0,45, …, 0,50; la benzen, = 0,30, iar la gaze

naturale, = 0,60 ,…, 0,70.

Numărul total de kmoli de produse de ardere va fi:

min79,02122222

Lhc

NHOHCOCOpa

[kmol/kg comb]. (9.26)

Variaţia molară. Variaţia numărului de kmoli în urma arderii este:

ipa [kmol/kg comb]; (9.27)

în care indicele „pa” reprezintă produsele de ardere, iar indicele „i” –

substanţele iniţiale.

Coeficientul chimic de variaţie molară este exprimat prin raportul

ipac / şi are următoarele forme:

– pentru 1, c

cL

ohL

min

min 32/4; (9.28)

– pentru 1,

c

cL

ohL

min

min 32/4176,321,0. (9.29)

Dacă se iau în considerare gazele reziduale, coeficientul total al variaţiei

molare devine:

rrcrirpat 1 (9.30)

Valorile lui diferă foarte puţin faţă de c şi se situează între limitele

următoare, după tipul motorului:

MAS ................................................................... 1,02 – 1,12

MAC ..................................................................... 1,01 – 1,06

Căldura specifică a fluidului motor. Fluidul motor este constituit dintr-

un amestec de j componente cu participaţia molară rj, compoziţia sa şi numărul

de kmoli se consideră cunoscute înainte şi după ardere. Expresia căldurii molare

specifice la volum constant este, în general:

VMjjVMfm CrC [kJ/kmolK]; (9.31)

unde pa

jj

v

vr este participaţia componentei j ( care poate fi CO2, H2O, ...

N2).

173

Căldurile specifice ale fluidului motor se vor nota C′VMfm, înainte de ardere

şi C″VMfm, după ardere.

Căldura specifică molară la presiune constantă va fi, în general:

VNfmpMfm CC 314,8 [kJ/kmolK];

sau, în Sistemul Tehnic, (9.32)

VMfmpMfm CC 986,1 [kJ/kmolK];

cu menţiunea că se va nota C′pMfm, înainte de ardere şi C″pMfm, după ardere,

conform convenţiei de mai sus.

Dependenţa de temperatură a căldurii specifice molare medii la presiune

constantă este exprimată prin funcţia:

TbaTCpMfm

310 [kJ/kmolK]. (9.33)

Tabelul 9.1 Valorile coeficienţilor

din relaţia (9.33)

Substanţa

Intervalul de temperatură

273÷Tc [K] 273÷Tmax [K]

a′ b′ a″ b″

Aer 19,67 2,51 – –

Benzină 101,98 219,46 – –

CO2 27,62 11,72 38,50 3,35

CO 19,25 3,35 20,92 2,09

H2O 23,01 5,44 23,85 5,02

H2 20,09 1,26 18,53 2,09

N2 19,67 2,51 21,34 1,67

O2 19,25 4,60 23,02 1,67

În tabelul 9.1 se

indică valorile

coeficienţilor a şi b. În

acest tabel limita

superioară Tc a intervalului

corespunde temperaturii

fluidului motor de la

sfârşitul comprimării, iar

limita superioară Tmax a

intervalului corespunde

temperaturii maxime a

fluidului motor în timpul

arderii.

Puterea calorică a combustibilului. Pentru calcule termice se poate

folosi formula lui D.I. Mendeleev:

uhsohcHi 925121090012560034013 [kJ/kg]; (9.34)

unde c, h, o, s şi u – reprezintă fracţiunile masice de carbon, hidrogen, oxigen,

sulf şi umiditate din combustibil. Pentru combustibilii petrolieri din România s

0, iar u = 0,0001 ... 0,0005; în tabelul 9.2 sunt date orientativ, compoziţiile

lor, cantităţile minime de oxigen, Omin, şi de aer, Lmin, necesare arderii complete,

precum şi puterile calorice inferioare Hi.

174

În cazul când motorul funcţionează cu lipsă de aer, arderea fiind

incompletă, în produsele de ardere apar CO şi H2. Astfel, căldura degajată fiind

mai mică, puterea calorică pentru arderea incompletă se determină cu relaţia:

min1120000 LHH iin [kJ/kg]; (9.35)

unde Lmin 0,5 [kmol/kg] corespunzător valorii indicate în tabelul 9.2.

Tabelul 9.2 Caracteristici ale combustibililor petrolieri

Combustibil Compoziţia Omin

[kmol/kg]

Lmin

[kmol/kg]

Hi [kJ/kg]

c h o experimental calculat

Benzină 0,854 0,142 0,004 0,1065 0,5073 43529 43500

Petrol 0,860 0,137 0,003 0,1058 0,5038 43111 42207

Motorină 0,857 0,133 0,010 0,1043 0,4966 41855 42667

Păcură 0,860 0,120 0,020 0,1010 0,4809 41855 41269

Calculul temperaturii maxime de ardere.Temperatura Tz la sfârşitul

arderii se determină cu ajutorul ecuaţiilor de ardere care reprezintă de fapt

bilanţul energetic al procesului respectiv. Ecuaţiile folosite pentru calculul lui Tz

au fost stabilite folosind schematizarea proceselor de ardere din fig.9.56 şi

fig.9.57.

Fig. 9.56 Determinarea presiunilor de

ardere pentru MAC

Fig. 9.57 Determinarea presiunilor de

ardere pentru MAS

La MAC-uri rapide, utilizând drept combustibil motorina având

compoziţia chimică elementară şi puterea calorică inferioară calculată indicate

în tabelul 9.2, fiind supraunitar, temperatura maximă Tz, va fi soluţia pozitivă

a următoarei ecuaţii de gradul doi:

175

001

2

2 aTaTa zz , (9.36)

ai cărei coeficienţi sunt:

3

2 1083,039,0 a ;

paTTa 307,81083,078,101039,094,1 0

3

0

3

1 ;

}.

{

00

0

3

0

78,1085,1307,8

...1051,267,191

85849

]

[

TTT

TTTa

tcz

cc

r

z

t

pa

La MAS-uri combustibilul cel mai utilizat este benzina a cărei compoziţie

chimică elementară, putere calorică inferioară calculată şi cantitate minimă de

aer Lmin sunt indicate în tabelul 9.2. În condiţiile în care raportul h/c 0,17 se

alege = 0,45. Conform recomandărilor anterioare, asimilând benzina cu n-

octanul, masa moleculară va fi Mc = 812+181 = 114 [kg/kmol].

Deoarece proiectarea se face de regulă la regim nominal, când motorul

funcţionează cu amestec bogat, cazul cel mai des întâlnit la MAS presupune

adoptarea unei valori subunitare pentru . Temperatura maximă Tz va fi soluţia

pozitivă ecuaţiei (9.36), ai cărei coeficienţi, în această situaţie, vor fi:

3

2 1005,121,0 a ;

0

3

0

3

1 1005,147,111021,049,1 TTa ;

}.

{

00

3

3

0

47,1149,11051,267,19

...1183,57

1031,195331,6912

]

[

TTTT

a

cc

r

z

t

pa

În situaţia funcţionării MAS-ului cu exces de aer, valoarea adoptată

pentru va fi supraunitară, coeficienţii ecuaţiei devenind:

3

2 1085,042,0 a ;

0

3

0

3

1 1085,098,101041,099,1 TTa ;

}.

{

00

3

3

0

98,1099,11051,267,19

...1183,57

104959

]

[

TTTT

a

cc

r

z

t

pa

176

Coeficientul z din aceste relaţii reprezintă coeficientul de utilizare a

căldurii în procesul de ardere şi se calculează ca raport între cantitatea de

căldură degajată prin arderea unităţii de combustibil, folosită atât pentru

producerea lucrului mecanic exterior cât şi pentru creşterea energiei interne a

fluidului motor aferente perioadei primelor două faze ale arderii (până la finalul

fazei principale a arderii), raportată la puterea calorică inferioară a

combustibilului [9, 10, 11]. Acest coeficient este influenţat de o serie întreagă de

factori constructivi şi funcţionali. Astfel, dintre principalii factori care trebuie

luaţi în considerare, se menţionează compactitatea camerei de ardere, excesul de

aer, turaţia şi sarcina motorului. Compactitatea mai mare a camerelor de ardere

la MAS şi la MAC cu injecţie directă conduce la valori mai mari ale acestui

coeficient faţă de MAC-urile cu cameră divizată. Coeficientul z creşte odată cu

turaţia motorului, diminuându-se însă odată cu creşterea excesului de aer. În

acelaşi timp z scade odată cu reducerea sarcinii motorului. Valorile sale se

recomandă, pe baza determinărilor experimentale pentru diferite tipuri de

motoare, în următoarele limite [11]:

MAS ............................................................................. 0,85 – 0,95

MAC cu injecţie directă,

cu turbulenţă redusă ................................................ 0,80 – 0,90 ـ

cu turbulenţă extinsă în perioada arderii .................. 0,75 – 0,88 ـ cu ardere peliculară prin procedeu MAN-HM ...................... 0,75 – 0,85 ـ

supraalimentate ........................................................ 0,85 – 0,90 ـ

MAC cu cameră divizată,

cu cameră de turbulenţă ........................................... 0,70 – 0,80 ـ

cu cameră de precombustie ...................................... 0,65 – 0,85 ـ

Raportul z este, la nivelul ciclului de calcul nerotunjit, raportul de

creştere a presiunii în procesul arderii şi se defineşte ca z = pz /pc în care pz

reprezintă presiunea la sfârşitul arderii iar pc este presiunea la sfârşitul

comprimării.

Pentru MAC-urile rapide, valorile lui z corespunzătoare regimului

nominal se pot alege respectând recomandările [9, 11]:

cu injecţie directă ..................................................... 1,7 – 2,6

cu cameră de turbulenţă ........................................... 1,5 – 1,8

cu cameră de precombustie ...................................... 1,4 – 1,6

supraalimentate ........................................................ 1,5 – 1,7 Faţă de aceste recomandări se pot face, de asemenea, următoarele observaţii, şi anume:

la MAC-urile lente, la care pz = pc, raportul de creştere a presiunii

devine z = 1.

la MAS-uri acest raport poate fi calculat cu relaţia z = t(Tz/Tc),

luând valori în intervalul 3,3 ,..., 4,2;

177

în mod evident, la reducerea sarcinii valoarea lui z se micşorează;

pentru presiuni de supraalimentare ridicate se recomandă adoptarea

unei valori z mai scăzute.

Pentru diferite categorii de motoare, valorile temperaturii Tz

corespunzătoare regimului nominal determinate cu relaţia (2.51) se recomandă

să fie situate între limitele următoare [11, 17]:

MAS .............................................................................. 2400 – 2900 [K]

MAC

rapide ........................................................................ 1800 – 2400 [K] ـ

lente .......................................................................... 1700 – 2200 [K] ـ

Calculul presiunii maxime a ciclului rotunjit (corectat). La nivelul

ciclului rotunjit, valoarea presiunii maxime reale, pmax , în cazul MAS-ului,

diferă de valoarea pz = zpc determinată la nivelul ciclului de calcul nerotunjit,

fiind mai mică. Corectarea ciclului teoretic conduce la valori ale presiunii

maxime reprezentând cca. (0,85 ,..., 0,92)pz, cuprinse între următoarele limite:

MAS .............................................................................. 3,5 – 7,5 [MPa]

MAC

rapide ........................................................................ 5,0 – 12 [MPa] ـ

.lente .......................................................................... 4,5 – 5,5 [MPa] ـ

Presiunea la sfârşitul arderii, precum şi variaţia presiunii în cilindru,

depind de o serie de factori precum excesul de aer, avansul la aprindere sau la

injecţie, forma camerei de ardere, natura combustibilului ş.a. În general

presiunile maxime sunt atinse după PMI, într-un interval unghiular cuprins între

12 ,…, 20 [RAC] la MAS şi 15 ,…, 20 [RAC] la MAC. Pe durata arderii, în

special la MAC-uri interesează viteza de creştere a presiunii, caracterizată prin

raportul dintre creşterea presiunii şi durata de creştere a acesteia, exprimată în

grade de rotaţie ale arborelui cotit, adică p/. La MAC-urile rapide valoarea

acestui raport poate ajunge la 0,8 ,…, 1 [MPa/RAC], deşi valoarea optimă

recomandată este situată între 0,4 ,…, 0,6 [MPa/RAC]. La MAS-uri limita

acestui raport, care denotă deja o funcţionare dură a motorului este situată între

0,15 ,…, 0,2 [MPa/RAC].

Determinarea volumului ocupat de gaze la sfârşitul arderii. Volumul

gazelor la sfârşitul arderii vizibile, Vz, depinde, în principal, de gradul de

destindere prealabilă = Vz /Vc. La MAS acesta ia valoarea = 1 şi Vz = Vc. La

MAC-uri rapide, acest volum va fi:

178

c

c

z

z

tcz V

T

TVV

[dm

3]; (9.37)

179

Capitolul 10

Soluţii energetice pentru motoare policarburant

Necesitatea utilizării cât mai intensive a produselor petroliere pe de o

parte, iar pe de altă parte oportunitatea folosirii unei game cât mai largi de

combustibili pentru autovehiculele cu destinaţie specială, au adus în

actualitate problema motorului de tip policarburant, adică motorul

susceptibil de a funcţiona cu un spectru larg de combustibili, de la motorine

la petroluri lampante, respectiv carburanţi mai uşori, mai ales de tipul

celor folosiţi la turbomotoare.

Astfel, obţinerea unui motor capabil să funcţioneze cu o gamă largă

de combustibili prezintă un interes deosebit. Dificultatea problemei constă,

printre altele, în proprietăţile diferite ale combustibililor folosiţi.

Pentru realizarea acestor motoare s-au conturat două căi.

Prima, are ca structură de bază motorul cu aprindere prin scânteie care

însă a fost privit din acest punct de vedere cu suficiente restricţii, ţinând

seama de faptul că el necesită combustibili cu calităţi antidetonante,

precum şi un amestec cât mai omogen, condiţii ce nu sunt satisfăcute de

combustibilii grei. Aceste dezavantaje pot fi în mare parte înlăturate, prin

folosirea unor soluţii specifice de stratificare a amestecului. Se poate astfel

asigura, la sarcini mici ale motorului, posibilitatea injectării

combustibilului numai în regiunile de lângă bujii, creându-se astfel

amestecuri ce se aprind şi ard uşor. În celelalte regiuni ale camerei de

ardere se asigură un amestec mai sărac sau chiar se suprimă complet

combustibilul. Pentru o astfel de structură a amestecurilor, reglarea

motorului se poate face până la sarcini foarte reduse păstrând neschimbată

greutatea aerului şi modificând, fără a înrăutăţi arderea, numai doza de

combustibil. În plus, printr-un astfel de reglaj se reduce sensibil consumul

de combustibil la sarcini mici.

În fig. 10.1 se prezintă o soluţie de motor care asigură, în bune

condiţii, stratificarea amestecului satisfăcând în acelaşi timp dezideratele de

mai sus [5]. Ca particularitate, camera de ardere, la extremitatea căreia

este plasat injectorul, este cilindrică şi este pusă în comunicaţie cu cilindrul

printr-un difuzor cu secţiune mare. Pe scurt, procesele din timpul

funcţionării acestui motor se derulează în felul următor. În timpul cursei de

comprimare aerul din interiorul camerei de ardere cilindrice este

comprimat la rândul său, fără mişcări turbulente, în interiorul acesteia. La

180

funcţionarea cu sarcini mici, injecţia se termină devreme, într-un moment

în care o parte din aer se găseşte încă în cilindru. Acesta pătrunde ulterior

în camera cilindrică şi blochează amestecul perfectat în zona vecină bujiei,

formând o pernă de aer ce vine în contact cu suprafaţa pistonului.

Fig. 10.1 Soluţie de stratificare a

amestecului Fig. 10.2 Evoluţia consumului specific de

combustibil

În absenţa turbulenţei nu poate fi vorba de amestecarea gazelor din

cele două zone; cele de lângă bujie se vor aprinde şi vor arde în condiţii

aproape identice, indiferent de sarcina motorului, perna de aer de lângă

piston reducând considerabil solicitările termice ale acestuia.

În fig. 10.2 se prezintă variaţia consumului specific în funcţie de

turaţie, la diferite sarcini, pentru acest tip de motor. Se observă că minimul

consumului specific s-a obţinut la sarcina de 75% şi turaţia de 800 [rpm],

fiind de 288 [g/kWh] (212 [g/CPh]). Stratificarea amestecului după această

soluţie a permis funcţionarea stabilă a motorului, fără laminarea aerului

pe admisie, până la o sarcină de 16%. În acelaşi timp, motorul a funcţionat

în condiţii normale atât cu benzină cât şi cu alcool şi chiar cu motorină. Cu

nici unul dintre aceşti combustibili, după 1000 ore de funcţionare, nu s-au

constatat depuneri de produse ale arderii incomplete, uzuri anormale ale

segmenţilor sau diluarea uleiului din carter [5, 14].

Referindu-ne la această soluţie de motoare care au aprindere

electrică se constată că ele necesită rapoarte de comprimare limitate strict

la valorile ce le asigură un randament optim. Din acest punct de vedere este

vorba de un avantaj faţă de soluţiile bazate pe motoarele cu aprindere prin

comprimare la care, după cum se cunoaşte, pentru uşurinţa pornirii se

adoptă rapoarte de comprimare superioare valorilor ce conduc la

randamente şi solicitări mecanice optime.

Pe de altă parte, aceste motoare cu injecţie pot utiliza, în bune

condiţii, combustibili cu o volatilitate foarte variată. Fig. 10.3 sugerează

comparaţia care se poate face din acest punct de vedere între cele mai

reprezentative motoare [5].

181

Se pun în discuţie motoare policarburant realizate după soluţia de

mai sus, între care reprezentative sunt cele tip Hesselman, cele cu aprindere

prin comprimare (Diesel) şi cele cu carburator. În timp ce primele pot folosi

combustibili cu indici cetanici cuprinşi între 0 şi 50, respectiv cu indici

octanici între 20 şi 120, motoarele diesel se limitează la combustibil cu indici

cetanici între 35 şi 65, iar cele cu carburator, folosite până nu demult, la

combustibili cu indici cetanici între 0 şi 30.

Fig. 10.3 Domenii de utilizare a diferitelor tipuri de combustibil

182

Fig. 10.4 Curbele de vaporizare a diferitelor tipuri de combustibil

Fig. 10.4 prezintă curbele de vaporizare ale câtorva combustibili

curent folosiţi şi domeniile lor de utilizare [5]. Atât din fig. 10.3 cât şi din

fig. 10.4, reiese superioritatea, din acest punct de vedere, a motoarelor

policarburant de tip Hesselman, realizate după soluţia constructiv-

funcţională descrisă mai sus. Această scurtă analiză conduce în acelaşi timp

la două concluzii cu caracter practic. Astfel, combustibilul uşor volatil, adică

benzenul şi benzina, se pot injecta în cilindrul motorului sau chiar în

conducta de admisie pe durata cursei de admisie, obţinându-se astfel, pe de

o parte vaporizări complete şi amestecuri omogene, iar pe de altă parte

utilizări bune ale oxigenului şi puteri litrice mari. Contrar, combustibilii cu

indici octanici reduşi este preferabil să se injecteze în timpul cursei de

comprimare, într-un moment bine optimizat; deşi se poate compromite

parţial vaporizarea se evită însă aprinderile premature. Tot pe durata

cursei de comprimare vor trebui injectaţi combustibilii greu volatili, în

scopul evitării tendinţei de separare din amestec a picăturilor acestora.

Experimentări realizate pe un motor monocilindric cu alezajul de

105 [mm], cursa de 136 [mm] şi rapoarte de comprimare modificate între 6

şi 8, alimentat succesiv atât cu combustibili uşor cât şi greu volatili,

demonstrează, aşa cum rezultă din diagramele prezentate în fig. 10.5, că în

domeniul amestecurilor bogate, caracterizate prin < 1, utilizarea

combustibililor uşor volatili conduce la rezultate superioare faţă de cazul

celor greu volatili. Acest lucru se apreciază prin presiuni medii efective mai

mari, consum specific de căldură mai redus şi temperaturi ale gazelor

evacuate mai coborâte [5].

183

În fig. 10.6 se arată influenţa avansului la injecţie, în cazul alimentării

cu combustibili greu volatili [5]. După cum se observă, minimul consumului

specific de căldură precum şi valoarea maximă a presiunii medii efective au

fost obţinute pentru un avans la injecţie de aproximativ 33 [°RAC].

Fig. 10.5 Rezultate obţinute prin

alimentarea unui motor cu diferiţi

combustibili

Fig. 10.6 Influenţa avansului la injecţie

în cazul alimentării cu combustibili greu

volatili

În situaţia alimentării motorului cu esenţe volatile, influenţa

avansului la injecţie pentru trei valori ale excesului de aer ( = 0,7; 0,84 şi

1) este prezentată în fig. 10.7. Cele mai bune rezultate se obţin, aşa cum s-a

arătat anterior, injectând combustibilul în timpul cursei de admisie cu 60

[°RAC] înainte de PME, adică cu un avans de 240 [°RAC] faţă de PMI.

A doua variantă de realizare a motoarelor policarburant este

constituită de obţinerea lor pe baza motoarelor cu aprindere prin comprimare.

Deşi această lucrare nu se referă la problematica echipamentului de

alimentare a motoarelor cu aprindere prin comprimare, s-a considerat

totuşi utilă dezvoltarea pe scurt, în continuare, a câtorva aspecte legate de

realizarea motoarelor policarburant, care de cele mai multe ori se situează

la graniţa dintre cele două mari categorii de motoare. Plecând de la faptul

că temperatura la sfârşitul cursei de comprimare trebuie să fie superioară

temperaturii de autoaprindere a combustibilului, se impune să se aibă în

vedere diferenţele care apar între diverşi combustibili în raport cu această

temperatură de autoaprindere.

Pentru mărirea temperaturii la finele cursei de comprimare se

conturează două soluţii. Prima presupune mărirea raportului de

comprimare, iar a doua răcirea diferenţiată a anumitor regiuni, în cazul

motoarelor cu cameră de ardere divizată, astfel încât autoaprinderea să fie

facilitată prin aportul de energie termică preluat de pe suprafeţele fierbinţi

cu care vine în contact combustibilul.

184

Fig. 10.7 Influenţa avansului la injecţie în

cazul alimentării cu combustibili volatili Fig. 10.8 Camera de ardere

a motorului M

Din categoria motoarelor policarburant, realizate în conformitate cu

prima soluţie care prevede majorarea raportului de comprimare în vederea

realizării unor temperaturi mari, impusă de anumiţi combustibili, se

menţionează motoarele Daimler-Benz OM 321, având raportul de

comprimare 26, MWM cu raportul de comprimare 21, motoarele cu injecţie

directă MAN-M cu raportul de comprimare 21,3 şi motoarele GMC cu

raportul de comprimare 23.

Se apreciază că realizarea unor motoare policarburant care

funcţionează după Procedeul M, prezintă o serie de avantaje, motiv pentru

care au început să fie mai răspândite. De altfel, la o analiză mai atentă se

constată că aceste motoare îmbină ambele soluţii menţionate utilizând atât

rapoarte de comprimare mari, cât şi un aport termic în interiorul camerei de

ardere din piston [3, 8, 14].

Procedeul M, introdus de Dr. J.S. Meurer, constituie în esenţă o soluţie

simplă şi eficientă de îmbunătăţire a procesului de funcţionare a motoarelor

Diesel. Acest procedeu foloseşte o cameră de ardere specifică, de formă

sferică, plasată în piston, (fig. 10.9) [3, 4, 17, 19]. Fazele tipice ale

proceselor sunt ilustrate în fig. 10.9, a, b, c, d.

În cadrul acestui procedeu un rol important îl are mişcarea

turbionară a aerului în camera de ardere, obţinută încă din timpul cursei

de admisie, printr-o profilare spiralată a canalului de admisie sau, uneori,

prin utilizarea supapei cu ecran (fig. 10.9.a).

185

Fig. 10.9 Fazele tipice proceselor procedeului M

La apropierea rapidă a pistonului de PMI, aerul din zona circulară

de squish care înconjoară camera de ardere este puternic comprimat către

centrul camerei, apoi dirijat forţat, iniţial în partea sa inferioară, unde

urmează conturul peretelui camerei, după care este împins spre partea

superioară unde suferă o comprimare suplimentară datorită interstiţiului

redus în raport cu chiulasa motorului (fig. 10.9.b). Chiar înainte de finalul

cursei de comprimare combustibilul este injectat prin două jeturi sub un

unghi ascuţit faţă de pereţii camerei de ardere. La atingerea pereţilor

camerei de ardere, datorită turbioanelor de aer existente se produce

pulverizarea în dreptul suprafeţelor acestora, sub forma unei pelicule cu

grosimea de 0,012 – 0,015 [mm], evitându-se astfel reflexia combustibilului

din jeturi (fig. 10.9.c).

La parcurgerea distanţei dintre injector şi peretele camerei de

ardere, o parte a combustibilului injectat (circa 5 – 10% din cantitatea

totală injectată pe ciclu) se vaporizează şi se autoaprinde, cu o întârziere

redusă. Restul combustibilului, în contact cu circa 75% din suprafaţa

peretelui camerei de ardere care are o temperatură ridicată, se vaporizează

treptat şi, în aceeaşi măsură, este antrenat de vârtejul de aer din cameră

formând un amestec omogen care arde treptat în apropierea centrului

camerei de ardere, într-un front de flacără extins provenit de la nucleul

iniţial de ardere, ceea ce evită mersul brutal al motorului. Pentru

vaporizarea completă a combustibilului, temperatura pereţilor camerei de

ardere trebuie menţinută între 180 [°C] şi 340 [°C]; dacă însă temperatura

creşte peste valoarea maximă, există condiţii de apariţie a fenomenului de

cracare a combustibilului. Este de remarcat că acest fenomen de

vaporizare a dozei majoritare de combustibil de pe peretele camerei de

ardere sferice, conferă motorului avantajele unei largi policarburări, putând

folosi cu maximă economicitate orice combustibil având punctul de fierbere

între 40 [°C] şi 400 [°C] [3, 17, 19].

186

Energia obţinută prin propagarea arderii în interiorul cavităţii

camerei de ardere, produce o creştere rapidă a presiunii, urmată de

destinderea gazelor arse (fig. 10.9.d), fenomen care se suprapune parţial cu

primul.

Fig. 10.10 Corelarea fazelor proceselor cu diagrama de ardere la motorul M: a – injecţie; b – aprindere; c – ardere; d – sfârşitul injecţiei; e – produse ale arderii complete

La anumite motoare funcţionând după acest procedeu se foloseşte un

singur jet de combustibil, formarea peliculei fiind favorizată de degajarea

existentă la gura camerei de ardere în partea din care se efectuează injecţia.

În continuare, unghiul ascuţit pe care-l formează jetul de combustibil cu

peretele camerei de ardere contribuie, de asemenea, la formarea acestei

pelicule de combustibil.

O imagine completă a fazelor procesului de ardere din interiorul

camerei de combustie, de la începutul injecţiei până la sfârşitul arderii,

corelate cu diagrama de ardere este redată în fig. 10.10.

Printre avantajele principale ale motoarelor care funcţionează după

procedeul M se pot enumera: funcţionarea lină a motorului datorită unei

187

arderi fără creşteri foarte mari de presiune, fără bătăi şi vibraţii indiferent

de sarcină, reducerea excesului de aer de la 1,62 la 1,15, reducerea fumului

la evacuare, diminuarea consumului specific de combustibil prin

îmbunătăţirea arderii, obţinerea unor presiuni medii efective mai mari şi

nu în ultimul rând sensibilitate foarte redusă în raport cu calitatea

combustibilului utilizat.

Pe baza acestui

procedeu M s-au obţinut

motoare policarburant care,

spre deosebire de alte

realizări, se caracterizează

prin simplitate

constructivă. Uzinele MAN

au obţinut un motor diesel

policarburant de tip M care

funcţionează stabil cu orice

fel de combustibil,

exceptând benzina. Acest

inconvenient a fost înlăturat

prin concepţia motorului

diesel MAN-FM, prevăzut şi

cu un sistem de aprindere

prin bujie, motor care este

capabil să funcţioneze

inclusiv cu benzină având

cifra octanică 100. (fig.

10.11).

Experimentările cu

acest motor au pus în

evidenţă un conţinut extrem

de redus de oxid de carbon

în gazele de evacuare [18].

Fig. 10.11 Motorul policarburant MAN-FM

În fig. 10.12 se prezintă organizarea camerei de ardere a motorului

MWM, realizat după cea de a doua soluţie enunţată. La acest motor

antecamera are o construcţie specifică, adaptată pentru diferiţi

combustibili. Chiulasa motorului este confecţionată dintr-un aliaj de

aluminiu, răcirea făcându-se cu aer. O altă particularitate importantă a

acestui motor o constituie legătura dintre camera principală şi ante-cameră.

Ea este formată, după cum se observă, din două canalizaţii concentrice

izolate termic de restul chiulasei, ceea ce le conferă o temperatură foarte

ridicată. Această temperatură favorizează aprinderea şi arderea, în bune

condiţii, a diferiţilor combustibili [30].

188

Injectorul 1 plasat în

antecameră este de tip închis, axa sa

situându-se în prelungirea axei

canalelor de legătură. Bujia de

pornire 2 este amplasată în partea

superioară a antecamerei, în

apropierea injectorului, sub un unghi

ascuţit faţă de injector, în aşa fel

încât terminaţia incandescentă

pătrunde aproape de partea centrală

a jetului pulverizat. Încercările

efectuate au pus în evidenţă o

funcţionare silenţioasă şi un consum

specific minim redus, situat în jurul

valorii de 234 [g/kW·h] (172

[g/CP·h]).

Fig. 10.12 Organizarea camerei de

ardere a motorului policarburant

MWM: 1 – injector; 2 – bujie de pornire

După această soluţie au fost realizate, de asemenea, motoare

policarburant şi de către firmele Deutz şi Mercedes.

În obţinerea motoarelor policarburant, un rol important îl au şi

procedeele injecţiei pilot. Ele pot asigura o funcţionare convenabilă cu

combustibili grei, cu volatilitate redusă, care prezintă o mare întârziere la

autoaprindere. Astfel, principiul injecţiei pilot, în general cu rol benefic în

promovarea aprinderii şi arderii, cunoaşte mai multe variante.

Fenomenologic, în principiu, dacă înaintea injectării dozei principale în

cilindru se introduce o cantitate mai redusă de combustibil care constituie

pilotul, aceasta se poate aprinde fără a produce funcţionarea brutală a

motorului. Pe de altă parte, datorită condiţiilor create, doza principală de

combustibil va fi injectată într-o atmosferă încălzită şi în acelaşi timp

bogată în promotori de aprindere, nefiind exclusă nici prezenţa flăcărilor,

elemente provenite din reacţiile anterioare ale pilotului cu oxigenul. Acest

aspect asigură o durată foarte scurtă a întârzierii la autoaprindere, ceea ce

conduce la o ardere treptată a dozei principale de combustibil, cu un

gradient de presiune redus, aşa cum se sugerează în diagrama de ardere din fig. 10.13. Asigurarea injectării pilotului cu un avans redus faţă de doza

principală este posibilă printr-o serie de măsuri constructive cunoscute.

Astfel, se practică fie profilarea corespunzătoare a camei de injecţie, fie

utilizarea injectorului special de tip Pintaux, introdus şi realizat de H.

Ricardo, a cărui schemă de principiu este prezentată în fig. 10.14.

189

Fig. 10.13 Diagrama de ardere Fig. 10.14 Schema de principiu a

injectorului Pintaux

La acest tip de injector, profilarea tipică a vârfului acului realizează

la începutul ridicării sale o secţiune mai redusă prin orificiul principal de

injecţie O1 decât prin cel secundar O2. În consecinţă, pilotul de combustibil

va fi injectat prin orificiul O2, orientat astfel încât, sub acţiunea mişcării

turbionare a aerului, jetul de combustibil este antrenat spre centrul

camerei separate de ardere. La ridicarea în continuare a acului, secţiunea

prin O1 creşte, pilotul se dezamorsează începând injectarea dozei principale

prin O1 [3, 4, 17]. Etapele funcţionării injectorului Pintaux sunt prezentate

în fig. 10.15 [19].

Fig. 10.15 Etapele funcţionării injectorului Pintaux: I – orificiul de pulverizare

închis; II – începutul deschiderii orificiului; III – deschidere totală: 1 – orificiul secundar

de pulverizare; 2 – cursa primară; 3 – cursă secundară

Variaţia debitelor ciclice prin cele două orificii ale injectorului

Pintaux, cât şi debitul ciclic rezultant în funcţie de turaţie, sunt conţinute în

fig. 10.16.

Dirijarea pilotului de combustibil, în cazul injectorului Pintaux, către

centrul camerei separate departe de pereţi, unde aerul este mai cald,

favorizează autoaprinderea combustibilului, lucru care nu se întâmplă în

mod normal în cazul camerelor separate de turbulenţă unde jetul de

190

combustibil este orientat către periferie, zonă în care vecinătatea peretelui

rece face mai dificilă autoaprinderea şi în consecinţă pornirea motorului. În

fig. 10.17 se face o comparaţie între aceste două soluţii, pentru regimul de

pornire şi regimul normal de funcţionare [5].

Fig. 10.17 Comparaţie între modul de injectare

a combustibilului în diferite situaţii: I – echipare cu injector normal; II – jeturile injectorului

Pintaux în faza de pornire; III – jeturile injectorului Pintaux

în regim normal de func-ţionare: 1 – cameră de turbulenţă; 2

– orificiul pulverizatorului; 3 – direcţia de mişcare a aerului;

4 – jet principal; 5 – jet secundar (pilot)

Fig. 10.16 Debitele ciclice în cazul

injectorului Pintaux: 1 – debit principal;

2 – debit secundar;3 – debit rezultant

Efectul pilotului poate fi considerat, din punct de vedere cinetic, ca o

furnizare de centri reactivi dozei principale de combustibil. Evident,

condiţia principală este ca pilotul să nu ajungă la auto-aprindere până în

momentul injecţiei principale, el suferind doar transformările chimice

intermediare. În această idee a fost propusă introducerea pilotului sub

forma unei ceţe foarte fin pulverizate în admisia de aer a motorului. Acest

procedeu, cunoscut sub numele de fumigare, a avut un oarecare succes în

special când injecţia principală se făcea cu un alt tip de combustibil, de

regulă mai greu. Ca dezavantaj se menţionează o pregătire chimică a

pilotului deficitară în anumite regimuri funcţionale. În plus, instalaţia

necesară aplicării acestui principiu introduce o complicaţie constructivă a

motorului. O parte dintre aceste dezavantaje se înlătură prin folosirea

procedeului francez Vigom care prevede injectarea pilotului (ajungând

până la 30 – 40% din doza ciclică de combustibil) către finele procesului

de evacuare.

În acest caz, amestecarea combustibilului pilot cu gazele arse

reziduale va încetini declanşarea reacţiilor de oxidare, reacţii care vor

evolua ulterior relativ lent, numai în măsura diluării gazelor în aerul admis

în cilindru. În acest mod, aproape de sfârşitul procesului de comprimare,

combustibilul pilot suferă deja toate etapele transformărilor intermediare

necesare aprinderii şi arderii prompte a dozei principale.

191

În cazul utilizării combustibililor grei, la sarcini reduse, când arderea se

înrăutăţeşte datorită vaporizării deficitare a combustibilului, în condiţiile

micşorării regimului termic al motorului şi înrăutăţirii pulverizării, se

recomandă folosirea recirculării gazelor arse. Intensificarea vaporizării

combustibiului poate fi obţinută preîncălzind aerul introdus în cilindrii

motorului cu ajutorul gazelor arse. Soluţia cea mai facilă o reprezintă încălzirea

directă prin amestecare care se poate obţine prin recircularea gazelor arse în

admisia de aer a motorului. Cum la sarcini reduse excesul de aer este foarte

mare, impurificarea aerului din cilindru cu gaze arse nu poate fi obiecţionabilă.

În egală măsură, nu este perturbator nici efectul diminuării greutăţii aerului

se recomandă folosirea recirculării gazelor arse. Intensificarea vaporizării

combustibilului poate fi obţinută preîncălzind aerul introdus în cilindrii

motorului cu ajutorul gazelor arse. Soluţia cea mai facilă o reprezintă

încălzirea directă prin amestecare care se poate obţine prin recircularea

gazelor arse în admisia de aer a motorului. Cum la sarcini reduse excesul de

aer este foarte mare, impurificarea aerului din cilindru cu gaze arse nu

poate fi obiecţionabilă. În egală măsură, nu este perturbator nici efectul

diminuării greutăţii aerului proaspăt datorită încălzirii.

Un dezavantaj major al motoarelor policarburant realizate pe

structura motoarelor cu aprindere pin comprimare este dificultatea

pornirii la temperaturi scăzute. Din acest motiv, la motoarele cu injecţie

directă, pentru uşurarea pornirii pe timp rece se încălzeşte aerul de admisie

fie prin arderea unei mici doze de combustibil în colectorul de admisie fie

cu ajutorul unor rezistenţe electrice. Încălzirea aerului prin arderea unei

mici cantităţi de combustibil se face cu ajutorul unui dispozitiv denumit

thermostart. Varianta firmei CAV este arătată în fig. 10.18. Dispozitivul este

acţionat cu circa 15–20 [sec]. înaintea pornirii motorului. Alimentarea se

face din circuitul de combustibil al pompei de injecţie prin intermediul unui

rezervor de mică capacitate. Debitul de combustibil care pătrunde în

dispozitiv nu depăşeşte 0,15 [ml/sec], vaporizându-se datorită căldurii

preluate de la corpul supapei interioare; aprinderea este asigurată de

rezistenţa cu diametru mare plasată la capătul supapei. Accesul

combustibilului estre controlat de supapa cu bilă care se deschide progresiv

deoarece limitatorul ei, confecţionat dintr-un material cu coeficient de

dilatare liniară redus, nu se dilată în aceeaşi măsură cu tubul exterior al

supapei [17].

192

Fig. 10.18 Dispozitivul thermostart al firmei CAV:

1 – intrarea combustibilului; 2 – piuliţă; 3 – conector al bobinei de încălzire; 4 – supapă; 5 – bobină de

încălzire;6 – limitatorul supapei; 7 – canal de destindere; 8 – bobină de aprindere; 9 – ecran de flacără;

10 – zonă cu amestec aer-combustibil; 11 – carcasă; 12 – şaibă izolatoare; 13 – corpul supapei

O altă variantă de dispozitiv de încălzire a aerului care aparţine

firmei Bosch, vizibilă în fig. 10.19, foloseşte ca element de aprindere a

combustibilului o bujie incandescentă plasată în interior. Alimentarea cu

combustibil a acestui dispozitiv se face prin intermediul unei supape

acţionate electromagnetic, plasată pe corpul acestuia la intrarea

combustibilului.

Fig. 10.19 Dispozitiv Bosch de încălzire a aerului: 1 – conexiunea bobinei de încălzire; 2 – orificiu calibrat; 3 – filtru; 4 – intrarea combustibilului; 5 – bobină

de încălzire; 6 – ecran de flacără; 7 – tub incandescent; 8 – izolator

Supapa are un orificiu calibrat necesar dozării cantităţii de

combustibil, incluzând de asemenea şi un filtru. La pornirea la rece,

dispozitivul este acţionat circa 20 [sec], timp în care bujia incandescentă

ajunge la aproximativ 1000 [°C]. Simultan, supapa permite combustibilului

accesul spre bujie, fiind pulverizat pe suprafaţa caldă; el începe să se

vaporizeze atingând partea terminală a bujiei incandescente, moment în

care se produce aprinderea şi arderea [17].

În cazul motoarelor cu cameră de ardere divizată se încălzeşte aerul

din camera de ardere cu ajutorul unor bujii incandescente. De asemenea,

193

există unele motoare prevăzute cu încălzitor suplimentar care realizează o

încălzire rapidă a motorului, de exemplu, prin circulaţia forţată a lichidului

de răcire.

Având în vedere faptul că motoarele policarburant funcţionează cu

combustibili a căror proprietăţi care influenţează injecţia (vâscozitatea,

densitatea, volatilitatea etc.), diferă destul de mult de la un combustibil la

altul, trebuie introduse în construcţia pompei de injecţie dispozitive care să

modifice caracteristica de debit în funcţie de combustibilul utilizat. În

general, se folosesc dispozitive de corecţie a debitului maxim de

combustibil. Limitatorul de debit maxim la aceste motoare are mai multe

poziţii în funcţie de combustibilul cu care funcţionează motorul. Selectarea

poziţiilor limitatorului se poate face fie automat, fie manual, în funcţie de

tipul combustibilului utilizat.

În afara problemelor de ardere, se pun în egală măsură şi probleme

de tribologie, relativ la echipamentul de injecţie, datorită slabelor

proprietăţi lubrifiante ale anumitor combustibili. De aceea, o parte din

restricţiile apărute în realizarea motoarelor policarburant sunt legate de

existenţa unor sisteme de alimentare corespunzătoare, în special a unor

pompe de injecţie capabile să injecteze, la presiuni înalte, combustibili

lipsiţi de proprietăţi de ungere. Este vorba mai ales de benzină, alcool

metilic, alcool etilic, emulsii benzină-apă, emulsii motorină-apă, emulsii

motorină-metanol ş.a.m.d.

194

Capitolul 11

Supraalimentarea motoarelor pentru

autovehicule rutiere

11.1. Tipuri de supraalimentare. Clasificări. Caracteristici

Puterea motorului de automobil este proporţională cu consumul orar de

aer. Sporirea consumului de aer, la un motor în patru timpi se obţine la aceeaşi

turaţie şi cilindree, cel mai raţional, prin mărirea densităţii aerului, adică a

fluidului proaspăt. Acest lucru se realizează, în mod curent, cu o suflantă care

comprimă aerul de la presiunea iniţială de admisie p0, la presiunea ps. Aerul este

comprimat la presiuni de 0,12 ,..., 0,32 MPa [1, 17].

Principial există două tipuri de suflante şi anume:

suflante volumice sau de dislocare, care la rândul lor pot fi cu piston,

sau rotative, acestea din urmă având un rotor profilat, cum este cazul

suflantei Roots sau al suflantelor Sprintex;

suflante dinamice, bazate pe modificarea impulsului aerului şi care, la

rândul lor, pot fi de tip axial sau, în special la motoarele de

automobile, de tip centrifugal.

Suflantele cu rotor profilat de tip Roots, a căror construcţie este prezentată

în fig. 11.1., conţin 2 sau chiar 3 rotoare profilate, care se rotesc într-o carcasă.

Ele sunt acţionate pe cale mecanică, debitul de aer fiind dependent numai de

turaţie nu şi de sarcina motorului [19].

195

Fig. 11.1 Construcţia suflantei volumice cu rotor profilat Roots

Suflantele Sprintex au două rotoare profilate sub formă de şurub elicoidal,

cel conducător având 6 lobi, pe când cel condus are 4 lobi. Arhitectura acestei

suflante este vizibilă în fig. 11.2.

Suflanta centrifugă este însă cea mai răspândită la motoarele de

autovehicule, oferind dimensiuni reduse ca urmare a turaţiilor mari la care

lucrează, adică 40000,...,100000 [rpm]. Ea este alcătuită din câteva elemente

tipice, precum rotorul cu palete, difuzorul, prevăzut, de asemenea, cu palete,

racordul de intrare a aerului şi colectorul, numit şi melcul de ieşire. Într-o astfel

de suflantă, comprimarea se produce în două etape. Astfel, o primă etapă are loc

în rotor, sub acţiunea forţelor centrifuge, în timp ce a doua etapă se desfăşoară în

stator, adică în difuzor, prin transformarea energiei cinetice a curentului de gaze

în lucru mecanic de comprimare.

La aceste suflante diametrul rotorului este o dimensiune fundamentală.

Astfel, pentru suflante compacte, cu gabarit mic, trebuie mărită turaţia suflantei.

La un diametru mare de rotor, inerţia este mare şi în regim de accelerare, din

cauza acestei inerţii, suflanta răspunde cu întârziere [19].

196

Fig. 11.2 Construcţia suflantei volumice cu rotor profilat Sprintex

Din punct de vedere al antrenării sunt posibile trei soluţii, descrise în

continuare.

O primă soluţie o reprezintă antrenarea mecanică, care se face de la

arborele motorului. Antrenarea se face, de regulă, printr-un angrenaj cu raport de

transmisie de 10 - 12, procedeul numindu-se în acest caz şi supraalimentare

mecanică.

Cea de a doua soluţie o constituie antrenarea prin intermediul unei

turbine cu gaze, procedeul purtând numele de turbo-supraalimentare.

A treia soluţie o reprezintă antrenarea mixtă, întâlnită însă mult mai rar la

motoarele de automobile.

Turbo-supraalimentarea se realizează cu un grup turbo-suflantă, compus

dintr-o suflantă centrifugă şi o turbină care prelucrează o parte din energia

gazelor de evacuare. Suflanta şi turbina sunt fixate pe un ax comun. Deşi între

suflantă şi motor nu există o legătură mecanică, agregatul este autoreglabil.

Astfel, la variaţia turaţiei şi a sarcinii motorului se modifică debitul şi

temperatura gazelor de ardere, deci şi regimul de funcţionare al turbo-suflantei.

Pentru obţinerea unui grad ridicat de supraalimentare există două

posibilităţi, şi anume:

creşterea căderii de presiune în turbină, adică mărirea presiunii pt înaintea

ei prin deschiderea mai devreme a supapei de evacuare, adică printr-un

avans mai mare la evacuare;

creşterea temperaturii gazelor la intrarea în turbină, Tt , caz care se

limitează însă din cauza temperaturii materialului de paletă la 780 ,..., 850

197

K. La depăşirea acestei limite, gazele de evacuare se diluează cu aer

proaspăt.

Diagramele de pompaj a motorului

supraalimentat evidenţiază că presiunea pa în

timpul umplerii este superioară presiunii de

evacuare pev, aria diagramei de pompaj fiind

pozitivă. În această situaţie, lucrul mecanic al

diagramei de pompaj se adună la cel al buclei

superioare. Avansul la deschiderea supapei de

admisie în cazul acestor motoare este, de

asemenea, mai mare, tocmai pentru a oferi

secţiune maximă gazelor. În acelaşi timp,

întârzierea la închiderea supapei de admisie se

măreşte corespunzător, fenomenul inerţional fiind

mai accentuat odată cu creşterea valorii presiunii

ps. Întârzierea la închiderea supapei de evacuare se

măreşte şi ea în mod corespunzător (fig. 11.3).

Fig. 11.3 Diagrama de

pompaj a motorului

supraalimentat

Amplasarea grupului de supraalimentare, în special la motoarele mari,

trebuie să ţină seama de considerente de gabarit [17, 45].

11.2. Turbo-supraalimentarea

Turbo-supraalimentarea utilizează energia gazelor de evacuare, care în

mod normal reprezintă o energie pierdută. Debitul de gaze evacuat, antrenează

turbina, care la rândul său antrenează compresorul, montat pe un ax comun cu

aceasta (fig. 11.4).

Prin procedeul de supraalimentare, presiunea în colectorul de admisie ajunge,

în mod curent, la valori ce depăşesc cu cca. 0,09 – 0,13 MPa presiunea

atmosferică. Astfel umplerea cilindrilor este îmbunătăţită, randamentul

volumetric ajungând la valori mult mai mari. Creşterea cantităţii de aer este

însoţită de creşterea dozei de combustibil injectat, ceea ce are ca rezultat mărirea

puterii motorului cu până la 40%, comparativ cu un motor admisie normală,

având aceeaşi capacitate cilindrică.

Principalele avantaje ale supraalimentării sunt grupate în continuare astfel:

198

Reducerea consumului de

combustibil

Comparativ cu un motor aspirat

normal de aceeaşi putere vom avea

o reducere a consumului de

combustibil deoarece se recuperează

energia gazelor de evacuare.

Totodată motoarele supraalimentate

au o cilindree mai redusă

comparativ cu cele aspirate, de

aceeaşi putere, ceea ce înseamnă

pierderi prin frecare mai reduse.

Reducerea raportului putere /

greutate motor

Acest raport este superior celui

care caracterizează motoarele

aspirate.

Fig. 11.4 Schema bloc a turbo-

supraalimentării

Puterea motorului nu este afectată de altitudine

Odată cu creşterea altitudinii, la motoarele aspirate, puterea este afectată prin

reducerea randamentului volumetric al umplerii. La motoarele turbo-

supraalimentate refacerea puterii este posibilă datorită modificării regimului de

lucru al turbinei.

Componentele agregatului de supraalimentare sunt prezentate şi descrise în

continuare.

11.2.1. Compresorul

Ansamblul compresor este

alcătuit din:

- compresorul rotativ cu paleţi;

- carcasa;

- canalizaţia de intrare a aerului;

- canalizaţia de ieşire a aerului.

Compresoare folosite au

intrarea axială şi ieşirea radială,

viteza periferică a paleţilor putând

atinge 520 m/s.

Fig. 11.5 Agregat de turbo-

supraalimentare

199

Fig. 11.6 Fluxul gazelor prin compresor şi prin turbină

11.2.2. Turbina

Componenţa ansamblului turbinei cuprinde următoarele elemente de bază:

- rotorul, pe care sunt dispuşi paletele;

- carcasa, având forma tipică;

- intrarea radială

- ieşirea axială.

Rotorul cu palete este realizat din aliaje de nichel şi crom, deoarece

acestea trebuie să suporte temperaturi ce pot atinge 1050 [°C].

O secţiune prin ansamblul compresor – turbină este prezentată în fig.

11.7, în timp ce în fig. 11.8 este vizibil axul agregatului cu cele două rotoare,

putându-se remarca profilul şi dispunerea paletelor, precum şi modul de

asamblare dintre ax şi rotoare [19].

11.2.3. Lagărele turbo-suflantei

Lagărele au rolul de a susţine şi unge arborele turbo-suflantei, arbore ce se

roteşte curent cu turaţii până la 20000 [rpm]. Aceste lagărele pot fi de tipul

inelelor sau de tip semicuzineţi, aşa cum se arată în fig. 11.9, prezentată mai jos.

În cazul lagărelor de tip inel (bucşă), acestea se rotesc cu jumătate din turaţia

arborelui turbo-suflantei. Între inel şi arbore precum şi între carcasă şi inel există

în permanenţă ulei sub presiune din sistemul de ungere al motorului.

În cazul lagărelor tip semicuzineţi aceştia sunt asiguraţi contra rotirii şi

beneficiază de ungere sub presiune similar ca la arborele cotit al motoarelor. În

cazul ungerii insuficiente lagărele se distrug rapid, debitul de ulei necesar fiind

ce 8-10 [litri/min], iar presiunea de cca. 0,4 [MPa].

Tendinţa actuală este de utilizare a lagărelor având la bază rulmenţi cu

ace.

200

Fig. 11.7 Secţiune prin ansamblul compresor – turbină

Fig. 11.8 Axul agregatului cu cele două rotoare

201

Fig. 11.9 Lagărele turbo-suflantei

11.2.4. Controlul presiunii de turbo-supraalimentare

Dacă turbo-suflanta ar fi proiectată să producă maximum de putere la

turaţia maximă a motorului, aceasta ar avea dimensiuni sporite şi o greutate

apreciabilă a pieselor în mişcare de rotaţie ceea ce ar afecta timpul de răspuns în

cazul turaţiilor reduse de funcţionare.

202

Fig. 11.10 Schema de control a presiunii de supraalimentare

Micşorarea dimensiunilor agregatului este de dorit, dar acest lucru se face

astfel încât el să producă un nivel acceptabil de putere în cazul turaţiilor reduse

şi să răspundă prompt la accelerare.

Utilizarea unui turbocompresor de dimensiuni reduse (turaţie ridicată de

funcţionare) creează riscul producerii unei suprapresiuni. În această situaţie

trebuie redusă turaţia de funcţionare a turbinei, lucru realizabil prin intermediul

unei supape ce limitează debitul de gaze.

Această supapă, denumită în mod curent „wastegate”, din limba engleză,

este acţionată prin intermediul unei tije ce face legătura cu o capsulă

vacuumatică, funcţionarea ei fiind pusă în evidenţă pe schema bloc din fig.

11.10.

Observaţie: O importanţă deosebită trebuie acordată reglajului tijei de

comandă cu care este echipată capsula vacuumatică.

11.2.5. Turbo-suflanta cu geometrie variabilă

În vederea menţinerii unor performanţe ridicate ale motorului, în special

cuplul acestuia, atât în regimurile de turaţii şi sarcini joase, cât şi în cele înalte se

practică controlul secţiunii de intrare a gazelor arse în rotorul turbinei. Astfel, la

regimurile joase, când debitul şi viteza gazelor este redusă, secţiunea de trecere

se micşorează, accelerând astfel curgerea gazelor şi implicit presiunea lor

dinamică care acţionează asupra paletelor rotorului turbinei. Se obţine în acest

mod o turaţie ridicată a turbinei şi în consecinţă a compresorului, parametrii

aerului refulat fiind apropiaţi de cei obţinuţi în regimurile înalte de lucru ale

motorului. Contrar, la turaţii şi sarcini mari ale motorului, debitul gazelor de

ardere, viteza de curgere şi presiunea lor dinamică sunt crescute, astfel încât

turaţia turbinei şi compresorului sunt ridicate. Pentru a nu creşte excesiv

valoarea parametrilor de lucru şi în acelaşi timp pentru a proteja turbina,

secţiunea de trecere se măreşte, astfel încât rezistenţa gazodinamică a jetului de

gaze arse să fie minimă.

Modificările de secţiune se pot realiza în două moduri.

Astfel, la unele construcţii de turbină se acţionează asupra secţiunii

canalului radial de curgere a gazelor, aşa cum se arată în fig.11.11 a (turaţii şi

sarcini mici, secţiune redusă) şi fig 11.11 b (turaţii şi sarcini mari, secţiune

crescută).

La alte variante mai recente de turbine se modifică secţiunile canalelor de

trecere a gazelor, formate între paletele statorice şi cele rotorice la nivelul

turbinei, aşa cum se exemplifică, pentru cele două situaţii extreme de

funcţionare, în fig. 11.12 a şi fig. 11.12 b.

203

Acest lucru se obţine prin rotirea cu cca. 30 a paletelor statorului prin

intermediul unui mecanism de sincronizare, acţionat prin depresiune şi

comandat de unitatea electronică centrală, aspect pus în evidenţă în fig. 11.13.

204

Fig. 11.11 a, b Modificarea secţiunii canalului radial de curgere a gazelor

205

Fig. 11.12 a, b Modificarea secţiunii canalelor dintre paletele statorice şi

rotorice ale turbinei

Fig. 11.13 Mecanismul de rotire a paletelor statorice

Variaţia secţiunii de trecere a gazelor la intrarea în turbină, în concordanţă

cu regimul de funcţionare al motorului este sugerată şi în fig. 11.14.

206

Fig. 11.14 Poziţiile paletelor de pe

stator şi traiectoria fluxului de gaze Fig. 11.15 Schema bloc de dispunere a

intercoolerului

Se observă că la acest sistem de reglare, la turaţii şi sarcini mici, fluxul de

gaze este dirijat aproximativ normal la paleta rotorică, ceea ce îmbunătăţeşte

mult eficienţa procesului. În final, rezultă un agregat mai eficient ce

îmbunătăţeşte performanţele motorului [18, 19].

11.2.6. Pornirea şi oprirea motorului

Pe perioadele de oprire şi pornire ale motoarelor prevăzute cu turbo-

suflante ungerea acestor agregate este deficitară datorită presiunii reduse din

sistemul de ungere.

Observaţie: Din acest motiv după pornire şi înainte de oprirea

motoarelor nu trebuie să se accelereze.

11.2.7. Răcitorul intermediar (Intercoolerul)

Odată cu comprimarea aerului de către compresor, la ieşirea din acesta aerul are

o temperatură ridicată ceea ce afectează densitatea şi odată cu ea eficienţa

umplerii. Pentru a combate acest fenomen se apelează la răcitoare intermediare

denumite „intercooler”, poziţionate ca în figura de mai jos.

207

Cel mai adesea se utilizează intercoolere de tip aer-aer ce reduc

temperatura la 50 - 60 [°C].

11.3. Reducerea gradului de poluare

Motorul Diesel funcţionează în permanenţă cu exces de aer, ceea ce îl face

mai puţin poluant decât motorul cu aprindere cu scânteie, cu benzină, în special

în ceea ce priveşte emisiile de CO şi HC.

Principalele produse poluante ale motorului Diesel sunt NOx şi

particulele.

După cum se cunoaşte, NOx - ul se produce datorită excesului de aer şi al

temperaturilor ridicate din cilindri.

Particulele sunt rezultatul unui exces de combustibil şi al arderilor

incomplete, în special pe perioada accelerărilor şi al funcţionărilor la rece.

Aceste particule pot duce la colmatarea convertoarelor catalitice. O măsură de

combatere a colmatării este aceea de reducere a avansului la declanşarea

injecţiei, la regimuri medii şi înalte de funcţionare a motoarelor (dar nu la

regimul maxim).

11.4. Sistemul EGR

Sistemul EGR (Exost Gas Recirculation) permite reducerea concentraţiei

de NOx prin recircularea unei anumite cantităţi de gaze arse. Acestea vor intra în

sistemul de admisie şi apoi în motor, unde vor avea ca efect reducerea

temperaturii în timpul procesului de ardere.

Cantitatea de gaze arse recirculate este riguros controlată astfel încât, de la

turaţia de ralanti şi până la 3500 [rpm], controlul se face şi în funcţie de

informaţia primită de calculator de la debitmetrul de aer [18].

208

Capitolul 12

Caracteristicile motoarelor cu ardere internă pentru

autovehicule rutiere

Caracteristicile motoarelor cu ardere internă constituie reprezentări

grafice ale variaţiei unor indici şi mărimi ale acestora, în funcţie de o altă

mărime, care influenţează performanţele lor energetice şi de economicitate [2,

3]. În general, aceste caracteristici se determină experimental, pe un stand de

încercări a motoarelor, în conformitate cu prevederile STAS 6635 - 87.

Caracteristicile motoarelor cu ardere internă cu piston sunt grupate în

două mari categorii, şi anume:

Caracteristici de reglare, care sunt obţinute prin reprezentarea indicilor

specifici în funcţie de un factor de reglare, de exemplu avansul la

producerea scânteii electrice, avansul la injecţie, dozajul etc;

Caracteristici funcţionale, care sunt reprezentări ale indicilor şi

mărimilor specifice, în funcţie de un factor funcţional al motorului, cum

ar fi sarcina sau turaţia.

Pe lângă aceste două mari categorii se utilizează, de asemenea, şi alte

tipuri de caracteristici. Astfel, în vederea estimării pierderilor datorate

rezistenţelor proprii ale motorului se foloseşte caracteristica de pierderi.

Pentru studiul corelării motorului cu vehiculul (utilizatorul) se introduc

caracteristicile de propulsie, iar caracteristicile complexe pun în evidenţă

interdependenţa mai multor indici de apreciere a calităţilor motorului.

12.1. Caracteristici de reglare

12.1.1. Caracteristica de reglare în funcţie de consumul orar de

combustibil, exemplificată, pentru cazul MAS-ului în fig. 12.1, conţine

reprezentări ale variaţiei puterii efective a motorului, consumului specific efectiv

de combustibil şi excesului de aer, în funcţie de consumul orar de combustibil,

Pe = f(Ce), ce = f(Ce) şi = f(Ce)

ceilalţi factori, reprezentaţi prin turaţia şi sarcina motorului, fiind constanţi.

209

Fig. 12.1 Caracteristica de consum orar

la MAS Fig. 12.2 Caracteristica de consum orar

la MAC

Aceste caracteristici de reglare la MAS, în funcţie de consumul orar de

combustibil, pentru diferite sarcini şi turaţii stau la baza determinării condiţiilor

calitative de formare a amestecului. De aceea, se recomandă ridicarea cât mai

multor caracteristici de acest fel, la sarcini şi turaţii diferite. Astfel, se pot

determina cu uşurinţă, valorile economice ale consumurilor orare de

combustibil, Ceec, corespunzătoare coeficienţilor de exces de aer economici, ec,

care generează consumurile de combustibil specifice efective minime, cemin,

precum şi valorile consumurilor orare de combustibil Cep, corespunzătoare

dozajelor de putere, p, susceptibile să producă puterile maxime dezvoltate de

motor la diferite regimuri, cu consumuri specifice efective maxime, cemax.

Din caracteristica de reglare în funcţie de consumul orar de combustibil

la MAC, prezentată în fig. 12.2, se observă că mărirea consumului orar de

combustibil, Ce, ceilalţi factori fiind constanţi, provoacă creşterea accentuată a

puterii sale efective; acest lucru reprezintă consecinţa arderii unei cantităţi mai

mari de combustibil în fiecare ciclu. În aceeaşi măsură însă, arderea se

înrăutăţeşte, ca urmare a îmbogăţirii dozajului, în condiţiile în care cantitatea de

aer rămâne neschimbată [2, 3, 46].

Mărirea în continuare a dozei de combustibil injectate într-un ciclu

conduce la înrăutăţiri inacceptabile ale economicităţii motorului, la o funcţionare

cu fum, precum şi la apariţia unor suprasolicitări de natură termică şi mecanică

inadmisibile. Toate aceste aspecte, impun limitarea consumului orar de

combustibil, Ce, la o valoare maximă admisibilă, Ce lim, căreia, în condiţii de

exploatare, îi corespunde puterea maximă limitată Pe lim.

Pe de altă parte, la consumuri orare foarte reduse, arderea se înrăutăţeşte

ca urmare a compromiterii caracteristicilor injecţiei, ceea ce produce, de

asemenea, creşterea consumului specific de combustibil.

210

Prin această modalitate de lucru se poate determina valoarea consumului

specific de combustibil minim, ce ec. Caracteristicile de consum orar se

determină pentru cât mai multe turaţii ale motorului, ele oferind astfel

posibilitatea stabilirii condiţiilor de lucru ale echipamentului de injecţie a

combustibilului.

12.1.2. Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la producerea

scânteii electrice

Este o caracteristică tipică motorului cu aprindere prin scânteie, care

pune în evidenţă modificarea puterii efective a motorului şi a consumului

specific efectiv de combustibil odată cu variaţia valorii avansului la aprindere, ,

la turaţie şi sarcină constante (n = const. şi = const.). Se poate astfel pune în

evidenţă, pentru fiecare regim de funcţionare, valoarea optimă a avansului la

aprindere, opt, ce reprezintă valoarea avansului la care, pentru regimuri de

funcţionare constante, rezultă puteri maxime ale motorului, aşa cum se indică în

fig. 12.3 [2, 17].

Fig. 12.3 Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la producerea

scânteii electrice

Ţinând seama însă de constanţa consumului orar de combustibil, în

condiţiile în care asupra reglajului acestuia nu se acţionează, se observă că

atunci când puterea efectivă dezvoltată este maximă, consumul specific efectiv

de combustibil va fi minim:

min

max max

ee

e e

C constc

P P

(12.1)

ceea ce indică, că la acelaşi avans se obţine şi economicitatea maximă.

211

Determinând avansurile optime, opt, la mai multe turaţii, pentru aceeaşi

sarcină ( fig. 12.4 a ) rezultă variaţia avansului optim în funcţie de turaţie la

sarcină constantă, adică opt = f(n) la = const., aşa cum se pune în evidenţă în

fig. 12.4 b.

Fig. 12.4 a,b Modalitatea de determinare a avansului optim la aprindere în

funcţie de turaţie la sarcină constantă

Prin repetarea determinărilor pentru diferite sarcini (1 ,..., n), între

sarcina de mers în gol, mg şi sarcina totală, t, rezultă variaţia avansului optim

cu turaţia şi sarcina, aşa cum se arată în fig. 12.5.

Fig. 12.5 Variaţia avansului optim cu

turaţia şi sarcina Fig. 12.6 Avansul furnizat de dispozitivele

clasice

212

Trebuie arătat că dispozitivele mecanice sau pneumatice de variaţie a

avansului cu turaţia produc o modificare a acestuia după o alură deosebită, disp.,

faţă de aceea a avansului optim, optim, datorită necesităţii ca acest dispozitiv să

aibă o construcţie simplă şi rentabilă, aspect pus în evidenţă în fig. 12.6.

Actualele sisteme electronice de injecţie a benzinei şi de aprindere, comandate

de unitatea electronică centrală, înlătură acest dezavantaj, redând foarte fidel

valorile necesare ale dozajului şi avansului la aprindere.

12.1.3. Caracteristica de reglare în funcţie de avansul la injecţie

Caracteristica de acest tip este specifică motorului cu aprindere prin

comprimare. Ea se determină printr-o metodologie similară cu cea de la MAS,

modificându-se însă valoarea avansului la injecţie, inj, la turaţie şi sarcină

constante; se obţine astfel valoarea optimă a avansului la injecţie, inj.optim, pentru

o anumită turaţie şi o anumită sarcină. În mod analog cazului anterior, cel al

motorului cu aprindere prin scânteie, avansul optim la injecţie se defineşte ca

fiind valoarea avansului la care puterea efectivă şi economicitatea motorului

sunt maxime pentru regimul de funcţionare dat. Se menţionează că

economicitatea maximă este reprezentată prin valoarea minimă a consumului

specific efectiv de combustibil. Această caracteristică este prezentată în fig.

12.7.

Repetând încercările la mai multe turaţii şi diferite sarcini, considerate

constante se obţine modul de variaţie a avansului optim la injecţie în funcţie de

turaţie, la sarcină constantă, aşa cum se arată în fig. 12.8, observându-se în

acelaşi timp, că avansul creşte cu sarcina [2, 3]

Fig. 12.7 Caracteristica de reglare în funcţie

de avansul la injecţie

Fig. 12.8 Variaţie a avansului optim la

injecţie în funcţie de turaţie, la sarcină

constantă

213

Se menţionează că la unele motoare cu injecţie directă, utilizarea

avansului optim la injecţie, inj optim poate conduce, fie la o valoare a presiunii

maxime a gazelor în timpul arderii, pmax, prea mare pentru o construcţie uşoară a

motorului, ceea ce afectează fiabilitatea acestuia, fie la un gradient p/ prea

ridicat, ceea ce afectează mersul liniştit al motorului. Din acest motiv, dacă la

inj optim presiunea maximă este mai mare decât presiunea maximă limită, pmax >

pmax lim, se va reduce avansul până la o valoare 1 < inj optim. Dacă şi pentru

această valoare a avansului la injecţie, mersul motorului este totuşi brutal, se

reduce în continuare avansul la valoarea 2 < 1, corespunzător valorii limite a

gradientului presiunii, (p / )lim. O astfel de reglare, pentru orice regim de

funcţionare, nu trebuie însă să ducă la o sacrificare inacceptabilă a puterii şi a

economicităţii motorului.

12.1.4. Caracteristica de detonaţie

Această caracteristică se foloseşte în scopul indicării înclinării la

detonaţie a motorului, a cifrei octanice şi a avansului la producerea scânteii

electrice, în vederea evitării apariţiei fenomenului detonaţiei. Ea reprezintă

variaţia avansului la limita de detonaţie, în funcţie de turaţie, ld = f(n) şi este

prezentată în fig. 12. 9.

Deoarece detonaţia apare cu precădere la sarcină plină, curbele (ld -

n) se determină cu obturatorul complet deschis, deci: = max = const., utilizând

benzine cu diferite cifre octanice.

Fig. 12.9 Caracteristica de detonaţie

Pe această reţea se suprapune avansul dat de dispozitivul care echipează

motorul, determinându-se grafic cea mai mare cifră octanică necesară

funcţionării motorului fără detonaţie (fig. 12.10). Ea se numeşte cifră octanică

necesară, prescurtat CON [2].

214

Fig. 12.10 Determinarea cifrei octanice necesare (CON)

12.1.5. Caracteristica de dozaj

Caracteristica de dozaj se determină numai la motoarele cu aprindere

prin scânteie. La aceste motoare, stabilirea valorilor necesare ale dozajului

amestecului pentru toate regimurile stabile de funcţionare ale motorului este

esenţială. Acest lucru se obţine pe baza caracteristicilor de reglare în funcţie de

consumul orar de combustibil, descrise anterior. Determinând aceste

caracteristici pentru mai multe valori, notate generic 1, 2, 3 ale poziţiei

obturatorului, la o anumită turaţie, n = const. se obţin rezultatele exprimate prin

diagramele din fig. 12.11.

Dacă, la turaţia n = const. aleasă, se doreşte, pentru orice poziţie a

obturatorului, obţinerea puterilor maxime, atunci excesul de aer, , trebuie să

varieze după curba (B1 – B2 – B3) din diagrama IV, care corespunde dozajelor

bogate, de putere, p. Această variaţie derivă din punctele B1, B2, B3 care

corespund puterilor maxime pe diagrama I.

Dacă însă se doreşte funcţionarea la orice poziţie a obturatorului cu

economicitatea maximă, atunci excesul de aer trebuie să varieze după curba (A1

– A2 – A3) din diagrama IV, de dozaje sărace, economice, ec, deoarece ea derivă

din punctele A1, A2, A3 de consumuri specifice minime în diagrama II.

215

Fig. 12.11 Construcţia caracteristicii de dozaj

Trebuie menţionat, mai ales în cazul motorului de automobil, că la orice

sarcină, în afară de cea totală (obturatorul complet deschis) se impune

funcţionarea cu dozaje sărace, economice, în vederea obţinerii economicităţii

maxime; acest lucru se impune deoarece, în regimul sarcinilor parţiale se

urmăreşte obţinerea economiei maxime şi nu a puterii maxime.

Îmbogăţirea dozajului la turaţie constantă (n = const.) datorită creşterii

sarcinii, trebuie să se facă treptat; astfel, se înlocuieşte curba ideală A1B1 cu

EB1. În timp, posibilele obturările parţiale ale orificiilor de combustibil pot

conduce la sărăcirea amestecului.

Din acest motiv, pentru a se putea folosi dozaje economice se va utiliza

un reglaj după curba ED, practicându-se o uşoară îmbogăţire care este favorabilă

216

şi din punct de vedere al regularităţii funcţionării, deoarece la dozaje mai bogate

dispersia ciclurilor este mai redusă. Pentru mai multe turaţii diferite, aflate în relaţia nI n nII, se obţin variaţiile

dozajelor optime indicate în fig. 12.12, iar reprezentarea spaţială a acestora din fig. 12.13

conduce la o suprafaţă în spaţiu formată din valorile dozajelor optime pentru fiecare pereche

de valori (putere – turaţie), deci pentru orice regim de funcţionare stabil al motorului [3].

Fig. 12.12 Dozajele optime pentru diferite turaţii

Fig. 12.13 Suprafaţa spaţială formată din valorile dozajelor optime

217

12.2. Caracteristici funcţionale

12.2.1. Caracteristica de sarcină

Caracteristica de sarcină se determină prin variaţia încărcării motorului,

modificând sarcina, de la mersul în gol, adică sarcina nulă, până la sarcina

totală, menţinând însă turaţia constantă.

Pentru fiecare sarcină se măsoară consumul orar de combustibil, Ce şi se

calculează consumul specific efectiv de combustibil, ce. De asemenea, se

recomandă determinarea şi a dozajului sau a coeficientul de exces de aer, .

În cazul motorului cu aprindere prin scânteie, caracteristica de sarcină

este prezentată în fig. 12.14. Se poate constata că dozajul se menţine în zona

valorilor sale economice, în apropierea sarcinii pline. La reducerea sarcinii sub

sarcina plină, consumul specific efectiv de combustibil, ce, creşte mult, pe de o

parte datorită reducerii randamentului mecanic, m şi pe de altă parte ca o

consecinţă a micşorării randamentului termic, t, produs de înrăutăţirea arderii,

datorită obturării admisiei.

Odată cu depăşirea sarcinii pline, amestecul se îmbogăţeşte treptat, până

la valoarea p, astfel încât, în momentul deschiderii complete a obturatorului să

se obţină puterea maximă posibilă la această turaţie, ceea ce conduce însă la o

nouă creştere a consumului specific.

Îmbogăţirea în continuare a amestecului, în domeniul suprasarcinilor,

atrage o înrăutăţire a randamentului termic, înregistrându-se o creştere a

consumului specific precum şi a solicitărilor termice şi mecanice ale motorului.

Din acest motiv se recomandă o folosire de scurtă durată a acestui regim.

Variaţia consumurilor specifice şi a randamentului mecanic în raport cu

sarcina motorului se poate urmări mai clar în fig. 12.15.

Aşa cum s-a arătat, la MAC variaţia sarcinii se realizează prin modificarea

poziţiei organului de reglaj al debitului de combustibil al pompei de injecţie,

poziţie notată generic cu l. Sarcina poate fi apreciată prin aceleaşi mărimi ca şi

în cazul MAS-ului, adică fie prin coeficientul de sarcină, , sau prin puterea

efectivă, Pe, fie prin valoarea presiunii medii efective, pe. Trebuie remarcat că, la

acest motor, între caracteristica de reglare în funcţie de consumul orar de

combustibil şi caracteristica de sarcină nu există o deosebire esenţială.

Corespunzător fiecărei sarcini la care se încearcă motorul, la aceeaşi

turaţie, se măsoară consumul orar de combustibil şi se calculează consumul

specific efectiv de combustibil, obţinându-se caracteristica din fig. 12.16.

Creşterea consumului orar, prin mărirea debitului de combustibil injectat,

nu se poate realiza nelimitat, deoarece, aşa cum s-a arătat, relativ repede se ating

limitele impuse, în primul rând de înrăutăţirea arderii, precum şi de creşterea

solicitărilor termice şi mecanice ale motorului, ceea ce, în final, limitează

puterea maximă posibilă, pentru turaţia respectivă, la valoarea Pe lim.

218

Fig. 12.14 Caracteristica de sarcină la MAS

Fig. 12.15 Variaţia consumurilor specifice şi a randamentului mecanic în

raport cu sarcina motorului

219

Fig. 12.16 Caracteristica de sarcină la MAC

În continuare, după stabilirea regimului limită de putere, Pe lim, se

determină puterea intermitentă maximă, Pe int, în vecinătatea aceleia limită. Se

evită astfel posibilitatea depăşirii regimului limită al motorului.

În vederea stabilirii puterii continue maxime, Pe cont se procedează ca şi la

MAS, ţinându-se deci seama că acelaşi regim de sarcină plină trebuie să asigure

o supraîncărcare posibilă a motorului de 10 – 20%, definită printr-un coeficient

de sarcină (v. Cap.4):

int 1,1,...,1,2e

econt

P

P (12.2)

iar, pe de altă parte, să fie poziţionat în vecinătatea punctului economic maxim,

adică a consumului specific efectiv minim.

Înrăutăţirea arderii la depăşirea sarcinii pline se datorează îmbogăţirii

amestecului în combustibil, rezultând astfel o creştere a consumului specific

efectiv de combustibil, ce.

220

Pe de altă parte, la reducerea sarcinii sub valoarea la care se realizează

consumul specific efectiv minim de combustibil, ce min, randamentul termic t se

îmbunătăţeşte datorită micşorării cantităţii de combustibil injectat în aceeaşi

cantitate de aer, existând astfel posibilitatea arderii mai bune a combustibilului,

ceea ce poate conduce la o tendinţă de micşorare a consumului specific de

combustibil. Pe de altă parte însă, datorită faptului că la reducerea sarcinii

randamentul mecanic al motorului, m, scade, din păcate destul de puternic, în

final, consumul specific efectiv de combustibil, ce creşte, dar mult mai lent.

Acest lucru este consecinţa acţiunii contrare a creşterii randamentului termic, t,

rezultând astfel o alură de variaţie a consumului specific de combustibil mult

mai plată decât la MAS, aspect avantajos totuşi pentru motorul de automobil şi

în general pentru motorul de tracţiune.

La sarcini parţiale foarte reduse însă, în vecinătatea regimului de mers în

gol, valorile foarte scăzute ale randamentului mecanic, m, precum şi

înrăutăţirea arderii ca urmare a alterării caracteristicilor de injecţie, manifestată

prin micşorarea randamentului termic, t, au drept consecinţă creşterea puternică

a consumului specific efectiv de combustibil, ce.

12.2.2. Caracteristica de turaţie

12.2.2.1. Caracteristica de turaţie la sarcină totală şi la sarcină plină

Acest tip de caracteristici se obţine prin variaţia turaţiei motorului, cu

păstrarea constantă a sarcinii respective şi se prezintă, pentru MAS în fig. 12.

17.

Fig. 12.17 Caracteristica de turaţie a MAS - ului

221

Cele două regimuri, de sarcină totală, respectiv de sarcină plină, la fiecare

turaţie se cunosc din caracteristica de sarcină. Regimul de sarcină totală, adică

regimul intermitent maxim, reprezentat în figură cu linie plină, corespunde

deschiderii totale a obturatorului. Similar, la o deschidere corespunzătoare a

obturatorului se obţine regimul de sarcină plină, adică regimul continuu maxim,

reprezentat în figură prin curbele cu linii întrerupte.

Puterea efectivă maximă posibilă a motorului, Pe max , precum şi momentul

motor efectiv maxim, Me max , se vor obţine la regimul intermitent maxim, adică

la sarcina totală, obţinută prin deschiderea completă a obturatorului, la turaţia

np, respectiv la turaţia nM.

Economicitatea maximă a motorului, reflectată prin consumul specific

efectiv de combustibil minim, ce min, se obţine în regim continuu maxim al

motorului, adică la regimul de sarcină plină (dacă acest regim a fost fixat la

economicitate maximă, pe caracteristica de sarcină) la turaţia nec, (acest lucru se

cunoaşte din caracteristica de sarcină, unde s-a înregistrat consumul specific

minim, la o sarcină mai redusă decât cea totală, înaintea momentului începerii

îmbogăţirii amestecului).

De obicei, la precizarea unui singur regim nominal al motorului, se alege

ca turaţie nominală, nn, o valoare cuprinsă între nec şi nP. Corespunzător, se aleg

pe caracteristicile continue maxime, valorile nominale ale puterii efective, Pe n,

ale momentului motor efectiv, Me n, ale consumului specific efectiv, ce n etc.

Acestea sunt valorile ce definesc regimul maxim garantat la funcţionarea de

durată a motorului. Ele trebuie comunicate de către constructor şi la ele se

raportează indicii tehnico-economici ai motorului.

Turaţia maximă a motorului, nmax, considerată şi turaţia admisibilă, se

limitează, astfel încât solicitările determinate de forţele de inerţie să nu

depăşească valorile admisibile pentru organele în mişcare ale motorului, ea fiind

superioară turaţiei corespunzătoare puterii maxime, nP. Pe de altă parte, trebuie

observat că turaţia minimă stabilă de funcţionare la aceste sarcini este uneori cu

puţin mai redusă decât aceea de moment maxim.

Avându-se în vedere dependenţa

Pe = Me n/ const. (12.3)

faptul că puterea efectivă atinge un maxim şi apoi scade odată cu creşterea

turaţiei este urmarea scăderii accentuate a momentului motor, consecinţă a

înrăutăţirii umplerii şi a desfăşurării arderii, cât şi a creşterii pierderilor proprii,

mai ales a celor prin frecări.

Aşa cum s-a arătat în Cap. 4, în cazul motoarelor de autovehicule sarcina

totală se asimilează cu sarcina plină (t=p=1), astfel încât încercarea se va face

la sarcină totală. Similar MAS-ului, şi la MAC, regimurile intermitente şi regimurile continue maxime

s-au precizat la fiecare turaţie, odată cu stabilirea caracteristicilor de sarcină. În acelaşi timp,

222

s-a stabilit că puterea intermitentă maximă are un caracter limitat, fie pentru a nu se ajunge la

o desfăşurare inacceptabilă a arderii, fie pentru a nu se supraîncărca termic sau mecanic

anumite organe ale motorului.

La turaţii relativ reduse, limita este impusă de înrăutăţirea arderii,

manifestată în exterior prin fum vizibil în gazele de evacuare, în timp ce la

turaţii mai mari, limita impusă de o bună ţinută de serviciu a supapelor care se

supraîncălzesc puternic, mai ales cele de evacuare. La turaţii şi mai mari apare o

limitare oarecum prematură, introdusă de supraîncărcarea termică a pistonului.

Fig. 12.18 arată forma caracteristicii de turaţie a motorului Diesel,

punând în evidenţă variaţia puterilor efective limitate de factorii expuşi mai sus.

În acest caz, turaţia maximă a motorului este, la rândul ei, destul de repede

limitată tocmai datorită limitării puterii. Din acest motiv, puterea efectivă nu

poate ajunge până la valoarea sa de vârf, ca în cazul motorului cu aprindere prin

scânteie şi în consecinţă puterea motorului cu aprindere prin comprimare se va

obţine la turaţia maximă limitată, în regimul intermitent, deci la sarcină totală.

După stabilirea turaţiei nominale, nn, puterea nominală la această turaţie,

Pe n, defineşte regimul nominal al motorului. Consumul specific efectiv de

combustibil în regimul continuu va fi inferior celui din regimul intermitent, în

consecinţă consumul specific minim se va localiza la turaţia nec, la sarcină plină.

Blocându-se organul de reglaj al debitului pompei de injecţie, de

exemplu, la turaţia nominală şi regimul intermitent, încărcarea în continuare a

motorului conduce la o evoluţie a puterii trasată în figură prin linie – punct,

deoarece debitul pompei fiind constant amestecul nu mai poate fi îmbogăţit

odată cu scăderea turaţiei [3, 45, 46].

Fig. 12.18 Caracteristica de turaţie a MAC - ului

12.2.2.2. Caracteristica de turaţie la sarcini parţiale

223

Caracteristica de turaţie la sarcini parţiale conţine curbe similare celor

prezentate la punctul precedent, dar poziţiile organelor de reglare a puterii (obturator,

organ de reglare a debitului pompei de injecţie) sunt diferite şi corespunzătoare unor

fracţiuni din sarcina plină, considerând-o pe aceasta ca 100%. Sarcinile parţiale pot fi

fixate, conform recomandărilor din STAS 6635 - 87, la valorile de 85%, 70%, 55%, 40%

şi 25%; se menţionează că aceste valori pot fi completate, în special în domeniul

sarcinilor mici, în funcţie de scopul propus sau de caracterul determinărilor. Aceste

fracţiuni se raportează de fapt la valoarea puterii la sarcina plină de la turaţia nominală

a motorului, aşa cum se arată în fig. 12.19.

Fig. 12.19 Definirea sarcinilor parţiale în raport cu valoarea puterii la sarcină plină

Acest tip de caracteristici, pentru un MAS sunt prezentate în fig. 12.20, în timp ce

fig. 12.21 conţine reprezentarea corespunzătoare unui MAC Interes, prezintă studiul

variaţiei consumurilor specifice atât la MAS cât şi la MAC

Se menţionează că pe aceste figuri s-au introdus şi caracteristicile de

sarcină totală şi sarcină plină. În cadrul analizei caracteristicilor de sarcină s-a arătat faptul că motorul Diesel,

adică motorul cu aprindere prin comprimare, în domeniul sarcinilor parţiale este mai

economic decât motorul cu aprindere prin scânteie. Acest aspect este mai clar pus în

evidenţă cu ajutorul fig. 12.22, în care se compară, pentru cele două categorii de

motoare, cele mai utilizate regimuri medii de funcţionare, reprezentate prin ariile

haşurate. Se observă astfel, în mod facil, diferenţa de consumuri specifice existentă între

zonele haşurate, care este net în favoarea motorului Diesel [3, 46].

224

Fig. 12.20 Caracteristici de turaţie la

sarcini parţiale la MAS

Fig. 12.21 Caracteristici de turaţie la

sarcini parţiale la MAC

Fig. 12.22 Comparaţie între MAS şi MAC

225

12.2.2.3. Caracteristica de turaţie la sarcină nulă

Caracteristica de turaţie la sarcină nulă, numită şi caracteristică de mers în gol,

reprezintă variaţia consumului orar de combustibil, Ce, în funcţie de turaţie, fără

încărcare exterioară a motorului. Ea este prezentată în fig. 12.23.

Fig. 12.23 Caracteristică de mers în gol

Valoarea turaţiei minime de mers în gol, nmin g, este importantă, deoarece ea

serveşte la reglarea instalaţiei de alimentare cu combustibil a motorului. Turaţia

minimă de mers în gol trebuie să fie stabilă şi redusă, astfel încât să conducă la un

consum orar de mers în gol, Ce g, cât mai redus.

Pe de altă parte este necesară şi cunoaşterea valorii turaţiei maxime de

mers în gol, nmax g, astfel încât să nu se depăşească limitele admisibile de

supraîncărcare, determinate de forţele de inerţie generate în interiorul organelor

în mişcare ale motorului [3, 46].

12.3. Caracteristica de pierderi

După cum s-a arătat anterior (v. Cap.3), o parte din energia dezvoltată de

motor se consumă pentru învingerea rezistenţelor proprii, generate de frecarea

din mecanismul motor, de antrenarea instalaţiilor auxiliare şi de schimbul de

gaze (pompaj). Acest consum energetic pentru învingerea rezistenţelor proprii se

evaluează prin puterea echivalentă rezistenţelor proprii, Prp, respectiv presiunea

echivalentă pierderilor proprii, prp şi prin randamentul mecanic, m.

Pierderile datorită rezistenţelor proprii se pun în evidenţă prin intermediul

caracteristicii de pierderi, care reprezintă variaţia puterii aferentă pierderilor din

motor, Prp sau a presiunii medii corespunzătoare prp, în funcţie de turaţie. În

plus, reprezentarea poate conţine şi variaţia randamentului mecanic cu turaţia,

m = f(n), aşa cum se arată în fig. 12.24.

Determinarea pierderilor aferente rezistenţelor proprii ale motorului,

numite pe scurt şi pierderi mecanice este importantă în vederea aprecierii

calităţii execuţiei şi materialelor utilizate în construcţia acestuia şi ea se face în

mod experimental.

226

Pentru determinarea pe cale experimentală a pierderilor mecanice din

motor se folosesc două metode şi anume:

- metoda antrenării motorului

- metoda suspendării.

Fig. 12.24 Caracteristica de pierderi

Metoda antrenării presupune antrenarea motorului, de exemplu cu o

frână electrică reversibilă, care în această situaţie va funcţiona ca motor şi apoi,

măsurarea momentului rezistent opus de motorul cu ardere internă, în anumite

condiţii, în funcţie de tipul acestuia. Astfel, la MAS obturatorul va fi complet

deschis, întrerupându-se aprinderea, iar la MAC se va opri debitarea

combustibilului. Încercarea se va efectua de la turaţia minimă de funcţionare,

până la turaţia nominală, citirea făcându-se după 10,...,15 sec. de la întreruperea

aprinderii, respectiv a alimentării cu combustibil. Înaintea efectuării probei, la

fiecare turaţie, motorul trebuie să funcţioneze la sarcină totală, cu toţi cilindrii

timp de minim 10 minute.

Deşi, aşa cum se constată, metoda presupune ca regimul termic al

motorului să fie cât mai apropiat de regimul normal de funcţionare, rezultatele

nu sunt totuşi foarte exacte, deoarece în cursa de destindere nu se atinge nivelul

presiunii maxime din timpul funcţionării, lucrul mecanic pentru învingerea

frecărilor fiind mai mic.

227

Cea de a doua metodă, utilizând procedeul experimental descris mai jos,

cunoscută sub numele de metoda suspendării, înlătură acest neajuns.

Principiul metodei are la bază faptul că, la o turaţie dată, se poate

determina puterea consumată în motor datorită rezistenţelor proprii, alternând

funcţionarea în sarcină totală cu decuplarea succesivă a fiecărui cilindru.

Exprimând puterea efectivă a fiecăruia din cei j cilindri ai motorului sub

forma diferenţelor cunoscute:

Pe1 = Pi1 – Prp1

Pe2 = Pi2 – Prp2 .........................

Peq = Piq – Prpq

..........................

Pej = Pij – Prpj

(12.4)

şi apoi sumând termenii membru cu membru se obţin, la nivelul motorului,

egalităţile,

Pe = Pe1 + Pe2 + ,..., + Peq +,..., + Pej =

= Pi1 + Pi2 +,..., + Piq ,...,+ Pij – Prp1 – Prp2 ,..., – Prpq ,..., – Prpj

(12.5)

La scoaterea din funcţiune a cilindrului q puterea indicată a acestuia

devine nulă, Piq = 0, astfel încât:

Peq = – Prpq , (12.6)

ceea ce sugerează că acest cilindru nu mai are de fapt aport energetic pe

ansamblul motorului, el consumând puterea aferentă pierderilor sale. În aceste

condiţii puterea efectivă a motorului, cu acest cilindru q decuplat, devine:

(Pe)-q = Pi1 – Prp1 + Pi2 – Prp2 + ,..., + (– Prpq) + Pij – Prpj (12.7)

Efectuând în continuare diferenţa dintre puterea efectivă a motorului la

funcţionarea cu toţi cilindri, Pe, şi puterea efectivă a motorului la funcţionarea cu

cilindrul q decuplat, notată (Pe)-q, se observă că se reduc toţi termenii, mai puţin

Piq, astfel încât:

228

Pe - (Pe)-q = Piq (12.8)

În acest mod, diferenţa între puterea efectivă Pe, la funcţionarea normală

şi puterea efectivă (Pe)-q, obţinută la suspendarea funcţionării cilindrului q,

constituie puterea indicată convenţională a acestui cilindru:

Piq = Pe – (Pe)-q (12.9)

În continuare rezultă astfel puterea indicată a motorului, ca sumă a

puterilor Piq obţinute, la nivelul fiecărui cilindru, prin metodologia de mai sus:

1

j

i iq

q

P P

(12.10)

şi mai departe, puterea aferentă pierderilor proprii, Prp, notată uneori şi cu Pm, de

la termenul de pierderi mecanice, amintit mai sus:

1

j

rp i e iq e

q

P P P P P

(12.11)

Presiunea medie a rezistenţelor proprii, prp, se va putea calcula rapid pe

baza puterii determinate mai sus, Prp, cunoscând cilindreea totală a motorului.

Randamentul mecanic al motorului, m, se va determina din relaţia de

definiţie, cunoscând valoarea pierderilor proprii, astfel încât:

1rpe e

m

i e rp i

PP P

P P P P

, (12.12)

sau în mod similar, la nivelul presiunilor medii:

1e e em

i e rp i

p p p

p p p p

(12.13)

Pe ansamblul pierderilor datorate rezistenţelor proprii, ponderea cea mai

mare o au pierderile prin frecare, ceea ce justifică atât utilizarea denumirii de

pierderi mecanice, cât şi faptul că randamentul mecanic exprimă destul de fidel

calitatea execuţiei şi a materialelor utilizate.

229

În acelaşi timp, folosind rezultatele obţinute se poate calcula şi coeficientul de

uniformitate a funcţionării motorului, exprimat prin coeficientul , rezultat prin împărţirea puterii indicate minime pe cilindru la puterea indicată maximă pe cilindru, adică:

min

max

i

i

P

P

(12.14)

La motoarele cu aprindere prin scânteie, în vederea determinărilor, motorul se reglează

la sarcină totală, la turaţia corespunzătoare momentului motor maxim, pe când la motoarele cu

aprindere prin comprimare, reglajul se va face tot la sarcină totală, dar la turaţia

corespunzătoare puterii nominale.

Trebuie menţionat însă, că datele experimentale indică faptul că pierderile mecanice

determinate prin cele două metode sunt inferioare celor reale, impunându-se ca la utilizarea

valorilor obţinute să se ţină seama de acest lucru.

După cum se observă din fig. 12.24, o primă influenţă importantă asupra

randamentului mecanic o are turaţia motorului. S–a stabilit experimental că pierderile datorate

rezistenţelor proprii, indiferent de tipul motorului, cresc exponenţial cu turaţia, astfel încât

randamentul mecanic scade.

Pe de altă parte, sarcina motorului exercită la rândul ei o influenţă, de asemenea,

importantă asupra randamentului mecanic. Astfel, la reducerea sarcinii, deşi nivelul

presiunilor din cilindru se reduce, presiunea de pompaj creşte, astfel încât, pe ansamblu,

presiunea medie a pierderilor mecanice, pm

se măreşte, antrenând o diminuare a randamentului mecanic, m, aşa cum rezultă

şi din fig. 12.25 a. Sintetic, influenţa simultană a turaţiei şi a sarcinii asupra

randamentului mecanic se indică în fig. 12.25 b [3, 46].

Fig. 12.25 a, b Influenţa sarcinii şi turaţiei asupra randamentului mecanic al

motorului

12.4. Caracteristici de propulsie

Cu ajutorul caracteristicilor de propulsie se poate urmări variaţia puterii, a

momentului motor, a consumului orar şi a consumului specific de combustibil,

230

în condiţii reprezentative în raport cu tipul de exploatare la care este supus

motorul, manifestate prin regimuri medii cu cea mai lungă durată de funcţionare.

Pentru un anumit tip de utilizare, de exemplu tracţiunea terestră (de tip

rutier sau de tip feroviar), puterea PP cerută motorului la diferite turaţii, n,

corespunzătoare vitezelor de înaintare, w, ale vehiculului, pentru condiţii medii

de înaintare, are următoarea variaţie, prezentată în fig. 12.26. Motorul trebuie să

furnizeze, în regimul respectiv, tocmai aceste puteri PP, care constituie

caracteristica de propulsie a vehiculului. La diferite turaţii, puterea de propulsie

va fi furnizată de motor prin funcţionarea sa pe diverse caracteristici de sarcină

parţială. La turaţia maximă, nmax, la care se obţine viteza maximă a vehiculului,

wmax, motorul va funcţiona, evident, la sarcină totală pe caracteristica

intermitentă. Pe baza acestui raţionament şi a reprezentării din figură, rezultă

modul de determinare a consumului orar de propulsie, CP şi a celui specific de

propulsie, ceP .

Fig. 12.26 Caracteristică de propulsie

12.5. Caracteristici complexe

Caracteristicile complexe constituie reprezentări grafice ale

interdependenţei mai multor parametri tipici motorului. Ele se obţin

231

suprapunând peste câmpul diagramelor reţele de curbe izoparametrice ale unor

mărimi diferite, ca de exemplu cele ale consumului specific de combustibil.

Curbele izoparametrice sunt familii de curbe, în care fiecare curbă este formată

din valori identice ale mărimilor reprezentate. Exemplificări ale unor

caracteristici complexe sunt ilustrate în fig. 12.27 şi fig. 12.28.

Fig. 12.27 Caracteristică complexă ce

conţine curba Me Fig. 12.28 Caracteristică complexă ce

conţine curba Pe

Pe caracteristica din fig. 12.27, în centrul reţelei de curbe izoparametrice

de consum specific efectiv constant apare cea mai mică valoare a acestuia, adică

consumul specific minim minimorum, ce min min, valoare numită şi pol economic

al motorului. Polul economic constituie un punct reprezentativ, deoarece el este

de fapt o mărime fundamentală în cadrul celor care cuantifică performanţa

motorului, evidenţiind perfecţiunea proceselor din interiorul acestuia. Polul

economic se obţine la un singur regim, pe caracteristica continuă a motorului, la

o sarcină de aproximativ 80 ,..., 85% din sarcina totală, pentru un reglaj

economic, caracterizat prin dozajul ec P.

Caracteristica complexă din fig. 12.28, care conţine curba de variaţie a

puterii efective intermitente a motorului, peste care s-a suprapus reţeaua de

curbe izoparametrice de consum specific efectiv constant, prezintă o importanţă

deosebită, deoarece cu ajutorul ei se poate determina consumul specific de

propulsie cP, aşa cum reiese din fig. 12.29 a, b.

Analizând figurile 12.29 a, b se observă că, în vederea realizării unor

consumuri specifice minime de propulsie, în condiţiile unui serviciu mediu de

tracţiune, este necesară o anumită structură a reţelei de curbe de izoconsum

specific de combustibil. Astfel, pe de o parte, polul economic trebuie să fie

plasat cât mai aproape de curba puterii de propulsie PP, iar pe de altă parte,

reţeaua acestor curbe izoparametrice de consum specific trebuie să fie axate, pe

cât posibil, de-a lungul curbei puterii de propulsie, aşa cum este sugerat în fig.

12.29 a.

232

În fig. 12.29 b se exemplifică o situaţie defavorabilă, deoarece poziţia

polului economic, precum şi orientarea reţelei curbelor izoparametrice nu

satisfac criteriile expuse mai sus, ceea ce conduce la valori ridicate ale

consumului specific de propulsie. Rezultă astfel, că într-o situaţie de acest tip, în

condiţiile de exploatare medie nu se poate beneficia de consumurile specifice

reduse pe care motorul le realizează, dar la cu totul alte regimuri funcţionale

decât cele propuse.

Fig. 12.29 a, b Diferite structuri ale reţelei de curbe de izoconsum specific de

combustibil

Se constată astfel, cât de importantă este arhitectura reţelei izoparametrice

în raport cu consumul specific de propulsie. În principiu, reţeaua curbelor de

consum specific efectiv de combustibil depinde în mare măsură de fazele de

distribuţie, dar în cazul motorului cu aprindere prin scânteie şi de dozajele

furnizate la diferite regimuri, precum şi de caracteristica de avans la aprindere,

în timp ce la motorul cu aprindere prin comprimare ea este influenţată de

avansurile la injecţie.

În plus, la motoarele cu aprindere prin comprimare, folosind

supraalimentarea şi răcirea intermediară a aerului aspirat se pot modifica

substanţial arhitectura reţelei de curbe de consum specific constant precum şi

poziţia polului economic, aşa cum se exemplifică, utilizând în mod comparativ,

fig. 12.30 (motor nesupraalimentat) şi fig.12.31 (motor supraalimentat cu răcire

intermediară a aerului).

233

Fig. 12.30 Arhitectura reţelei de curbe de consum specific constant la un motor

nesupraalimentat

Fig. 12.31 Arhitectura reţelei de curbe de consum specific constant la un motor

supraalimentat cu răcire intermediară a aerului

234

Se menţionează faptul că pentru motorul cu aprindere prin comprimare se

impune, de asemenea, corelarea caracteristicii complexe, conţinând reţeaua

curbelor de consum specific efectiv constant, cu caracteristica complexă formată

din reţeaua curbelor de grad de fum constant şi reţeaua curbelor de temperatură

constantă a gazelor arse (fig. 12.32). Gradul de fum, notat de regulă cu G F, se

determină prin metoda filtrării, cu un aparat numit fummetru Bosch, după o

scară etalon care cuprinde 10 diviziuni. Cele 10 diviziuni ale acestei scări,

numită scară Bosch, poartă numele, la rândul lor, de unităţi Bosch. Astfel, cifra

10 va corespunde gradului maxim de fum pe această scară, în timp ce 0 unităţi

Bosch indică un grad minim de fum.

Fig. 12.32 Corelarea caracteristicii complexe cu reţeaua curbelor de grad de

fum constant şi reţeaua curbelor de temperatură constantă a gazelor arse

Tocmai din acest motiv se accentuează faptul că analiza unei astfel de

diagrame complexe este deosebit de utilă în vederea estimării economicităţii

unui ansamblu motor-transmisie-echipament de rulare-vehicul, cu alte cuvinte

a unui ansamblu sistem de propulsie-vehicul.

Modul de construcţie al unei caracteristici complexe este redat în fig. 12.

33 a, b, c. Astfel, după determinarea experimentală a caracteristicilor de turaţie

la sarcină totală ( notate cu i ) şi la sarcini parţiale ( notate cu j şi k ), pe fig. 12.

33 b se trasează dreptele ce1 = const., ce2 = const., ..., cen = const.

Pentru fiecare dintre aceste drepte trasate se va obţine un anumit număr de

puncte de intersecţie cu curbele de consum specific efectiv. Aceste puncte de

intersecţie se vor deplasa apoi în fig. 12. 33 a şi fig. 12. 33 c, corespunzător

235

sarcinilor respective ( i,..., j,...,k ). Unind între ele punctele generate de o

anumită dreaptă se va obţine curba de izoconsum specific efectiv constant de

valoare corespunzătoare. Pe această figură, construcţia de acest tip se

exemplifică prin dreapta ce4 = const., pentru care se obţin punctele de intersecţie

1, 2, 3, 4, 5, 6 şi care, la rândul lor, în diagrama Pe – n, sau Me – n, generează

curba de izoconsum specific efectiv constant ce4. În continuare se repetă acest

algoritm până la trasarea întregii reţele de curbe izoparametrice şi localizarea

polului economic [2, 3].

Fig. 12.33 Modul de construcţie al unei caracteristici complexe

236

O variantă mai simplificată a construcţiei, utilizând doar două diagrame,

şi anume ce – n şi Me – n, dar mai multe sarcini se prezintă în fig. 12. 34.

Fig. 12.34 Variantă simplificată de obţinere a curbelor izoparametrice

În fig. 12. 35 a, b sunt exemplificate caracteristici complexe ale unor

motoare de automobile.

a. b.

Fig. 12.35 a, b Caracteristici complexe ale unor motoare diferite

12.6. Corectarea caracteristicilor

Atât procesul de admisie cât şi cel de ardere, datorită modificării

parametrilor iniţial sunt afectate de schimbarea condiţiilor de stare ale mediului

237

ambiant. În consecinţă, o serie întreagă de factori care influenţează

performanţele motorului şi consumul specific, printre care coeficientul de

umplere, dozajul, randamentul indicat, randamentul mecanic, ş.a. vor înregistra

modificări de la valorile lor optime. Apare astfel problema stabilirii şi mai ales a

comparării performanţelor de putere şi de economicitate ale unor motoare, în

diferite condiţii de încercare şi de exploatare. Astfel, încercarea diverselor

motoare, aflate în diferite locaţii nu se poate face practic în condiţii standard,

deoarece laboratoarele nu sunt plasate la aceeaşi altitudine sau latitudine, iar pe

de altă parte starea mediului este variabilă. Acest lucru impune raportarea

indicilor de performanţă al motoarelor la un nivel de referinţă unic, obţinut prin

corectarea lor. În vederea atingerii acestui scop se stabilesc formule de

corectare care reduc, sau cu alte cuvinte raportează indicii de performanţă ai

motorului la condiţiile standard, definite în ţara noastră prin SR ISO 1585:1998.

Notând cu indicele s performanţele motorului în condiţii standard, adică

Pes, Mes, pes etc., acestea se vor obţine prin modularea performanţelor obţinute în

condiţii atmosferice oarecare, cu un coeficient K, numit factor de corecţie,

adică:

Pes = K Pe ; Mes = K Me ; pes = K pe . (12.15)

Factorul de corecţie K diferă după tipul motorului; astfel la motoarele cu

aprindere prin scânteie factorul de corecţie, KS diferă de factorul de corecţie al

motoarelor cu aprindere prin comprimare, KC.

În general, valoarea factorului de corecţie, precum şi condiţiile de aplicare

se prescriu de către fiecare constructor de motoare în cadrul caietului de sarcini

elaborat. Dacă nu se dispune de o astfel de documentaţie completă se vor utiliza

prevederile din SR ISO 1585:1998 şi STAS 6635-87 privind stabilirea factorului

de corecţie, care corespund cu actualele norme ISO, adică:

0,5

0 0 0

0 0 0

273 273750

273 298

sS

s

p t tK

p t p

şi

0,65 0,65 0,5

0 0 0

0 0 0

273 273750

273 298

sS

s

p t tK

p t p

.

(12.16)

Trebuie menţionat că, în conformitate cu STAS 6635-87 la încercarea

motoarelor cu aprindere prin scânteie, consumul specific efectiv de

combustibil, ce, nu se corectează, el calculându-se deci pe baza valorii

necorectate a puterii efective, în timp ce la motoarele cu aprindere prin

comprimare el se calculează cu puterea efectivă corectată.

238

Contribuţii importante în acest sens au fost dezvoltate şi în ţara noastră.

Astfel, Prof. C. Aramă [2] a obţinut pentru coeficientul de corecţie o relaţie cu

un caracter mai general, utilizată cu succes în activitatea de încercare a

motoarelor. Conform acestei relaţii, coeficientul de corecţie K are următoarea

expresie generală:

1

0 0

0 0

m

s

s

p TK

p T

(12.17)

în care m s-a determinat pe cale experimentală. În funcţie de tipul motorului m

are următoarele valori:

MAS.........................................................................m = 0,50;

MAC........................................................................m = 0,35.

În continuare, dacă se ţine seama de faptul că, în conformitate cu SR ISO 1585 :

1998, valorile standard sunt p0s = 100 [kPa] sau 750 [mmHg] şi T0s = 298 [K]

(25 [C]), se vor obţine cele două expresii ale factorului de corecţie şi anume:

0,5

0

0

100

298S

TK

p

şi

0,65

0

0

100

298C

TK

p

. (12.18)

Standardele specifice diferitelor ţări recomandă, la rândul lor, propriile

relaţii de stabilire a coeficientului de corecţie. O parte dintre aceste relaţii,

precum şi condiţiile în care se determină ele sunt redate în tabelul 12.1.

Tabelul 12.1 – Diferite relaţii de stabilire a coeficientului de corecţie

239

Valorile obţinute, în final trebuie să se situeze între anumite limite, destul

de restrânse. De exemplu, la motoarele cu aprindere prin comprimare, KC trebuie

să fie cuprins între 0,96 şi 1,04.

Fig. 12.36 Variaţia coeficienţilor de corecţie în funcţie de presiunea şi

temperatura atmosferică

În general, domeniul de valabilitate al acestor relaţii de corecţie utilizate

în Europa şi în America este ilustrat în fig. 12.36, care cuprinde variaţia

coeficienţilor de corecţie pentru motoarele cu aprindere prin scânteie şi pentru

motoarele cu aprindere prin comprimare, în funcţie de variaţia presiunii şi

temperaturii atmosferice.

Fig. 12.37 Influenţa altitudinii asupra puterii efective a motorului şi a

consumului specific

240

În plus, figura conţine şi o corelare realizată între altitudine ( H, în m ) şi

parametrii atmosferici. Influenţa altitudinii asupra puterii efective a motorului şi

a consumului specific efectiv de combustibil sunt arătate în fig. 12.37, sub forma

variaţiei rapoartelor relative, dintre valorile acestor performanţe la înălţimea H

şi cele obţinute în condiţii standard.

Specific ţărilor care utilizează standardul britanic este determinarea

directă a coeficientului de corecţie, cu ajutorul unei nomograme ce ţine seama

de cilindreea unitară a motorului precum şi de debitul de combustibil aferent

fiecărui ciclu al motorului. În cadrul acestei nomograme, redată în fig. 12.38,

valoarea coeficientului de corecţie se stabileşte la intersecţia cu scara de citire a

acestuia, a dreptei care uneşte polul de citire cu punctul de intersecţie a

ordonatei corespunzătoare raportului dintre debitul de combustibil şi cilindreea

unitară, cu linia ce uneşte valorile presiunii şi temperaturii aerului, conform

exemplului.

Fig. 12.38 Nomogramă pentru stabilirea valorii coeficientului de corecţie

241

12.7. Calităţile de tracţiune ale motoarelor de automobil

Calităţile dinamice şi de tracţiune ale vehiculelor echipate cu motoare cu

ardere internă cu piston sunt determinate de caracteristica externă a acestora.

Analizând aceste caracteristici se constată însă că variaţia momentului efectiv al

motorului, Me, este relativ redusă faţă de variaţia în limite largi a turaţiei, n. Din

acest motiv, în vederea comparării adaptabilităţii la tracţiune a diverselor

motoare este util să se introducă noţiunea de coeficient de elasticitate.

Coeficientul de elasticitate, notat cu c, este definit ca raportul dintre turaţia de

moment maxim, nM şi turaţia corespunzătoare puterii maxime, nP, adică:

1P

M

n

nc (12.19)

şi exprimă posibilitatea învingerii temporare a rezistenţelor mărite la înaintarea

autovehiculului fără a interveni la schimbarea vitezelor la nivelul transmisiei

acestuia, deoarece la creşterea sarcinii şi deci la scăderea turaţiei, de la nP la nM,

momentul motor creşte. Cu cât valoarea lui c este mai mică, cu atât motorul

este mai elastic. Considerând că momentul rezistent creşte de la valoarea M’r la

valoarea M”r, situaţie pusă în evidenţă în fig. 12.39 a, motorul al cărui moment

variază după curba 1, învinge creşterea rezistenţei, pe când motorul al cărui

moment variază după curba 2, nu are această posibilitate. Rezultă că pentru

funcţionarea stabilă încărcarea medie a motorului 2 trebuie să fie mai mică cu

valoarea M decât a motorului 1. Cu alte cuvinte, motorul la care momentul

variază după curba 1 este mai elastic decât motorul la care momentul variază

după curba 2. În general, coeficientul de elasticitate are valori c 0,4 ,…, 0,7.

Fig. 12.39 a, b Alura comparativa a momentului motor pentru motoare cu elasticitate

şi adaptabilitate diferite

242

Valorile spre limita inferioară sunt tipice motoarelor de autocamioane,

care necesită performanţe ridicate în zona turaţiilor medii, pe când valorile spre

limita superioară caracterizează motoarele de autoturisme, la care se cer

performanţe ridicate în zona puterii maxime. Valorile uzuale, în funcţie de tipul

motorului sunt cuprinse între următoarele limite:

................................................................................... MAS...........................

..................................................0,45 – 0,65

MAC.............................................................................0,65 – 0,75.

Funcţionarea stabilă a motorului, deci utilizarea lui, s-ar putea face între

turaţia de moment maxim şi turaţia sa maximă, adică între nM şi nmax, unde, de

regulă, nmax = (1,1 ,…, 1,35)nP. Din punct de vedere economic însă, domeniul se

limitează la nM – nP. În intervalul cuprins între turaţia minimă stabilă şi turaţia de

moment maxim, adică nmin – nM, funcţionarea motorului este instabilă. Reiese că

pentru o zonă de funcţionare stabilă cât mai extinsă, coeficientul de elasticitate

a motorului trebuie să fie cât mai mic.

În scopul asigurării unui regim cât mai stabil de funcţionare, la MAC-uri

se prevăd, la nivelul echipamentelor de injecţie, regulatoare de regim, care au în

acelaşi timp şi rol de limitatoare de turaţie.

În zona de stabilitate variaţia momentului poate fi însă mai mult sau mai

puţin pronunţată; astfel, cu cât creşterea momentului la scăderea turaţiei este mai

mare, cu atât motorul va restabili mai repede echilibrul între momentul rezistent,

care a crescut şi momentul motor dezvoltat. Un astfel de motor este denumit mai

suplu sau mai adaptabil, faţă de rezistenţele la deplasare. Această capacitate de a

învinge rezistenţele suplimentare care apar la înaintarea automobilului reprezintă

o calitate dinamică importantă a motorului şi este reflectată de coeficientul de

adaptabilitate K, definit ca raportul dintre momentul maxim al acestuia, Me max şi

momentul corespunzător puterii maxime, Me P :

1max eP

e

M

MK (12.20)

În general, K=1,2 ,..., 1,4. După categoria motorului, coeficientul K poate

avea, orientativ, valori în următoarele intervale:

................................................................................... MAS...........................

........................................1,20 – 1,35

MAC...................................................................1,05 – 1,20.

243

Din acest punct de vedere sunt avantajoase motoarele al căror coeficient

de adaptabilitate este crescut, permiţând variaţii de moment relativ mari la

modificarea turaţiei în limite restrânse, aşa cum se sugerează în fig. 12. 39 b.

Alături de coeficientul de adaptabilitate, capacitatea motorului de a depăşi

suprasarcinile este reflectată şi de coeficientul de rezervă a momentului motor,

, definit prin raportul:

100max

eP

ePe

M

MM [%] , (12.21)

care, în medie, are valori cuprinse între 20 ,..., 40%.

După cum se constată, MAS-urile, caracterizate printr-un coeficient de

elasticitate mai mare, au zona de stabilitate mai extinsă, în acelaşi timp fiind

mai suple, motiv pentru care sunt recomandate pentru echiparea

autoturismelor şi mai puţin a autoutilitarelor şi autocamioanelor. Pe de altă

parte însă, aşa cum se observă din fig. 12. 39b, în sarcini parţiale, MAC-urile

funcţionează mai avantajos decât MAS-urile datorită, pe de o parte diferenţei

dintre valorile consumurilor specifice, iar pe de altă parte datorită variaţiilor

mai reduse ale acestor consumuri în raport cu turaţia. Situaţia ideală presupune însă dezvoltarea unei puteri constante la toate regimurile,

adică îndeplinirea unei condiţii de forma:

.constnMP ee (12.22)

Această dependenţă defineşte de

fapt ecuaţia unei hiperbole echilatere şi

reprezintă caracteristica ideală a motorului

de tracţiune. Funcţionarea unui motor după

această caracteristică ideală este stabilă,

deoarece la micşorarea turaţiei, cuplul

motor creşte în limite largi, aşa cum se

indică în fig. 12.40. Se poate remarca că în

această situaţie necesitatea cutiei de viteze

practic, dispare [1, 2, 17, 29].

Fig. 12.40 Caracteristica ideală a

motoarelor de tracţiune

12.8. Caracteristica relativă de turaţie

La proiectarea unui motor de autovehicul, fiind cunoscută puterea

maximă, Pe max, se poate determina totuşi, pe cale teoretică, în mod aproximativ,

caracteristica de turaţie la sarcina totală, folosind caracteristica relativă de

turaţie. Această caracteristică relativă reprezintă de fapt variaţia raportului Pe /Pe

244

max în funcţie de raportul dintre turaţiile la care se produc aceste puteri, adică

n/nP.

Determinarea analitică a unei asemenea caracteristici este relativ simplă la

MAS, deoarece experienţa arată că factorii de care depinde alura caracteristicii

(v, i, şi m) variază cu turaţia aproximativ după aceeaşi lege. Astfel, MAS-

urile acceptă o caracteristică unică de turaţie (fig. 12.41), în sensul unor abateri

minime. Determinarea însă, a unei caracteristici relative de turaţie la MAC,

constituie o problemă mai dificilă, deoarece ele nu acceptă o caracteristică

unică. Un astfel de aspect apare datorită deosebirilor de dozaj, deosebirilor de

arhitectură a diferitele tipuri de cameră de ardere, precum şi comportamentului

diferit al echipamentelor de injecţie utilizate pe aceste motoare. Acceptând o

eroare mai mare, se pot construi însă şi pentru aceste motoare caracteristici

relative de turaţie. O relaţie generală, care să ţină seama de ambele categorii de

motoare şi de particularităţile lor este recomandată de [1, 2, 17, 29] şi are forma

sugerată mai jos:

PPPe

e

n

nc

n

nb

n

na

P

P2

max

, (12.23)

unde a, b şi c sunt coeficienţi specifici care iau valorile din tabelul prezentat în

fig. 12.41.

0

20

40

60

80

100

0 20 40 60 80 100 n[%]

Pe

[%]

Valorile coeficienţilor a, b, c

Tipul motorului a b c

MAS 1 1 1

MAC

– cameră

unitară de

ardere

0,5 1,5 1

– cameră

separată de

preardere

0,7 1,3 1

– cameră

separată de

vârtej

0,6 1,4 1,2

Fig. 12.41 Caracteristica relativă de turaţie a MAS-ului şi valorile coeficienţilor

tipici

Variaţia momentului motor poate fi exprimată, în aceste condiţii, prin

intermediul variaţiei puterii, adică:

245

n

PM e

emax

max 9550 [Nm]. (12.24)

În vederea determinării variaţiei consumului specific efectiv de

combustibil se recomandă [2] următoarea relaţie ce reprezintă ecuaţia relativă de

consum:

2

8,02,1

PPeP

e

n

n

n

n

c

c (12.25)

Consumul orar de combustibil poate fi reprezentat utilizând dependenţa

cunoscută, adică

eeh PcC 310 [kg/h], (12.26)

în acest mod completându-se curbele necesare stabilirii caracteristicii de turaţie

la sarcină totală a motorului proiectat.

12.9. Organizarea standului pentru încercarea motoarelor.

Echiparea motoarelor în vederea încercărilor

12.9.1. Organizarea standului pentru încercarea motoarelor

Încercarea motoarelor cu ardere internă se face cu ajutorul unor standuri

specializate. Aceste standuri constituie instalaţii complexe care trebuie să

asigure, în primul rând, atât poziţionarea şi fixarea motorului pe o fundaţie

corespunzătoare, cât şi frânarea acestuia în vederea determinării momentului

motor şi apoi, pe baza acestuia a celorlalţi parametri funcţionali şi economici, iar

în al doilea rând, alimentarea cu combustibil şi cu aer, măsurarea cantităţii de

combustibil consumat şi a debitului de aer aspirat, răcirea motorului, evacuarea

şi uneori analiza gazelor arse, precum şi comanda şi înregistrarea tuturor

parametrilor funcţionali. Figura 12.42 prezintă schema unui stand de încercare,

cu principalele sale elemente capabile să asigure funcţiile enumerate mai sus.

Motorul 1 şi frâna 2 sunt fixate pe fundaţia 3, suspendată elastic prin arcurile 4,

astfel încât vibraţiile ansamblului motor – frână să nu fie transmise fundaţiei

clădirii laboratorului de încercare. Legătura motor – frână se face, de regulă,

printr–un cuplaj elastic special, 5 şi un arbore cardanic. Cuplajul elastic poate fi

înlocuit prin ambreiajul motorului. Alimentarea motorului cu combustibil în

timpul funcţionării se asigură fie prin intermediul instalaţiei de măsurare a

consumului 6, fie direct din rezervorul de combustibil al bancului, comutarea

executându-se prin robinetul cu trei căi 7. Răcirea se realizează prin lichidul de

246

răcire care intră în motor prin conducta 8 şi iese prin conducta 9, la ieşire

putându-se instala un debitmetru, 10, pentru înregistrarea debitului de lichid

necesar efectuării bilanţului termic.

Fig. 12.42 Schema unui stand de încercare a motoarelor

Alimentarea cu aer se face fie direct prin filtrul de aer, fie prin intermediul

debitmetrului 11. Evacuarea gazelor arse se asigură prin conducta 12 spre

instalaţia de evacuare a bancului. Pentru efectuarea măsurărilor necesare

determinării performanţelor motorului şi supravegherii funcţionării acestuia,

bancul de încercare este prevăzut cu un pupitru de comandă. Pupitrul de

comandă se află în afara celulei unde se află amplasat motorul, astfel încât

operatorul şi aparatura sensibilă să fie protejate de zgomot şi de vibraţii. Pentru

prelucrarea rezultatelor experimentale bancurile moderne sunt prevăzute cu un

calculator electronic care dirijează toată activitatea, mai ales în timpul probelor

de anduranţă.

De regulă, în tehnică, pentru măsurarea momentului motor, ca metode de

principiu se pot utiliza fie metoda fără disiparea energiei, fie metoda cu

disiparea energiei. Frânele cu care sunt dotate standurile de încercare a

motoarelor sunt concepute să funcţioneze după cea de a doua metodă, adică cea

cu disiparea energiei.

Pentru determinarea cuplului motor prin cea de a doua metodă se

folosesc, în mod obişnuit, instalaţii de absorbţie care, prin crearea unui moment

rezistent, transformă energia mecanică dată de motor într-o altă formă de

energie; astfel de instalaţii se numesc frâne dinamometrice. La ora actuală,

datorită avantajelor pe care le au în raport cu alte tipuri de frâne, cum sunt, de

247

exemplu, frânele mecanice sau aerodinamice, pentru încercarea motoarelor se

utilizează în exclusivitate frânele hidraulice şi frânele electrice.

Frânele hidraulice au la bază principiul absorbţiei energiei mecanice

dezvoltate de motor prin frecarea rotor-apă, apă-stator şi prin frecarea interioară

a apei. Forţa de frecare şi deci capacitatea de absorbţie a frânei este

proporţională cu coeficientul de frecare şi cu raza interioară a torului de apă.

Schema de principiu a unei astfel de frâne este redată în fig. 12.43. Pe arborele 1

al frânei este montat rotorul 2, care se roteşte în interiorul carcasei 5. Prin

intermediul conductei 3 şi al robinetului 4 apa este adusă în centrul frânei, de

unde, sub acţiunea forţei centrifuge este proiectată spre periferia carcasei.

Evacuarea apei din frână se efectuează prin ţevile 7 care se pot roti în jurul axei

ţevii 6. În acest mod se poate varia raza la care se produce evacuarea apei,

modificându-se astfel grosimea inelului de apă în care se roteşte discul.

Mişcarea turbionară din interiorul frânei, generată de frecarea dintre apă şi disc

este indicată prin săgeţile din figură.

Fig. 12.43 Schema de principiu a frânei hidraulice

Pentru mărirea coeficientului de frecare se măreşte turbionarea din cadrul

torului de apă, realizându-se, în cadrul diverselor variante constructive, rotoare

cu cupe, ştifturi sau discuri multiple, precum şi carcase nervurate în interior. Din

prima categorie, una dintre cele mai cunoscute este frâna Froude. Principial este

ea o frână hidraulică cu turbulenţă, fiind prevăzută, atât în rotor cât şi în carcasă

cu cavităţi sub formă de alveole de secţiune eliptică, denumite camere de

248

turbulenţă. În aceste camere apa este centrifugată, circulând în plane

longitudinale, cu viteze mai mari decât viteza periferică a rotorului, ceea ce

determină coeficienţi de frecare cu valoare foarte ridicată. Această frână se

realizează în două variante şi anume, cu reglare prin cantitatea de apă admisă şi

cu reglare prin presiune.

Alte tipuri de frâne hidraulice, cum este cea de fabricaţie Schenck sunt

prevăzute cu reglare în contrapresiune. La această frână, pe arborele principal

este fixat un rotor dublu împreună cu flanşa de cuplare. Arborele frânei este

sprijinit pe rulmenţi, într-o bridă palier care, la rândul său se reazemă tot prin

rulmenţi în nişte palierele suport, astfel încât întregul ansamblu carter - rotor se

poate roti liber în palierele suport. Prin antrenarea rotorului se creează în inelul

de apă, datorită forţei centrifuge, o presiune de aproximativ 6 bar. Sub influenţa

acestei presiuni, la deschiderea orificiului de evacuare apa este eliminată rapid,

micşorându-se considerabil timpul de reacţie la descărcarea frânei.

Din categoria frânelor hidraulice cu ştifturi se poate cita frâna Junckers.

Ştifturile acestei frâne, de secţiune pătrată sau dreptunghiulară, sunt fixate pe

mai multe rânduri în rotor şi în stator. Frâna cu ştifturi prezintă însă anumite

dezavantaje, printre care, masă de inerţie mare, domeniu de funcţionare îngust,

precizie mică referitor la alegerea punctelor de încercare, instabilitate în

funcţionare la turaţii mici.

Frânele electrice sunt constituite, în principiu, dintr-o maşină electrică

care reprezintă consumatorul de energie mecanică, şi un echipament auxiliar de

comandă. Corespunzător principiului de funcţionare a maşinii electrice de bază,

frânele electrice se împart în frâne de curent continuu, frâne de curent alternativ

şi frâne cu curenţi turbionari.

Frânele de curent continuu au la bază o maşină electrică de curent

continuu care absoarbe din reţeaua electrică energia activă, iar de la motorul

termic energia mecanică, pe care o transformă în energie electrică reactivă şi o

debitează în reţeaua electrică. Pentru asigurarea condiţiilor necesare unei

comutaţii corecte la toate turaţiile, a funcţionării fără vibraţii şi cu mase inerţiale

minime sunt necesare maşini electrice speciale ce au un cost ridicat. Acest

aspect este însă compensat de anumite avantaje, printre care, posibilitatea de

frânare sau de antrenare (reversibilitate), gamă mare de puteri, gamă de turaţii

foarte extinsă (60 – 7000 [rpm]), precizie ridicată (0,5%) a măsurării cuplului,

stabilizarea automată a punctului de încercare (considerând ca parametru turaţia

sau cuplul absorbit de frână), nu necesită răcire suplimentară cu apă.

Frânele cu curenţi turbionari, numite şi frâne electromagnetice se

bazează pe interacţiunea electromagnetică între câmpul magnetic fix al

statorului şi câmpul magnetic variabil produs de curenţii turbionari induşi prin

rotirea rotorului care este de tip canelat. În principiu, aşa cum reiese din schema

conţinută în fig. 12.44, frâna este constituită dintr-un miez, 1, care conţine o

bobină, 2, şi un inel de curenţi turbionari, 3. În interiorul miezului, care de fapt

este statorul maşinii electrice, se deplasează un rotor canelat, 4. Dacă prin

249

bobina 2 trece un curent, în miezul 1 ia naştere un câmp magnetic, ale cărui linii

de forţă 6 se închid prin inelul de curenţi turbionari 3, întrefierul 5 şi rotorul

inductor 4. Câmpul magnetic, proporţional cu curentul care circulă prin bobina

statorului se opune rotirii rotorului producând efectul de frânare. Rotorul fiind

canelat, fluxul magnetic 6 care ia naştere în stator are caracter pulsator şi, ca

urmare, în inelul de curenţi turbionari vor apărea tensiuni electromotoare.

Datorită circulaţiei acestor curenţi, inelul de curenţi turbionari se încălzeşte şi

astfel energia mecanică a motorului termic se transformă în căldură, care este

apoi cedată apei de răcire. Pentru răcire se impune menţinerea apei la

temperatura de 65 [°C], prescriindu-se condiţii severe privind conţinutul de

cianuri, bioxid de sulf, nitraţi de fier etc.

Fig. 12.44 Principiul frânei cu curenţi turbionari

Frânele cu curenţi turbionari oferă avantajul preciziei ridicate, al uşurinţei

comenzii şi reglării, fiind preferate în cazul automatizării încercărilor. Ele se

utilizează pentru încercarea motoarelor de puteri mici şi medii cum sunt cele de

automobile şi tractoare. În schimb au dezavantajul unui cost mai ridicat şi

funcţionează la temperaturi mari (peste 250 [°C]), ceea ce impune măsuri

speciale pentru apa de răcire.

La frâna de construcţie Schenck, prezentată în fig. 12.45, rotorul este în

formă de disc, iar câmpul magnetic este axial. În acest fel se reduce momentul

de inerţie al inductorului, iar întrefierul rămâne constant chiar la dilatări ale

rotorului, dilatarea axială fiind cu mult mai mică decât dilatarea radială. La

frânele cu câmp magnetic radial, dilatarea rotorului poate avea ca efect

reducerea totală a întrefierului şi apariţia gripării.

Domeniul de funcţionare al frânelor se determină cu ajutorul

caracteristicilor acestora, care reprezintă variaţia puterii de frânare în funcţie de

turaţie. La alegerea unei frâne trebuie avut în vedere ca o porţiune cât mai mare

din domeniul de funcţionare al motorului să fie inclus în domeniul caracteristic

al frânei respective. Caracteristica frânei cu curenţi turbionari, descrisă în fig.

250

12.46 este asemănătoare cu cea a frânei hidraulice, ceea ce uşurează lucrul cu

aceste categorii de frâne.

Fig. 12.45 Frână Schenck cu curenţi turbionari şi rotor disc

Fig. 12.46 Caracteristica frânei cu curenţi turbionari

251

La încercarea motoarelor, măsurarea momentului motor se face în scopul

determinării propriu-zise a acestui parametru de bază şi ulterior, cu ajutorul

acestuia, a puterii. Puterea motorului, Pe, se determină deci în mod indirect, prin

măsurarea momentului motor, Me, şi a turaţiei arborelui cotit, n, utilizând relaţia

cunoscută:

e eP const M n (12.27)

Aşa cum s-a arătat, indiferent de tipul frânei, prin antrenarea rotorului,

carcasa acesteia tinde să fie rotită cu un moment egal cu momentul motorului

încercat. Pentru a împiedica această rotire, la nivelul carcasei, prin intermediul

unui braţ de lungime L se aplică o forţă F, aşa cum se arată în fig. 12.47.

Momentul motor va rezulta din ecuaţia de echilibru, astfel încât:

eM K r L F (12.28)

Forţa de frânare, F se determină cu ajutorul unei balanţe pe care se

sprijină braţul frânei, sau la instalaţiile mai noi, printr-un traductor de forţă.

Fig. 12.47 Schema de măsurate a forţei

Puterea absorbită de frână se calculează cu relaţia:

30

e

nP K v K r K r

(12.29)

În aceste relaţii, v reprezintă viteza periferică a rotorului, r este raza acestuia,

iar n, turaţia rotorului, egală cu turaţia motorului.

Calculul puterii se poate face însă şi prin utilizarea relaţiilor (3.34) sau

(3.35), în care, pe baza ecuaţiei de echilibru de mai sus, momentul dezvoltat de

motor se înlocuieşte cu momentul rezistent:

252

955,5 955,5

ee

M n L F nP

[kW]

sau:

716,2 716,2

ee

M n L F nP

[CP]

(12.30)

Alegând pentru lungimea L a braţului frânei o valoare convenabilă, care în

primul caz este L = 0,9555 m, iar în cel de al doilea caz, L = 0,7162 m, rezultă

pentru putere o relaţie facil de folosit în ambele situaţii, având următoarea

formă:

1000

e

F nP

[kW, CP] (12.31)

unitatea de măsură reieşind în funcţie de lungimea braţului frânei.

Pentru măsurarea consumului de combustibil cu precizia necesară, în

practica încercării motoarelor se utilizează, în mod obişnuit, metoda

volumetrică sau metoda gravimetrică. Ambele metode constau în măsurarea

timpului în care se consumă o anumită cantitate de combustibil. În unele cazuri

se înregistrează şi numărul de rotaţii ale motorului necesar consumării acestei

cantităţi de combustibil.

Măsurarea prin metoda

volumetrică foloseşte uzual o instalaţie cu

baloane etalonate, schematizată în fig.

12.48. Aceasta constă într-o biuretă de

sticlă cu baloane de volum precis

determinat, 1, care sunt umplute cu

combustibilul ce urmează a fi măsurat.

Nivelul combustibilului, respectiv volumul

consumat, este controlat de lămpile

proiector, 2 şi detectorii fotoelectrici 3,

instalaţi de-a lungul biuretei la diferite

niveluri. Comutarea pentru măsurare se

face prin robinetul cu trei căi 4. Alegându-

se două niveluri drept punct iniţial (start)

şi punct final (stop), blocul de măsură va

înregistra timpul în care se consumă

cantitatea de combustibil cuprins între

aceste două repere [1].

Fig. 12.48 Instalaţie volumetrică

pentru măsurarea consumului de

combustibil

253

Pentru detectarea precisă a nivelului combustibilului în biuretă se folosesc

diferite metode. De exemplu, instalaţiile japoneze ONO SOKKI funcţionează pe

baza devierii fasciculului luminos prin refracţie, în coloana de lichid, aşa cum se

arată în fig. 12.49 a, b. Lampa proiector 2, care emite un fascicul îngust de

lumină este plasată în faţa fotodetectorului 3. Când biureta 1 este plină cu

combustibil, fasciculul emis de lampa 2 este refractat şi fotodetectorul 3 nu este

impresionat. Când combustibilul trece sub nivelul fasciculului luminos, acesta

nu mai este deviat, iar fotodetectorul emite un semnal marcând începutul sau

sfârşitul măsurării timpului de consum de combustibil.

Fig. 12.49 a, b Detectarea nivelului combustibilului prin devierea fasciculului

luminos datorită refracţiei

Instalaţiile de construcţie Schenck funcţionează pe baza reflectării

fasciculului luminos pe suprafaţa combustibilului din biuretă. După cum se

observă în fig. 12.50 a, b, atunci când fasciculul trece prin combustibilul care se

află în biureta 1, se refractă şi fotodetectorul 3 nu este impresionat. În momentul

când nivelul combustibilului coboară sub limita precis stabilită, fasciculul este

reflectat de meniscul combustibilului şi fotodetectorul emite un semnal care

indică începutul sau sfârşitul perioadei măsurate. Prin această metodă se poate

stabili nivelul de combustibil cu o precizie de ± 0,1 [mm], ceea ce înseamnă,

pentru o biuretă strangulată în zona de măsurare, o precizie de măsură de 0,5%.

Fig. 12.50 a, b Detectarea nivelului combustibilului prin devierea fasciculului

luminos datorită reflexiei

Metoda prezintă însă unele dificultăţi de aplicare, generate în primul rând de

determinarea precisă a densităţii combustibilului, apoi de determinarea precisă a

254

nivelului la care sunt acţionaţi detectorii şi nu în ultimul rând, din punct de

vedere tehnologic, de realizarea precisă a unor baloane de volum bine

determinat.

Măsurarea prin metoda gravimetrică [1] are la bază înregistrarea

timpului în care motorul consumă o cantitate de combustibil cântărită. Metoda

prezintă avantajul că indică direct masa combustibilului consumat, indiferent de

densitatea acestuia. O astfel de instalaţie este cea prezentată schematic în fig.

12.51, executată de Institutul AVL din Austria.

Fig. 12.51 Instalaţie gravimetrică pentru măsurarea consumului de combustibil

Aparatul se amplasează între rezervorul de alimentare al standului şi

motor. Din rezervorul de alimentare, prin cădere liberă, se alimentează

rezervorul 1 al instalaţiei. Nivelul în acest rezervor este menţinut constant de

supapa 2, acţionată de plutitorul 3. Balanţa care conţine vasul de măsură 4 este

amplasată într-o carcasă etanşă din aliaj pe bază de aluminiu, 5. Pârghia balanţei

6 are la un capăt vasul 4, iar la celălalt capăt greutatea de echilibrare 7 şi

greutăţile de măsură schimbabile 8. În general valoarea acestora este de 0,1 kg.,

sau de 0,3 kg. Comutarea acestora se face cu un sistem electromagnetic (funcţie

de mărimea motorului). La capătul pârghiei 6 sunt montate contactele de control

9 şi 10 ale sistemului automat de control. Acest sistem este constituit din două

detectoare fotoelectrice de determinare a poziţiei pârghiei balanţei.

Instalaţia mai este prevăzută cu racordul 11 de legătură cu sistemul de

alimentare a motorului încercat, conducta de sticlă 12 prin care se observă lipsa

bulelor de aer din circuit, racordul 13 pentru returul de combustibil de la pompa

de injecţie şi injectoare, pompa de alimentare 14 şi supapa regulator 15.

În cursul executării încercărilor pentru determinarea siguranţei în

funcţionare a motoarelor se va ţine, atât evidenţa consumului de combustibil, cât

255

şi a celui de ulei. Consumul de ulei se exprimă în procente din consumul orar de

combustibil, sau în [g/kWh].

12.9.2. Echiparea motoarelor în vederea încercărilor

În vederea determinării caracteristicilor pe stand, motorul încercat trebuie

să fie echipat în conformitate cu prevederile standardelor sau normelor adoptate.

Condiţiile pentru ridicarea caracteristicilor şi indicilor principali de

funcţionare a motoarelor de autovehicule şi tractoare agricole, în ţara noastră

sunt reglementate prin STAS 6635-87, care prevede şi gradul lor de echipare.

Astfel, se stipulează faptul că în vederea încercărilor pe stand, motoarele pot fi

echipate în două variante şi anume:

- cu agregatele auxiliare de serie, strict necesare pentru funcţionarea

motorului pe stand, conform SR ISO 2534:2001, în vederea

determinării puterii brute;

- cu toate agregatele şi instalaţiile auxiliare necesare funcţionării

motorului pentru o utilizare dată, conform SR ISO 1585:1998, în

vederea determinării puterii nete.

De regulă, se determină performanţele nete ale motorului, în concordanţă

cu funcţionarea pe autovehiculul sau tractorul căruia îi este destinat.

În acest scop, motorul trebuie să fie echipat cu toate instalaţiile şi

agregatele auxiliare indicate în SR ISO 1585:1998, inclusiv filtrul de aer,

instalaţia de evacuare completă, ventilatorul, generatorul de curent antrenat, dar

fără sarcină precum şi dispozitivul de pornire. Instalaţiile şi agregatele auxiliare

trebuie amplasate, pe cât posibil, în locul pe care-l ocupă pe autovehiculul căruia

îi este destinat motorul încercat. Vor fi însă excluse instalaţiile auxiliare

specifice funcţionării automobilului, susceptibile de a fi montate pe motor, cum

sunt, compresorul de aer pentru frânare, pompa servomecanismului de direcţie,

pompa sistemului de ridicare hidraulică, sistemul de condiţionare a aerului etc.

În locul sistemului de evacuare propriu se admite şi folosirea unui alt sistem de

evacuare, dar cu rezistenţe gazodinamice echivalente [1, 2].

La efectuarea încercărilor (în afara cazurilor cu indicaţii specifice) se vor

respecta reglajele recomandate privind, de exemplu, debitul pompei de injecţie,

avansul la aprindere sau la injecţie. Combustibilul şi uleiul folosit trebuie să fie

de calitate corespunzătoare motorului supus probelor.

Înaintea efectuării încercărilor, fiecare motor trebuie rodat în concordanţă

cu documentaţia tehnică de produs. Motorul se consideră rodat dacă timp de

patru ore de funcţionare, curba momentului motor nu se modifică cu mai mult de

±1%.

În vederea efectuării măsurărilor şi pentru ca datele obţinute să fie cât mai

concludente este necesar a fi respectate unele recomandări referitoare la

pregătirea motorului şi amplasarea aparatelor de măsură. În acest sens, sistemul

de alimentare a standului trebuie să fie astfel conceput încât să asigure condiţii

256

de alimentare a pompei similare cu cele de pe autovehicul (cu toleranţă de

amplasare a nivelului de combustibil de ± 1 m). Motorul va trebui alimentat prin

pompa de combustibil proprie, consumul măsurându-se fie prin metoda

volumetrică, fie prin metoda gravimetrică.

În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare temperatura

combustibilului măsurată în vecinătatea aparatului pentru determinarea

consumului nu trebuie să difere de temperatura mediului ambiant cu mai mult de

± 5 [ºC].

Răcirea cu lichid se poate face în circuit închis, fie cu radiatorul

motorului, fie cu un schimbător de căldură printr-un circuit exterior. Circulaţia

lichidului de răcire trebuie însă asigurată numai de către pompa de lichid a

motorului. Se admite răcirea suplimentară a uleiului pentru a compensa absenţa

curentului de aer. Temperatura lichidului de răcire se măsoară la ieşirea din

motor, termometrul fiind montat pe conducta de ieşire a lichidului la maximum

0,30 m de orificiul de ieşire. În cazul răcirii cu aer, temperatura aerului de răcire

se măsoară la distanţa de 0,1 – 1 m înaintea intrării în ventilator şi în zona celor

mai mari temperaturi, la ieşirea din sistemul de răcire.

Temperatura uleiului se măsoară în baia de ulei sau la ieşirea din răcitorul

de ulei, iar presiunea acestuia se măsoară în conducta principală a uleiului. În

cazul când se măsoară consumul de aer, este necesar ca pierderea de presiune

introdusă în instalaţia de măsurat să fie aproximativ egală cu căderea de presiune

din filtru. Nu se admite modificarea curbelor momentului motor şi a consumului

orar de combustibil (măsurate cu această instalaţie sau fără ea) cu mai mult de ±

1% pe întreg domeniul de turaţii. Temperatura aerului care intră în motor trebuie

măsurată la o distanţă de maximum 0,15 m de la intrarea în filtru sau, dacă

acesta lipseşte, de la intrarea în tubulatura de admisie, protejând termometrul

împotriva radiaţiilor de căldură. Sistemul de evacuare a gazelor arse nu trebuie

să creeze în coşul de evacuare, în locul unde acesta este conectat la sistemul de

evacuare al vehiculului (sau la sistemul echivalent al acestuia), o presiune

diferită de cea atmosferică cu mai mult de ± 740 [Pa] (7,40 [mbar]), în afara

cazurilor când se acceptă o contrapresiune mai ridicată. Temperatura gazelor de

evacuare se va măsura în dreptul flanşei colectorului de evacuare, dar nu mai

departe de 0,1 m de locul de unire în colectorul comun al racordurilor de

evacuare ale diverşilor cilindri

Pe parcursul efectuării încercărilor, măsurătorile trebuie făcute în

condiţiile de funcţionare normală şi stabilă. În lipsa unor prescripţii exprese,

temperatura lichidului de răcire la ieşirea din motor trebuie să fie menţinută în

limitele 80 – 95 [ºC]. În cazul motoarelor răcite cu aer, temperatura aerului

înconjurător nu trebuie să depăşească +40[ºC], iar temperatura uleiului +95[ºC].

După alegerea turaţiei pentru măsurători, valoarea acesteia nu trebuie să

varieze în timpul citirilor cu mai mult de ±1%, respectiv 10 [rpm], reţinând

valoarea cea mai ridicată. Determinarea forţei de frânare, a consumului de

combustibil şi a temperaturii aerului admis, în măsura în care este posibil,

257

trebuie efectuate simultan. Datele înregistrate trebuie să reprezinte valori medii

stabile, fără modificări însemnate, timp de aproximativ 60 sec., în cazul în care

măsurarea turaţiei şi a consumului de combustibil este comandată manual şi

timp de 30 sec., când se utilizează un dispozitiv cu declanşare automată.

La prelucrarea rezultatelor încercărilor, toate calculele trebuie să se

execute cu precizia de ±0,5%.

Determinarea indicilor tehnico-economici ai motoarelor, descrisă mai sus,

se face, după terminologia din normativ, în cadrul unor încercări periodice de

scurtă durată. Sunt prevăzute şi încercări periodice de lungă durată, care au ca

scop, pe lângă verificarea indicilor tehnico-economici şi verificarea menţinerii

calităţii produselor.

În afara încercărilor periodice, STAS 6635-87, prevede şi alte tipuri de

încercări. Este vorba de încercări de tip şi de încercări de recepţie.

Încercările de tip se fac în două situaţii şi anume, fie la omologarea

motorului, fie atunci când intervin modificări de material, constructive sau

tehnologice, susceptibile să atragă modificări calitative în funcţionarea acestuia

şi se fac pe cel puţin două motoare.

Încercările de recepţie au un caracter individual, scopul lor fiind

verificarea fiecărui motor în parte. Aceste încercări se fac pe motoare noi, în

stare finită, înainte de livrare.

În finalul acestui capitol, în mod informativ se fac referiri la alte stasuri

utilizate în activitatea de încercare a motoarelor. Astfel, STAS 6635-87 nu se

referă la motoarele cu ciclu de funcţionare în doi timpi, răcite cu aer, cu

cilindreea până la 500 [cm3], care se vor încerca conform prevederilor STAS

8993-83.

Pe de altă parte, determinarea poluanţilor din emisiile autovehiculelor

rutiere echipate cu motoare cu aprindere prin scânteie se face după

reglementările din STAS 11369-88, iar determinarea densităţii fumului din

gazele de evacuare emise de motoarele cu aprindere prin comprimare respectând

prevederile SR ISO/TR 9310:2000.