universitatea transilvania din bra universitatea...
TRANSCRIPT
Investeşte în oameni!
FONDUL SOCIAL EUROPEAN Programul Operaţional Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane 2007 – 2013 Axa prioritară 1 „Educaţie şi formare profesională în sprijinul creşterii economice şi dezvoltării societăţii bazate pe cunoaştere” Domeniul major de intervenţie 1.5. „Programe doctorale şi post-doctorale în sprijinul cercetării” Titlul proiectului: „Studii doctorale pentru dezvoltare durabilă (SD-DD)” Numărul de identificare al contractului: POSDRU/6/1.5/S/6 Beneficiar: Universitatea Transilvania din Braşov
Universitatea Transilvania din Brasov
Scoala Doctorala Interdisciplinara
Centrul de cercetare: Produse High-tech pentru Autovehicule
Ing. Radu COSGAREA
Cercetări privind utilizarea de sisteme avansate de ardere
prin folosirea amestecurilor omogene/parțial omogene la
motoarele cu aprindere prin comprimare
Research on using of advanced combustion systems by using
homogeneous mixtures/partial homogeneous mixtures in
compression-ignition engines
Conducător ştiinţific
Prof.dr.ing.ec. Corneliu COFARU
BRASOV, 2011
MINISTERUL EDUCAŢIEI, CERCETARII, TINERETULUI ŞI SPORTULUI
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525
RECTORAT
D-lui (D-nei) ..............................................................................................................
COMPONENŢA Comisiei de doctorat
Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania” din Braşov Nr. 4732 din 01.09.2011
PREŞEDINTE: Prof.dr.ing.Călin ROȘCA
PRODECAN Facultatea de Inginerie Mecanică Universitatea „Transilvania” din Brașov
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof.dr.ing.ec. Corneliu COFARU Universitatea „Transilvania” din Brașov
REFERENŢI: Prof.dr.ing. Cristian ANDREESCU Universitatea Politehnică București
Prof.dr.ing. Florian IVAN Universitatea din Pitești
Prof.dr.ing. Anghel CHIRU Universitatea Transilvania din Brașov
Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 28.09.2011, ora
11:00, Aula SERGIU T. CHIRIACESCU a Universității „Transilvania” din Brașov, str. Iuliu Maniu, nr.41A, sala U-II-3. Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să le transmiteţi în timp util, pe adresa Facultății de Inginerie Mecanică, str. Politehnicii nr. 1, tel/fax: 0268474761, sau pe adresa de email: [email protected]. Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de doctorat.
Vă mulţumim.
CUVÂNT ÎNAINTE
Normele de poluare tot mai restrictive din ultimii ani au dus la dezvoltarea unor noi tipuri de
motoare, capabile să reducă emisiile de oxizi de azot cu până la 95% față de motoarele convenționale.
Aceste motoare, ce combină aprinderea amestecurilor prin comprimare, caracteristică motoarelor Diesel,
cu folosirea amestecurilor omogene, caracteristică motoarelor cu aprindere prin scânteie, îndeplinesc și
chiar depășesc cerințele actuale privind emisiile de oxizi de azot.
Simulările în mediu virtual au fost făcute la centrul de cercetare D02 – Produse High-tech pentru
Autovehicule al Universității Transilvania din Brașov, centru ce dispune de toate facilitățile necesare
simulărilor în mediu virtual a proceselor din interiorul motoarelor cu ardere internă, având licențe pentru
mai multe softuri de simulare de ultimă generație.
Cercetarea experimentală a fost efectuată în laboratoarele de motoare ale institutului IFKM
(Institut für Kolbenmaschinen) din cadrul Universității din Karlsruhe, Germania. Testele au fost făcute
folosind traductori și aparatură foarte performantă, pentru a asigura acuratețea datelor.
Finalizarea acestei lucrări reprezintă desăvârșirea unei activități de cercetare desfășurată pe o
perioadă de trei ani, petrecută la centrul de cercetare D02 – Produse High-tech pentru Autovehicule al
Universității Transilvania din Brașov și la institutul IFKM (Institut für Kolbenmaschinen) al Universității
din Karlsruhe.
Pe această cale, îi mulțumesc în primul rând domnului Prof. Dr. Ing. Ec. Corneliu COFARU,
conducătorul științific al acestei lucrări, pentru că m-a îndrumat, cu înaltul nivel al competenței sale
științifice.
Mulțumesc centrului de Cercetare D02- Produse High-tech pentru Autovehicule, condus de
domnul Prof. Dr. Ing. Anghel CHIRU, pentru punerea la dispoziție a facilităților necesare realizării acestei
lucrări, sprijin fără care această lucrare nu ar fi putut fi realizată și Catedrei de Autovehicule și Motoare
din cadrul Facultății de Inginerie Mecanică, condusă de domnul Prof. Dr. Ing. Gheorghe CIOLAN.
În mod deosebit doresc să le mulțumesc domnului Prof. Dr. Ing. Ulrich Spicher, conducătorul
institutului IFKM (Institut für Kolbenmaschinen) și domnului Dr. Ing. Amin Velji, precum și colectivului
acestui institut, pentru sprijinul acordat în realizarea investigațiilor experimentale și a prelucrării datelor
obținute. Pe această cale doresc să-i mulțumesc și domnului Dr. Ing. Peter ZIMA.
Îi mulțumesc familiei mele pentru înțelegerea de care a dat dovadă în această perioadă și pentru
sprijinul moral acordat când eram în dificultate.
În încheiere aș dori să le mulțumesc colegilor mei, alături de care mi-am desfășurat activitatea.
Brașov, Septembrie 2011
Radu COSGAREA
CUPRINS (lb. romana)
Pg.
teza
Pg.
rezumat
LISTA DE ABREVIERI 1 1
1.OBIECTIVELE ȘI SCOPUL LUCRĂRII 6 6
1.1 Introducere 7 7
1.2 Obiectivele lucrării 10 8
1.3 Scopul lucrării 11 9
1.4 Etapele parcurse la realizarea lucrării 13 10
2. STADIUL ACTUAL PRIVIND CERCETĂRILE EXPERIMENTALE
ASUPRA FOLOSIRII AMESTECURILOR OMOGENE LA MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN COMPRIMARE
15
12
2.1 Principiul de funcționare al motoarelor cu aprindere prin comprimare cu
amestec omogen
18
12
2.2 Folosirea plasmatronului pentru controlul momentului aprinderii în motoarele
cu aprindere prin comprimare ce folosesc amestecuri omogene
22
13
2.3 Obținerea motoarelor cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen
plecând de la platforma motoarelor cu aprindere prin scânteie
25
14
2.3.1 Regimurile de funcționare ale MAC-AO derivate din MAS 26 15
2.3.2 Emisiile MAC-AO derivate din MAS 29 16
2.3.3 Efectele utilizării gazelor arse 32 18
2.4 Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen obținute plecând de
la platforma motoarelor cu aprindere prin scânteie
34
18
2.4.1 Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu management
termic
34
18
2.4.2 Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu menținerea
gazelor arse în cilindru
37
19
2.4.3 Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu recircularea
gazelor arse
41
20
2.5 Obținerea motoarelor cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen
plecând de la platforma motoarelor cu aprindere prin comprimare 43 21
2.5.1 Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu avans la
injecție mare (PREDIC)
44
22
2.5.2 Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu injecţii
multiple (MULDIC)
47
23
2.5.3 Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu injecţie directă
sub unghi ascuţit
48
23
2.6 Analiza procesului de ardere din motoarele cu aprindere prin comprimare care
folosesc amestecuri omogene
49
24
2.6.1 Oxidarea combustibilului la temperaturi joase 50 24
2.6.2 Regiunea CTN 51 26
2.6.3 Oxidarea combustibilului la temperaturi înalte 52 26
3. MODELAREA ȘI SIMULAREA VIRTUALĂ A PROCESELOR DIN
MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE CE FOLOSESC
AMESTECURI OMOGENE
54
27
3.1 Modelarea fluidelor de lucru 55 28
3.2 Modelarea cilindrului, pistonului și a mecanismului bielă-manivelă 57 28
3.2.1 Formarea amestecului 59 29
3.2.2 Curgerea fluidelor prin supape 60 30
3.2.3 Baleiajul 63 31
3.2.4 Mișcarea pistonului 65 32
3.3 Calculul transferului de căldură 67 32
3.3.1 Transferul de căldură din cilindru 67 32
3.3.2 Transferul de căldură prin supape 69 33
3.3.3 Pierderile de presiune din cilindru în carter 70 33
3.4 Calculul procesului de ardere 71 34
3.4.1 Funcția Vibe 71 34
3.5 Simularea virtuală a proceselor din motoarele cu aprindere prin comprimare ce
folosesc amestecuri omogene
73
35
3.5.1 Simularea influenței cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra
procesului de ardere
74
35
3.5.2 Simularea influenței turației asupra procesului de ardere 79 38
3.5.3 Simularea influenței cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra
lucrului mecanic de pompaj
81
39
4. ECHIPAMENTELE FOLOSITE PENTRU CERCETAREA PROCESULUI
DE ARDERE ÎN MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE CE
FUNCȚIONEAZĂ CU AMESTECURI OMOGENE
87
40
4.1 Instalația experimentală folosită pentru cercetarea procesului de ardere la
motoarele cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen
88
40
4.1.1 Schema instalației experimentale 88 40
4.1.2 Datele tehnice ale motorului folosit 89 41
4.2 Organizarea celulei de încercare și a camerei de control 92 42
4.2.1 Instalația de ventilare și condiționare a aerului 95 42
4.2.2 Instalația de răcire 99 42
4.2.3 Sistemul de răcire 100 43
4.2.4 Instalația de alimentare 104 43
4.2.5 Sistemele de răcire a lubrifianților 106 43
4.2.6 Frânele dinamometrice, măsurarea momentului și a turației motorului 106 43
4.3 Traductoarele folosite la măsurarea presiunilor din cilindru și din colectoarele
de admisie și de evacuare
112
45
4.3.1 Principiul de funcționare al traductoarelor de presiune 112 45
4.3.2 Materialele folosite la construcția traductoarelor 115 45
4.3.3 Traductorii folosiți pentru măsurarea presiunii 118 45
4.4 Traductoarele folosite pentru determinarea poziției arborelui cotit și a vitezei
unghiulare
127
46
4.4.1 Principiul de funcționare al traductoarelor de poziție 127 46
4.4.2 Scanarea fotoelectrică 129 46
4.4.3 Acuratețea măsurătorilor 132 47
4.5 Echipamentele folosite pentru măsurarea consumului de combustibil și al
consumului de aer
134
47
4.5.1 Instrumente pentru măsurarea consumului de combustibili lichizi 134 48
4.5.2 Măsurarea consumului de aer 138 48
4.6 Echipamentele folosite pentru măsurarea emisiilor poluante din gazele arse 141 49
4.6.1 Detectoarele de ionizare a flăcării (FID) 142 49
4.6.2 Detectoarele de chimioluminiscență (CLD) 143 49
4.6.3 Detectoarele cu infraroșu (IRD) 144 49
4.6.4 Detectoarele paramagnetice (PMD) 145 49
4.6.5 Detectoarele cu diode LASER (LDD) 145 50
4.7 Achiziția datelor 146 50
5. CERCETĂRI EXPERIMENTALE ASUPRA FOLOSIRII
AMESTECURILOR OMOGENE LA MOTOARELE CU APRINDERE PRIN
COMPRIMARE
148
51
5.1 Filtrele folosite pentru eliminarea zgomotului din semnalul primit de la senzorii
de presiune
149
51
5.2 Analiza procesului de ardere 152 52
5.2.1 Calculul temperaturii din cilindru 153 52
5.2.2 Căldura degajată 153 52
5.2.3 Calculul erorilor 154 53
5.3 Cercetarea influenței turației asupra procesului de ardere și asupra emisiilor
poluante la motoarele cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen
156
55
5.3.1 Influența turației asupra evoluției presiunii din cilindru 157 55
5.3.2 Influența turației asupra evoluției temperaturii din cilindru și asupra emisiilor
poluante
159
56
5.3.3 Influența turației asupra căldurii degajate 161 57
5.4 Cercetarea influenței cantității de combustibil injectat asupra procesului de
ardere și asupra emisiilor poluante la motoarele cu aprindere prin comprimare cu
amestec omogen
163
58
5.4.1 Influența cantității de combustibil injectat asupra evoluției presiunii din
cilindru
164
58
5.4.2 Influența cantității de combustibil injectat asupra evoluției temperaturii din
cilindru și asupra emisiilor poluante
166
59
5.4.3 Influența cantității de combustibil injectat asupra căldurii degajate 168 60
5.5 Cercetarea influenței momentului injectiei asupra procesului de ardere și asupra
emisiilor poluante la motoarele cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen 170 61
5.5.1 Influența momentului injecției asupra evoluției presiunii din cilindru 170 61
5.5.2 Influența momentului injecției asupra evoluției temperaturii din cilindru și
asupra emisiilor poluante
172
61
5.5.3 Influența momentului injecției asupra căldurii degajate 174 62
5.6 Cercetarea influenței cantității de gaze arse menținute asupra procesului de
ardere și asupra emisiilor poluante la motoarele cu aprindere prin comprimare cu
amestec omogen
176
63
5.6.1 Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra evoluției
presiunii din cilindru
177
63
5.6.2 Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra evoluției
temperaturii din cilindru și asupra emisiilor poluante
179
63
5.6.3 Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra căldurii degajate 180 64
5.7 Cercetarea influenței momentului închiderii supapelor de admisie asupra
procesului de ardere și asupra emisiilor poluante la motoarele cu aprindere prin
comprimare cu amestec omogen
182
65
5.7.1 Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra evoluției presiunii
din cilindru
183
65
5.7.2 Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra evoluției
temperaturii din cilindru și asupra emisiilor poluante
185
65
5.7.3 Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra căldurii degajate 186 66
5.8 Avantajele și dezavantajele motoarelor cu aprindere prin ccomprimare ce
folosesc amestecuri omogene față de motoarele cu aprindere prin scânteie
188
67
5.9 Corelarea rezultatelor obținute în urma cercetărilor experimentale cu cele
obținute în urma simulărilor
190
68
5.10 Stabilirea legilor de ardere 192 69
6. CONCLUZII FINALE, CONTRIBUŢII ORIGINALE, DISEMINAREA
REZULTATELOR ȘI DIRECTII VIITOARE DE CERCETARE
196
71
6.1 Concluzii finale 196 71
6.2 Contribuții originale 198 73
6.3 Diseminarea rezultatelor 199 73
6.4 Direcții viitoare de cercetare 199 74
BIBLIOGRAFIE 201 75
ANEXE
Anexa 1, Rezultatele simulării influenței cantității de gaze arse menținute în
cilindru asupra procesului de ardere
212
-
Anexa 2, Rezultatele simulării influenței cantității de gaze arse menținute în
cilindru asupra lucrului mecanic de pompaj
239
-
Scurt rezumat (română/engleză) 257 85
CV 258 86
TABLE OF CONTENTS
Pg.
thesis
Pg.
summary
ABBREVIATIONS 1 1
1. OBJECTIVES AND TARGET 6 6
1.1 Introduction 7 7
1.2 Objectives 10 8
1.3 The targets of the paper 11 9
1.4 The steps made to finish the paper 13 10
2. STATE OF THE ART OF HOMOGENEOUS CHARGE COMPRESSION
IGNITION ENGINES
15
12
2.1 HCCI operation principles 18 12
2.2 The usage of plasmatron fuel reformers to control the HCCI combustion 22 13
2.3 HCCI engines obtained from gasoline engines 25 14
2.3.1 Gasoline HCCI engine operation 26 15
2.3.2 Gasoline HCCI emission behavior 29 16
2.3.3 The effects of the EGR 32 18
2.4 Gasoline HCCI engines 34 18
2.4.1 HCCI engines with optimized kinetic process 34 18
2.4.2 HCCI engines with residual gas trapping 37 19
2.4.3 HCCI engines with EGR 41 20
2.5 HCCI engines obtained from gasoline engines 43 21
2.5.1 PREDIC HCCI engines 44 22
2.5.2 MULDIC HCCI engines 47 23
2.5.3 NADI HCCI engines 48 23
2.6 The combustion analysis from the HCCI engines 49 24
2.6.1 Low temperatures oxidation 50 24
2.6.2 CTN region 51 26
2.6.3 High temperatures oxidation 52 26
3. HCCI engine modeling 54 27
3.1 Gas properties 55 28
3.2 The cylinder 57 28
3.2.1 Mixture formation 59 29
3.2.2 Port mass flow 60 30
3.2.3 Scavenging 63 31
3.2.4 Piston motion 65 32
3.3 Heat transfer 67 32
3.3.1 In cylinder heat transfer cylinder 67 32
3.3.2 Port heat transfer 69 33
3.3.3 Blow-by 70 33
3.4 Combustion 71 34
3.4.1 The Vibe functions 71 34
3.5 HCCI engine simulations 73 35
3.5.1 The influence of the trapped burned gases on the combustion process 74 35
3.5.2 The influence of the engine speed on the combustion process 79 38
3.5.3 The influence of the trapped burned gases on the pumping losses 81 39
4. THE TEST CELL AND THE EQUIPMENTS 87 40
4.1 The test cell and the engine 88 40
4.1.1 The test cell diagram 88 40
4.1.2 The tested engine 89 41
4.2 The test facility organization 92 42
4.2.1 The air conditioning unit 95 42
4.2.2 The cooling unit 99 42
4.2.3 The cooling system 100 43
4.2.4 The fuelling system 104 43
4.2.5 The oil cooling system 106 43
4.2.6 The engine brakes 106 43
4.3 The pressure transducers 112 45
4.3.1 The pressure transducers working principle 112 45
4.3.2 Materials used for the pressure transducers 115 45
4.3.3 The pressure transducers used in the test cell 118 45
4.4 Crank angle encoders 127 46
4.4.1 The crank angle encoders working principle 127 46
4.4.2 Photoelectric scanning 129 46
4.4.3 The measurements accuracy 132 47
4.5 The measurement of fuel, combustion air and oil consumption 134 47
4.5.1 The measurement of fuel, combustion air and oil consumption 134 48
4.5.2 The measurement combustion air consumption 138 48
4.6 Exhaust emissions 141 49
4.6.1 Flame ionization detectors (FID) 142 49
4.6.2 Chemiluminescence detectors (CLD) 143 49
4.6.3 Infrared analyzers (IRD) 144 49
4.6.4 Paramagnetic detection analyzers (PMD) 145 49
4.6.5 LASER analyzers (LDD) 145 50
4.7 Data acquisition 146 50
5. RESEARCH ON USING OF HOMOGENEOUS MIXTURES IN
COMPRESSION-IGNITION ENGINES
148
51
5.1 Filters for noise reduction 149 51
5.2 The combustion process analysis 152 52
5.2.1 The cylinder temperature 153 52
5.2.2 The heat release 153 52
5.2.3 Error calculus 154 53
5.3 The influence of the engine speed on the combustion process and on the
emissions behavior
156
55
5.3.1 The influence of the engine speed on the cylinder pressure 157 55
5.3.2 The influence of the engine speed on the cylinder temperature and
emissions
159
56
5.3.3 The influence of the engine speed on the heat release 161 57
5.4 The influence of the injection duration on the combustion process and on the
emissions behavior
163
58
5.4.1 The influence of the injection duration on the cylinder pressure 164 58
5.4.2 The influence of the injection duration on the cylinder temperature and
emissions 166 59
5.4.3 The influence of the injection duration on the heat release 168 60
5.5 The influence of the start of injection on the combustion process and on the
emissions behavior
170
61
5.5.1 The influence of the start of injection on the cylinder pressure 170 61
5.5.2 The influence of the start of injection on the cylinder temperature and
emissions
172
61
5.5.3 The influence of the start of injection on the heat release 174 62
5.6 The influence of the quantity of trapped burned gases on the combustion
process and on the emissions behavior
176
63
5.6.1 The influence of the quantity of trapped burned gases on the cylinder
pressure
177
63
5.6.2 The influence of the quantity of trapped burned gases on the cylinder
temperature and emissions
179
63
5.6.3 The influence of the quantity of trapped burned gases on the heat release 180 64
5.7 The influence of the intake valve timing on the combustion process and on the
emissions behavior
182
65
5.7.1 The influence of the intake valve timing on the cylinder pressure 183 65
5.7.2 The influence of the intake valve timing on the cylinder temperature and
emissions
185
65
5.7.3 The influence of the intake valve timing on the heat release 186 66
5.8 The advantages of the HCCI engines over the gasoline engines 188 67
5.9 The comparison between the simulations and the tests 190 68
5.10 The HCCI combustion law 192 69
6. FINAL CONCLUSIONS, ORIGINAL CONTRIBUTIONS, DISEMINATION
OF RESULTS AND FUTURE RESEARCH DIRECTIONS
196
71
6.1 Final conclusions 196 71
6.2 Original contributions 198 73
6.3 Dissemination of results 199 73
6.4 Future research directions 199 74
REFERENCES 201 75
ANNEX
Annex 1, The influence of the quantity of trapped burned gases on the
combustion process from the engine model
212
-
Annex 2, The influence of the quantity of trapped burned gases on the
pumping loses from the engine model
239
-
Abstract 257 85
CV 258 86
1
LISTA DE ABREVIERI
d
dQC - aportul caloric al combustibilului;
d
dVpC - lucrul mecanic al pistonului;
d
dmh SC
SC - pierderea de entalpie datorată
scăpării de gaze în carter;
d
umd C )( - schimbarea energiei interne din
cilindru;
d
dmSC - fluxul de gaze scăpate în carter;
d
dQp - pierderile de căldură prin pereții
cilindrului; °C – grade Celsius;
°RAC – grade raportate la arborele cotit;
µs – micro secunde;
a - parametrul Vibe (6.9 pentru arderea
completă);
AAC – autoaprindere controlată;
ACPA - raportul aer-combustibil din produșii
de ardere;
Aef - aria efectivă de curgere;
Ai - suprafața camerei de ardere (a chiulasei,
a capului pistonului și a cămații cilindrului);
AI – avansul la injecție;
Apzs - suprafața zonei supapelor;
CH4 – metan;
CO – monoxid de carbon;
CO2 – dioxid de carbon;
cp - căldura specifică la presiune constantă;
CTN – coeficient de temperatură negativ;
cv - căldura specifică la volum constant;
D - diametrul cilindrului;
d11 - coeficientul piezoelectric (-2,3 pC/N
pentru cristalele de cuarț);
DI – durata injecției;
dis - diametrul interior al scaunului supapei;
dm/dt - debitul masic;
dme - elementul de masă ce iese din
cilindru;
dmi - elementul de masă ce intră în cilindru;
dPMS – după punctul mort superior;
dQ/dt - căldura ce intră în sistem;
dQn/dt - căldura degajată netă;
DR - distanța măsurată dintre marcajele de
referință traversate în grade;
dRDDQ/dα – fracțiunea de combustibil ars;
dsa - diametrul interior al scaunului supapei;
DSA – deschiderea supapei de admisie;
DSE – deschiderea supapei de evacuare;
DSE1, DSE2 - momentul deschiderii supapelor
de evacuare pentru cele două puncte;
dU - variația energiei interne;
e - excentricitatea pistonului;
2
f - fracțiunea de căldură de evaporare a
amestecului din cilindru;
Fx - forța pe direcția x;
g – grame;
H – hidrogen;
H2O – apă;
HC – hidrocarburi;
he este entalpia gazelor ce ies din cilindru; Hg – mercur;
hi - entalpia fluxului i ce intră sau iese din
sistem;
hi - entalpia gazelor ce intră în cilindru; hs - ridicarea supapei;
hSC - entalpia gazelor scăpate în carter;
I - incrementul nominal dintre două marcaje
de referință (tabelul X.1);
îPMS – înainte de punctul mort superior;
ÎSA – închiderea supapei de admisie;
ÎSE – închiderea supapei de evacuare;
k - raportul căldurilor specifice;
K – Kelvin;
kg – kilograme;
kHz – kilo Hertzi;
kJ – kilo Jouli;
KW – kilowați;
l - lungimea bielei;
Lp - lucrul mecanic de pompaj;
Lp1, Lp2 - lucrul mecanic de pompaj a două
puncte calculate;
ṁ - debitul;
m - panta dreptei;
m - parametrul de formă;
m – masa;
MAC – motor cu aprindere prin comprimare;
MAC-AO – motor cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen;
mAS - masa aspirată;
MAS – motor cu aprindere prin scânteie;
mc - masa amestecului din cilindru;
mC - masa totală a încărcăturii din cilindru;
ṁec - debitul de amestec proaspăt ce iese din
cilindru;
mev - masa de combustibil evaporat;
MGA – menținerea gazelor arse;
ṁi - debitul masic din sistem în locația i;
mi - factorul de formă al legii Vibe i;
ṁic - debitul ce intră în cilindru;
ṁic - debitul ce intră în cilindru,
ṁic - debitul ce intră în cilindru;
ṁid - debitul ce intră în zona de dezlocuire;
ṁis - debitul scurtcircuitat;
mm – milimetru;
MPa – mega Pascali;
mREF - masa de referință a încărcăturii din
cilindru;
n – turația;
3
N2 – azot;
NM – newton metru;
NO – monoxid de azot;
NO2 - bioxid de azot;
NOx – oxizi de azot;
NR - numărul total de reacții de degajare a căldurii;
O2 – oxigen;
OTÎ – oxidare la temperaturi înalte;
OTJ – oxidare la temperaturi joase;
p – presiunea;
p2 - presiunea statică din avalul supapei;
pC - presiunea din cilindru;
pC – pico Columbi;
pc - puterea calorică în funcție de masa amestecului carburant;
pc,0 - presiunea din cilindru a motorului
antrenat;
pc,1 - presiunea din cilindru în momentul
închiderii supapelor de admisie;
pF – pico farazi;
pi - presiunea obținută în punctul i;
pme - presiunea medie efectivă;
pmi – presiunea medie indicată;
PMI – punctul mort inferior;
PMS – punctul mort superior;
po1 - presiunea de stagnare din amontele
supapei;
ppm – părți pe milion;
pvi - ponderea legii Vibe i;
Q – căldura degajată;
Qb/dt - căldura degajată brută.
QC - energia combustibilului;
qev - căldura de evaporare a combustibilului;
qi - căldura degajată pe unitatea de masă a amestecului aer-combustibil din a i-a reacție de degajare de căldură;
QL – căldura cedată lichidului de răcire;
Qp - căldura pierdută prin pereții cilindrului;
Qpi - căldura pierdută prin pereții camerei de
ardere;
r - raza manivelei;
R - puritatea aerului;
R – radical;
R0 - constanta universală a gazelor;
RDDQ – rata de degajare a căldurii;
RGA – recircularea gazelor arse;
rot/min – rotații pe minut;
s - distanța de la piston până la PMS;
S - sensul de rotație (+1 sau –1);
SA’ABCC’ - aria obținută între curba de
presiune din timpul evacuării și axa
absciselor;
SA’ADCC’ - aria obținută între curba de
presiune din timpul admisiei și axa
absciselor;
SABCD - aria buclei negative;
4
SCT - supapă de control a temperaturii;
sgn - semnul funcției (“+1” sau “–1”);
Si - aria trapezului i;
SiO2 – cuarț;
T – temperatura;
t0 - momentul deschiderii supapei de
evacuare;
Tam - temperatura din amonte;
Tav - temperatura din aval;
Tc - temperatura gazelor din cilindru;
TC – temperatura din cilindru;
Tc,1 - temperatura din cilindru în momentul
închiderii supapelor de admisie;
Tcc - temperatura cămăsii cilindrului;
Tcc,PMI - temperatura cămăsii cilindrului în
punctul mort inferior;
Tcc,PMS - temperatura cămăsii cilindrului în
punctul mort superior;
THC – hidrocarburi totale;
To1 - temperatura de stagnare din amontele
supapei;
Tpi - temperatura peretilor camerei de
ardere;
Tpzs - temperatura peretelui din zona
supapelor;
TΩ – terra ohmi;
u - energia specifică internă;
V - volumul actual al cilindrului;
V - volumul din cilindru;
VAS - volumul aspirat;
VC - volumul de referință al cilindrului;
Vi - volumul din punctul i;
vm - viteza medie a pistonului;
VPMS - volumul din cilindru când pistonul se
află la punctul mort superior;
VS - cilindreea unitară;
vu - viteza periferică;
waer - fracțiunea masică de aer;
wCA - fracțiunea masică de combustibil ars;
wPA - fracțiunea masică de produși ai
arderii;
wVC - fracțiunea masică de vapori de
combustibil;
x - poziția relativă a pistonului;
X* - radical arbitrar;
ZR - numarul zonelor de reacție;
α – poziția arborelui cotit;
α0 - poziția arborelui cotit la care începe
procesul de ardere;
α1 - poziția unghiulară absolută a primului
marcaj de referință traversat față de poziția
zero, în grade;
αp - coeficientul de transfer termic;
αp - transferul de căldură în zona supapelor;
δ - spațiul prin care se efectuează trecerea
gazelor din cilindru în carter;
δp - eroarea de măsurare a traductorului de
presiune;
δQ - variația căldurii;
δW - variația lucrului mecanic;
Δαc - durata procesului de ardere;
ε – raportul de comprimare;
5
εp - eroarea relativă aparentă a presiunii din
cilindru;
εT - eroarea relativă aparentă a temperaturii
din cilindru;
λ – coeficientul de exces de aer;
μσ - reprezintă coeficientul de curgere prin
supape;
ρc - densitatea încărcăturii din cilindru;
ρec - densitatea amestecului proaspăt ce iese
din cilindru;
ρic - densitatea masei ce intră în cilindru;
ψ - unghiul dintre poziția verticală a
arborelui cotit și axa pe care culisează
pistonul.
6
1. OBIECTIVELE ȘI SCOPUL LUCRĂRII
În ultimii ani motoarele cu ardere internă au avut și continuă să aibă o evoluție
spectaculoasă. Pe lângă componentele mecanice și-au făcut apariția sistemele de control
electronice ce pot realiza legi complexe pentru a asigura o funcționare optimă a motoarelor,
realizând un compromis între performanță, emisii cât mai scăzute și fiabilitate.
Odată cu evoluția tehnologiei au evoluat și normele de poluare, devenind tot mai
restrictive. Reducerea emisiilor produse de motoarele cu ardere internă ale autovehiculelor
reprezintă scopul cel mai important al producătorilor în momentul actual. Creșterea numărului de
autovehicule a dus la necesitatea îmbunătățirii performanțelor ecologice ale motoarelor ce le
echipează, pentru a nu crește poluarea aerului în mod substanțial.
Diferite strategii au fost abordate pentru a reduce poluarea mediului [26]. Cei mai mulți
cercetători au făcut teste folosind combustibili alternativi [3-8]. Aceștia pot fi utilizați fie în
motoarele în doi timpi, fie în motoarele cu patru timpi.
Din punct de vedere ecologic, motoarele cu aprindere prin scânteie, ce folosesc
amestecuri omogene, sunt avantajate, in timp ce din punct de vedere energetic, motoarele cu
aprindere prin comprimare, ce folosesc sisteme de injecție directă, au performanțe mai bune. Din
acest motiv, s-a născut ideea de a combina aceste avantaje ale motoarelor cu ardere internă
convenționale, obținând astfel un nou tip de motor ce poate face față exigențelor actuale și
viitoare privind performanțele energetice și mai ales celor ecologice impuse de normele de
poluare. Astfel, s-a ajuns la dezvoltarea motoarelor cu aprindere prin comprimare cu amestecuri
omogene (MAC-AO), motoare ce vor putea face față în viitor normelor tot mai exigente impuse
de forurile în vigoare.
Au fost folosite diferite strategii pentru controlul acestui tip de motoare, cum ar fi
folosirea rapoartelor de comprimare variabile, refolosirea gazelor arse sau folosirea
combustibililor reformați cu ajutorul plasmatroanelor [32].
7
1.1. INTRODUCERE
Analizând motoarele convenţionale cu aprindere prin scânteie, observăm că randamentul
şi puterea sunt limitate de detonaţie, ceea ce conduce la folosirea unor rapoarte de comprimare
mai mici decât cele optime.
Analizând motoarele convenţionale cu aprindere prin comprimare, observăm că existenţa
zonelor cu amestecuri bogate şi cea a zonelor cu amestecuri sărace duce la formarea de funingine
şi NOx aproape pe toată durata arderii, iar reducerea ambilor poluanţi nu este posibilă simultan.
În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen sunt introduse două
caracteristici ale motoarelor cu aprindere prin comprimare: raportul de comprimare ridicat (ceea
ce duce la creșterea randamentului termic) pentru a se putea obţine autoaprinderea, iar sarcina
este controlată prin modificarea calităţii amestecului aer-combustibil. Similar motoarelor cu
aprindere prin scânteie, amestecul aer-combustibil este omogenizat înaintea autoaprinderii, astfel
încât arderea unui amestec eterogen este împiedicată.
Datorita funcționării fără clapetă de accelerație, la sarcini mici amestecul carburant este
prea sărac pentru apariția autoaprinderii. La polul opus, când sarcinile devin prea mari, datorită
degajărilor prea bruște de căldură, apare riscul autodistrugerii motorului. Din aceste două cauze,
motoarele cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen pot funcționa doar la sarcini
parțiale. Datorită intervalului restrâns de operare, s-au făcut cercetări privind funcţionarea în
regim MAC-AO la sarcini parţiale, iar la sarcini mici, mari şi la sarcină maximă ca un motor
convenţional cu aprindere prin scânteie sau prin comprimare (Figura 1.3).
În funcție de platforma de la care se pleacă, trebuie realizate o serie de modificări pentru
obținerea motoarelor cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene. În
figura 1.4 sunt prezentate metodele cele mai utilizate pentru obținerea motoarelor cu aprindere
prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene.
Figura 1.4. Obținerea motoarelor cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene
8
1.2. OBIECTIVELE LUCRĂRII
Prin această lucrare, autorul își propune o serie de obiective ce trebuie îndeplinite.
Realizarea acestor obiective va duce la finalizarea acestei teze.
Primul obiectiv al acestei lucrări este analizarea stadiului actual al cercetărilor efectuate
în domeniul motoarelor cu aprindere prin comprimare ce folosesc amestecuri omogene. Se vor
studia materialele bibliografice din domeniu și se vor analiza rezultatele obținute de restul
cercetătorilor.
Al doilea obiectiv este identificarea principalelor avantaje în cazul folosirii motoarelor cu
aprindere prin comprimare cu amestec omogen. Avantajele motoarelor cu aprindere prin
comprimare ce folosesc amestecuri omogene trebuie evidențiate pentru a sublinia necesitatea
dezvoltării acestora.
Un alt obiectiv pe care autorul și-l propune este identificarea principalelor probleme ce
apar la dezvoltarea unui motor cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri
omogene. Pentru problemele cele mai importante se vor găsi soluții ce duc la remedierea
acestora sau la atenuarea lor.
Al patrulea obiectiv al lucrării este identificarea avantajelor și dezavantajelor oferite de
mecanismele ce influențează momentul autoaprinderii amestecului carburant la motoarele cu
aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene. În urma analizării acestora
se vor stabili metodele ce vor fi folosite în continuare.
Realizarea unui model virtual pentru simularea funcționării motorului în regim MAC-AO
reprezintă un alt obiectiv important propus. Cu ajutorul acestui model se vor efectua simulări
pentru a prognoza influențele diferiților factori asupra procesului de ardere și asupra procesului
de schimb de gaze. Rezultatele simulărilor vor fi folosite pentru reglajele necesare funcționării
motorului în regim MAC-AO.
Cel mai important obiectiv pe care autorul și-l propune este realizarea de teste într-o
celulă de încercat motoarele cu ardere internă. Datele obținute în urma testelor vor fi prelucrate
și analizate. Rezultatele vor fi prezentate sub formă de figuri și vor fi interpretate.
Un ultim obiectiv propus pentru această lucrare este stabilirea legilor de ardere. Pe baza
căldurii degajate calculate pe baza curbelor de presiune din cilindru vor fi stabilite legile de
ardere din motoarele cu aprindere prin comprimare ce folosesc amestecuri omogene.
9
1.3. SCOPUL LUCRĂRII
În urma documentării asupra motoarelor cu aprindere prin comprimare ce funcționează
cu amestecuri omogene au fost identificate, pe lângă avantaje, și problemele ce apar în timpul
funcționării.
Prin simulările și testele efectuate pentru această lucrare, autorul a încercat să obțină un
motor cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene care să profite cât
mai mult de avantajele acestor tipuri de motoare.
În urma analizării stadiului actual al cercetărilor realizate în domeniul motoarelor cu
aprindere prin comprimare cu amestec omogen, dar și asupra cercetărilor efectuate asupra
formării emisiilor poluante la motoarele cu ardere internă, s-au stabilit cauzele ce duc la
formarea emisiilor poluante de oxizi de azot, monoxid de carbon și hidrocarburi nearse. S-a
stabilit faptul că reducerea emisiilor de oxizi de azot reprezintă principalul avantaj al acestui tip
de motoare, testele confirmând reduceri de până la 98% în comparație cu motoarele clasice cu
aprindere prin comprimare sau cu aprindere prin scânteie [39].
În urma analizării mecanismului de formare a emisiilor de oxizi de azot [24, 25], s-a
observat că o reducere simțitoare a acestora poate fi obținută dacă se reduc temperaturile din
timpul procesului de ardere.
Scopul acestei lucrări este realizarea unui model virtual și a unui model fizic de motor cu
aprindere prin comprimare ce folosește amestecuri omogene și analizarea procesului de ardere în
aceste motoare. Modelul virtual trebuie realizat pentru a estima influența diferiților factori ce
influențează procesul de ardere. Vor fi analizate influențele refolosirii gazelor arse asupra
procesului de ardere, influența turației și nu în ultimul rând influența defazării legilor de ridicare
a supapelor de evacuare asupra lucrului mecanic pierdut datorită pompajului. În urma
rezultatelor obținute în mediul virtual, folosind softuri de ultimă generație, se vor alege metodele
de control folosite pentru influențarea momentului autoaprinderii în modelul fizic al motorului
cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene.
După realizarea modelului fizic, pe acesta vor fi făcute o serie de încercări. Scopul
acestor încercări este de a determina influența factorilor funcționali asupra procesului de ardere.
Se vor analiza în special influența cantității de gaze arse menținute în cilindru, influența turației,
influența sarcinii (cantitatea de combustibil injectat), influența defazării legilor de ridicare a
supapelor de admisie. Se vor face și încercări pentru a determina momentul optim pentru
injectarea combustibilului în cilindru.
Ca și unelte pentru analizarea procesului de ardere din motorul cu aprindere prin
comprimare ce folosește amestecuri omogene, vor fi folosite presiunea din interiorul cilindrului,
10
temperatura din interiorul cilindrului, căldura degajată și fracțiunea de combustibil ars. Presiunea
din cilindru va fi măsurată cu traductori performanți, iar temperatura din cilindru, căldura
degajată și fracțiunea de combustibil ars, mărimi ce nu pot fi măsurate direct, vor fi calculate
folosind legea gazelor ideale și principiul întâi al termodinamicii. De asemenea, vor fi măsurate
și emisiile poluante, pentru a stabili influența factorilor funcționali studiați asupra emisiilor de
hidrocarburi nearse, de monoxid de carbon și de oxizi de azot.
În final, după realizarea testelor și a analizei termodinamice, se vor compara rezultatele
testelor fizice cu cele obținute în urma simulărilor în mediul virtual. Se vor stabili astfel legile de
ardere valabile pentru motoarele cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri
omogene.
În lucrare se va face prezentarea rezultatelor obținute atât în urma simulărilor efectuate cu
ajutorul softurilor dedicate cercetării proceselor din interiorul motoarelor cu ardere internă, cât și
a celor obținute pe standurile de încercări.
Prin această lucrare, autorul își propune să evidențieze avantajele motoarelor cu aprindere
prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene, să prezinte mecanismele prin care se
poate controla momentul autoaprinderii amestecului omogen și să prezinte influența factorilor
principali asupra procesului de ardere.
1.4. ETAPELE PARCURSE LA REALIZAREA LUCRĂRII
Prin prezenta lucrare autorul își propune să investigheze procesele din interiorul
motoarelor cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene, în special
procesul de ardere. Procesul de ardere prezintă cea mai mare importanță, deoarece de el depind
performanțele motorului, atât cele energetice cât și cele ecologice. Pentru atingerea obiectivelor
propuse, au fost urmărite mai multe etape, prezentate mai jos.
În capitolul 1 se evidențiază motivul pentru care prezintă interes motoarele cu aprindere
prin comprimare ce folosesc amestecuri omogene. Se prezintă principalele avantaje ale acestora,
cel mai important fiind faptul că emisiile de oxizi de azot sunt foarte scăzute, datorate faptului că
procesul de ardere are loc la temperaturi joase.
În capitolul 2 este prezentat stadiul actual al cercetărilor efectuate în domeniul
motoarelor cu aprindere prin comprimare ce folosesc amestecuri omogene. În acest capitol se
prezintă cele mai importante abordări ale altor cercetători din domeniu și rezultatele obținute de
ei. Se disting astfel două metode fundamentale pentru obținerea arderii amestecurilor omogene în
motoarele cu aprindere prin comprimare: prin plecarea de la platforma motoarelor cu aprindere
prin scânteie sau prin pornirea de la platforma motoarelor cu aprindere prin comprimare. În
11
continuare, se studiază diferite metode utilizate pentru controlul momentului autoaprinderii la
acest tip de motoare și influența lor asupra procesului de ardere.
În capitolul 3 se prezintă aparatul matematic din spatele softului de simulare folosit. Se
prezintă apoi modelul virtual creat pentru testarea în mediu virtual a soluțiilor propuse pentru
controlul momentului autoaprinderii amestecului carburant. Cu ajutorul modelului creat au fost
realizate simulări pentru determinarea comportamentului motorului la diferite turații și pentru
diferite valori ale cantității de gaze arse recirculate. S-au făcut simulări și pentru a stabili
influența defazării legilor de ridicare a supapelor de evacuare asupra pierderilor datorate lucrului
mecanic de pompaj.
În capitolul 4 se prezintă aparatele folosite pentru testarea fizică a motorului cu aprindere
prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene. La începutul capitolului se prezintă
schema instalației experimentale folosite și caracteristicile motorului. Apoi este descris modul în
care este organizat standul de încercat motoarele. Se prezintă sistemele de condiționare a aerului,
sistemul de condiționare a lichidului de răcire și al uleiului și instalația de alimentare. Se descriu
apoi traductorii cei mai importanți folosiți pentru măsurarea datelor necesare analizei
termodinamice a procesului de ardere. Sunt descriși traductorii de presiune, de poziție a arborelui
cotit și a arborilor cu came. În finalul capitolului sunt prezentate echipamentele de măsurare a
emisiilor poluante și echipamentele de achiziție a datelor.
În capitolul 5 se prezintă rezultatele testelor făcute pe motorul cu aprindere prin
comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene. Se prezintă modul în care a fost realizat
calculul mărimilor ce nu pot fi măsurate direct. În continuare se prezintă influența factorilor ce
au fost studiați, cum ar fi turația motorului, cantitatea de combustibil injectată, momentul
injecției, momentul închiderii supapelor de evacuare (cantitatea de gaze arse refolosită) și
momentul deschiderii supapelor de admisie. În finalul capitolului se compară rezultatele obținute
pe cale experimentală cu cele obținute în mediul virtual și se stabilesc legile de ardere.
Capitolul 6 încheie această lucrare prezentând concluziile finale ce reies în urma acestei
lucrări. Se indică avantajele utilizării amestecurilor omogene la motoarele cu aprindere prin
comprimare. Sunt prezentate contribuțiile personale și originale aduse de autor. Capitolul se
încheie prezentând direcțiile de cercetare ce pot fi urmate în viitor pentru dezvoltarea motoarelor
cu aprindere prin comprimare ce folosesc amestecuri omogene.
12
2. STADIUL ACTUAL PRIVIND CERCETĂRILE
EXPERIMENTALE ASUPRA FOLOSIRII
AMESTECURILOR OMOGENE LA MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN COMPRIMARE
În ultimii ani a fost dezvoltat un nou tip de motor, numit motor cu aprindere prin
comprimare cu amestec omogen (MAC-AO). Deși este considerat un nou tip de motor, acesta a
apărut în același timp cu motoarele convenționale cu aprindere prin scânteie sau cu aprindere
prin comprimare.
2.1. PRINCIPIUL DE FUNCȚIONARE AL MOTOARELOR CU
APRINDERE PRIN COMPRIMARE CU AMESTEC OMOGEN
La MAC-AO, la fel ca și la motoarele convenționale cu aprindere prin scânteie,
combustibilul este amestecat cu aerul fie în galeria de admisie fie în interiorul cilindrului (în
cazul injecției directe). Amestecul format este apoi comprimat in timpul cursei de comprimare.
La finalul procesului de comprimare, amestecul se autoaprinde într-un mod similar cu
autoaprinderea la motoarele convenționale cu aprindere prin comprimare.
Pentru a exista condițiile necesare autoaprinderii la sfârșitul procesului de comprimare,
temperatura amestecului de la începutul procesului de comprimare trebuie ridicată. Acest lucru
se poate realiza fie prin încălzirea aerului admis fie prin menținerea unei părți din gazele arse în
cilindru. Folosind una din aceste metode, temperatura din timpul procesului de comprimare
crește, ceea ce grăbește reacțiile chimice premergătoare procesului de ardere a amestecului aer-
combustibil omogen. În figura 2.1 [11] se poate observa modul de degajare a căldurii la MAC-
AO în două etape.
Figura 2.1. Degajarea căldurii la MAC-AO
13
2.2. FOLOSIREA PLASMATRONULUI PENTRU CONTROLUL
MOMENTULUI APRINDERII ÎN MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN COMPRIMARE CE FOLOSESC
AMESTECURI OMOGENE
Convertoarele de combustibil cu plasmă recent dezvoltate au proprietatea de a produce
hidrogenul la bordul mașinii. Plasmatroanele au un răspuns rapid la necesitatea de a transforma o
gamă largă de hidrocarburi în gaze bogate în hidrogen. Ele au fost folosite pentru a transforma
gazele naturale [13], benzina [44], motorina [16] și biocombustibili [77] în gaze bogate în
hidrogen (H2 + CO). În figura 2.2 se poate observa modul de funcționare al convertoarelor de
combustibil cu plasmă.
Figura 2.2. Schema de funcționare a motorului cu plasmatron pentru îmbogățirea combustibilului în
hidrogen [14]
Plasmatroanele produc descărcări electrice în gazele compuse din hidrocarburi și aer
(și/sau alți oxidanți). Generația rezultată de reactivi din gaz împreună cu îmbunătățirea
amestecării accelerează transformarea hidrocarburilor în gaze bogate în hidrogen.
Plasmatroanele pot fi folosite și pentru creșterea entalpiei gazelor, accelerând astfel reacțiile.
Aceste condiții facilitează îmbunătățirea unei largi varietăți de hidrocarburi în gaze bogate în
hidrogen.
Figura 2.3. Schema plasmatronului proiectat la Universitatea Transilvania
14
O metodă pentru a putea controla motoarele cu aprindere prin comprimare ce folosesc
amestecuri omogene este folosirea plasmatronului [15]. Temperatura și compoziția gazelor ce
intră în cilindrii motorului pot fi controlate amestecând încărcătura care intră în cilindri (care
conține aer, carburant, gaze de evacuare) cu gaze îmbogățite în hidrogen din plasmatron.
Modificând volumul de gaze ce trece prin plasmatron se vor modifica atât temperatura cât și
cifra octanică a combustibilului, controlând astfel momentul aprinderii în motor. Schema unei
astfel de instalații se poate vedea în figura 2.4.
Figura 2.4. Schema mecanismului de control al MAC-AO cu ajutorul plasmatronului
2.3. OBȚINEREA MOTOARELOR CU APRINDERE PRIN
COMPRIMARE CU AMESTEC OMOGEN PLECÂND DE LA
PLATFORMA MOTOARELOR CU APRINDERE PRIN
SCÂNTEIE
La MAC-AO derivate din motoarele cu aprindere prin scânteie, aprinderea este obținută
controlând temperatura, presiunea și compoziția amestecului aer-combustibil, astfel încât arderea
să înceapă la momentul potrivit, evitându-se degajările bruște de căldură.
Spre deosebire de motoarele clasice cu aprindere prin scânteie sau cu aprindere prin
comprimare, nu există un mecanism direct de inițiere a aprinderii, cum este scânteia dată de bujie
la MAS sau injecția de combustibil la MAC. Din acest motiv, condițiile inițiale au o influență
foarte mare asupra procesului de ardere.
În cazurile ideale, arderea la MAC-AO este declanșată de o autoaprindere a amestecului
deja format în tot volumul camerei de ardere. Spre deosebire de motoarele clasice cu aprindere
prin scânteie, nu există un front al flăcării. La MAC-AO se poate observa apariția mai multor
nuclee de autoaprindere. Căldura se degajă din acest motiv mult mai repede, procesul de ardere
apropiindu-se foarte mult de procesul de ardere la volum constant caracteristic MAS ideale. În
15
figura 2.5 se poate observa diferența dintre funcționarea în regim MAC-AO și funcționarea în
regim MAS a unui motor menținând constanți parametrii de funcționare. Se observă o creștere a
presiunii mult mai bruscă în cazul MAC-AO decât în cazul MAS.
Figura 2.5. Presiunea din cilindru în timpul funcționării motorului ca MAS și ca MAC-AO[102]
2.3.1. Regimurile de funcționare ale MAC-AO derivate din MAS
În figura 2.6 sunt prezentate zonele de funcționare ale MAC-AO derivate din MAS.
Pentru a obține autoaprinderea, temperatura amestecului proaspăt trebuie ridicată la valoarea de
320°C folosind un încălzitor de aer. Recircularea gazelor arse s-a realizat cu mult înaintea
încălzitorului. Gazele arse au fost răcite înainte de a fi amestecate cu amestecul proaspăt pentru
ca temperatura să poată fi controlată precis numai cu ajutorul încălzitorului. Combustibilul a fost
injectat în galeria de admisie folosind un injector Bosch și o presiune de injecție de 0,27 MPa.
Figura 2.6. Domeniul de funcționare al MAC-AO derivat din MAS [74]
16
În figura 2.6 sunt prezentate mai multe puncte de operare la care s-au variat cantitățile de
gaze arse recirculate (pe abscisă) și coeficientul de exces de aer al amestecului aer-combustibil
din cilindru (pe ordonată).
2.3.2. Emisiile MAC-AO derivate din MAS
Figura 2.7. Emisiile specifice de hidrocarburi nearse (HC) la MAC-AO (g/KWh)[74]
Cercetările efectuate pe MAC-AO derivate din MAS efectuate de mai mulți cercetători
arată evoluții similare ale emisiilor de HC si de CO [38, 58, 74]. În figurile 2.7 și 2.8 se pot
urmări emisiile specifice de HC și de CO în funcție de coeficientul de exces de aer și de
cantitatea de gaze arse recirculate folosită. Cu cât coeficientul de exces de aer crește (sarcina se
micșorează) scade degajarea de căldură și scad temperaturile din timpul procesului de ardere.
Datorită temperaturilor scăzute amestecul aer-combustibil este supus unui proces de oxidare la
temperaturi scăzute, iar arderea în detentă are o durată mai scurtă. Din aceste motive apare
arderea incompletă, crescând emisiile de HC si CO.
Figura 2.8. Emisiile specifice de monoxid de carbon (CO) la MAC-AO (g/KWh)[74]
17
În figura 2.8 se poate observa că există un punct după care amestecul este prea sărac și
emisiile de CO cresc substanțial (după ce λ depășește valoarea de 4.5, fără recircularea gazelor
arse). Acest lucru se explică prin faptul că oxidarea CO în CO2 necesită o temperatură de
minimum 1400-1500K, temperatură sub care cea mai mare parte a monoxidului de carbon nu se
transformă în dioxid de carbon. Calculând temperaturile maxime din timpul arderii, se observă
ca acestea nu depășesc valoarea de 1400K pentru această regiune [102].
La sarcini mici, emisiile de HC ale MAC-AO sunt foarte mari, mult mai mari decât la
MAS, unde se obțin valori de aproximativ 5 g/KWh. Acesta este unul dintre cele mai mari
dezavantaje ale MAC-AO.
La sarcini mai mari, în apropierea zonei de funcționare cu detonație, emisiile de monoxid
de carbon ale MAC-AO scad, în comparație cu cele ale MAS, care sunt de aproximativ 20
g/KWh.
Efectul gazelor arse recirculate asupra emisiilor de HC si CO este mic în comparație cu
cel al coeficientului de exces de aer, excepție făcând cazul în care se folosesc cantități mari de
gaze arse recirculate.
Figura 2.9. Emisiile specifice oxizi de azot (NOX) la MAC-AO (g/KWh)[74]
În figura 2.9 se poate urmări evoluția emisiilor de oxizi de azot (NOx). Acestea ating
valorile maxime în apropierea limitei de funcționare cu detonație. Cele mai mari valori ale
emisiilor specifice se obțin la valori mici ale coeficientului de exces de aer si valori mari ale
cantității de gaze arse recirculate. Formarea emisiilor de NOx depinde de evoluția temperaturilor
din cilindru [33]. Unul dintre avantajele MAC-AO este faptul că acestea funcționează cu
amestecuri sărace, ceea ce duce la o scădere a temperaturilor din timpul procesului de ardere și
implicit o scădere a emisiilor de NOx.
18
2.3.3. Efectele utilizării gazelor arse
Refolosirea gazelor arse are patru mari efecte importante asupra procesului de ardere la
motoarelor cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen.
Efectul de încălzire a amestecului apare atunci când gazele arse, care au o temperatură
foarte ridicată, sunt amestecate cu încărcătura proaspătă, iar temperatura amestecului nou format
crește. Acest efect are o importanță ridicată deoarece influențează momentul autoaprinderii
amestecului la MAC-AO. Datorită efectului de încălzire, procesul de ardere începe mai repede,
se obțin presiuni maxime mai mari, căldura degajată este mai mare, iar durata procesului de
ardere este mai mică [33, 103].
Efectul de diluare a amestecului [73] apare deoarece gazele arse, menținute sau
reintroduse în cilindru, înlocuiesc o parte a aerului ce ar putea fi admis. Când cantitatea de aer
admis este mai mică, concentrația de oxigen (O2) este redusă, așadar refolosirea gazelor arse
diluează amestecul. Efectul de diluare nu influențează momentul declanșării procesului de ardere
însă influențează durata procesului de ardere, prelungind-o. Când se refolosesc cantități mari de
gaze arse, căldura degajată este redusă, temperaturile din timpul procesului de ardere scad, ceea
ce duce la micșorarea emisiilor de oxizi de carbon [33, 46, 103].
Efectul de creștere a capacității calorice apare deoarece gazele arse conțin vapori de apa
(H2O) și dioxid de carbon (CO2), elemente care au o căldură specifică ridicată. Astfel,
capacitatea calorică a amestecului crește. Acest efect duce la micșorarea temperaturilor
amestecului la sfârșitul procesului de comprimare și în timpul procesului de ardere. Căldura
degajată este redusă [33, 63, 103], iar durata procesului de ardere este extinsă [11, 33, 102].
Efectul chimic apare datorită faptului că în gazele arse rămân radicali activi care pot
participa la reacțiile chimice premergătoare procesului de ardere. Datorită efectului chimic,
procesul de ardere poate începe mai repede [55].
2.4. MOTOARE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE CU
AMESTEC OMOGEN OBȚINUTE PLECÂND DE LA
PLATFORMA MOTOARELOR CU APRINDERE PRIN
SCÂNTEIE
2.4.1. Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu
management termic
Căldura gazelor de evacuare şi a lichidului de răcire poate fi utilizată pentru încălzirea
aerului admis folosind schimbătoare de căldură [70, 81]. Sarcina şi turaţia variază la motoarele
19
pentru autovehicule. Au fost realizate diferite sisteme pentru a adapta temperatura aerului admis
in vederea obţinerii rapide a managementului termic.
Motorul cu proces cinetic optimizat este un motor în patru timpi de tip dual MAC-AO –
MAS [101]. Pentru autoaprinderea amestecului, acest tip de motor utilizează energia termică din
gazele de evacuare şi din lichidul din instalaţia de răcire pentru a încălzi aerul admis şi reţine o
parte din gazele arse. Raportul de comprimare este mărit la aproximativ 15:1. Aşadar, aproape
toate sursele de energie termică sunt folosite pentru autoaprinderea amestecului. Controlul
momentului autoaprinderii se bazează pe un management termic rapid al temperaturii de
admisie.
Figura 2.9. Schema sistemului de management termic folosind două trasee de admisie [102]
Pentru a utiliza energia termică a gazelor de evacuare şi a lichidului din instalaţia de
răcire se folosesc două schimbătoare de căldură pentru a încălzi aerul admis (Fig.2.9). Un traseu
de admisie trece prin schimbătorul de căldură lichid de răcire – aer, apoi prin schimbătorul de
căldură gaze de evacuare – aer. Alt traseu de admisie ocoleşte cele două schimbătoare de
căldură, iar aerul rămâne neîncălzit. Aerul poate intra în motor prin ambele trasee. Temperatura
aerului admis în cilindru depinde de debitul de aer ce trece prin fiecare traseu. Debitul de aer ce
trece prin fiecare traseu este controlat de o supapă de control a temperaturii (SCT), cum se vede
şi în figura 2.9.
2.4.2. Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu
menținerea gazelor arse în cilindru
Principiul autoaprinderii controlate prin menţinerea gazelor arse în cilindru este de a
iniția arderea şi de a controla degajarea de căldură ulterioară menţinând cantităţi variabile relativ
mari de gaze arse în cilindru. Gazele arse de la ciclul precedent sunt păstrate în cilindru,
închizând supapa de evacuare mai devreme. Gazele arse menţinute în cilindru sunt apoi
comprimate în timpul ultimei faze a evacuării În timpul cursei de admisie, supapa de admisie se
20
deschide cu o întârziere mai mare pentru ca presiunea gazelor arse din cilindru să scadă şi să nu
refuleze. Încărcătura proaspătă şi rece se amestecă cu gazele arse fierbinţi de la care primesc
energie termică. Ulterior, supapa de admisie se închide şi începe comprimarea, iar amestecul se
autoaprinde şi urmează arderea în apropierea punctului mort superior.
Figura 2.10. Diagramele indicate la MAC-AO cu menţinerea gazelor arse în cilindru
O cantitate mai mare de gaze reziduale duce la o cantitate mai mică de gaze proaspete
admisă în cilindru şi la o cantitate de combustibil mai mică ce va fi arsă. Funcţionarea se face cu
clapeta de accelerație deschisă total, astfel rezultând un lucru mecanic de pompaj redus faţă de
MAS.
La sarcini mari, când închiderea supapei de evacuare se face spre PMS, raportul de
comprimare efectiv creşte pentru ca supapa de admisie se deschide şi se închide mai devreme
crescând şi şansele de funcţionare cu detonaţie a motorului.
2.4.3. Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu
recircularea gazelor arse
Comparativ cu mecanismele de distribuție convenționale ale motoarelor cu aprindere prin
scânteie, cele mai eficiente metode de a menţine sau de a reintroduce înapoi o cantitate mare de
gaze arse în cilindru prin modificarea distribuţiei sunt menţinerea gazelor arse şi recircularea
gazelor arse. Recircularea internă a gazelor arse se poate face folosind mecanisme de distribuție
fără came [61] sau mecanisme cu distribuție variabilă [57, 83, 91].
21
Pentru recircularea gazelor arse, cel puţin una din supapele de evacuare trebuie să se mai
deschidă încă o dată în timpul admisiei. Durata şi momentul deschiderii supapei controlează
cantitatea de gaze arse reintroduse în cilindru. Cu cât creşte timpul în care este deschisă supapa,
cu atât creşte şi gradul de omogenizare a gazelor arse cu cele proaspete.
În figura 2.11 se pot observa diferențele dintre menținerea gazelor arse în cilindru și
recircularea lor asupra diagramei de pompaj.
Figura 2.11. Comparație între diagramele de pompaj în cazul menținerii și recirculării gazelor arse
[102]
2.5. OBȚINEREA MOTOARELOR CU APRINDERE PRIN
COMPRIMARE CU AMESTEC OMOGEN PLECÂND DE LA
PLATFORMA MOTOARELOR CU APRINDERE PRIN
COMPRIMARE
Sistemele de injecție moderne, de tip rampă comună, controlate electronic, au permis
modificarea timpilor și legilor de injecție. De asemenea, aceste sisteme au permis posibilitatea de
a avea un număr mai mare de injecții pe ciclu [56, 87]. Din aceste motive MAC-AO pot fi
realizate fie prin utilizarea sistemelor de injecție în poarta supapei [23] fie folosind injecția
directă [100].
Un sistem de injecţie adecvat trebuie să aibă un grad înalt de flexibilitate pentru a permite
adaptarea legilor de injecţie pentru a modifica condiţiile la limita în timpul injecţiei. Injecţia la
presiune înaltă, împreună cu un număr mare de orificii ale injectorului, sunt folosite pentru a
obţine o pulverizare fină, pentru a introduce toată încărcătura de combustibil în procesul de
formare a amestecului şi pentru a evita formarea unei pelicule pe pereţii cilindrului. O modificare
ulterioară pentru a obţine o penetrare mai bună a jetului poate fi realizată prin realizarea injecţiei
din mai multe pulverizări având durate diferite. În figura 2.12 este prezentat un model de injecţie
22
pulsatorie. Cu cât fiecare pulverizare are o durată mai mică, cu atât este mai mică inerţia
combustibilului, rezultând astfel penetrarea.
Figura 2.12. Injecţia pulsatorie
2.5.1. Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu avans la
injecție mare (PREDIC)
În cazul injecţiei cu avans mărit, unghiul de pulverizare trebuie modificat. Faţă de injecţia
convenţională de la motoarele cu aprindere prin comprimare, care se face în apropierea punctului
mort superior, volumul dintre injector şi piston este mult mai mare. Pentru a obţine o amestecare
adecvată a combustibilului cu gazele din cilindru, unghiul dintre orificii trebuie micşorat (Fig.
2.13). Pentru a realiza ambele tipuri de ardere într-un singur motor (funcţionare în mod dual) este
ideală folosirea unor injectoare cu unghi de pulverizare variabil [11].
Figura 2.13. Adaptarea unghiului de pulverizare pentru injecţia cu avans mărit [11]
Depunerea combustibilului pe pereţii cilindrilor poate fi evitată datorită pulverizărilor
scurte şi unghiului mic de pulverizare. Cu toate acestea, aceste unghiuri mici duc la depunerea
combustibilului pe piston la sfârșitul injecţiei iar folosirea injectoarelor cu unghiuri variabile este
din nou recomandată. Deoarece temperatura pistonului este mai mult mai mare decât a pereţilor
cilindrului, depunerea combustibilului pe piston este mai puțin dăunătoare. În apropierea
punctului mort superior se obţine un amestec sărac, dar nu complet omogen. Cu toate că emisiile
de NOx nu sunt influenţate foarte tare de gradul de neomogenizare, poate să apară arderea
parţială în regiunile cu amestec foarte sărac, ceea ce duce la creşterea emisiilor de hidrocarburi
nearse (HC) şi de dioxid de carbon (CO).
23
2.5.2. Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu injecţii
multiple (MULDIC)
MULDIC este o ardere în două etape şi a fost introdusă pentru a mări cuplul motoarelor
PREDIC. În figura 2.14 este prezentată arderea în motoarele MULDIC. Întârziind momentul
celei de a doua injecţii, se pot reduce substanţial emisiile de NOx, fără ca motorul să dea rateuri.
Reducerea consumului de combustibil şi a emisiilor de NOx devine minimă când injecţia
se face în apropierea PMS la motoarele convenţionale, iar la MULDIC se mai poate reduce
întârziind a doua injecţie a injectorului central. În unele cazuri, emisiile de NOx ale motoarelor
MULDIC sunt cu până la 40 % mai mici decât la MAC. Deoarece MULDIC, la fel ca PREDIC,
poate reduce emisiile de NOx, se pot obţine îmbunătățiri ale consumului de combustibil
controlând momentul aprinderii şi proprietățile combustibilului [102].
Problemele actuale ale motoarelor MULDIC sunt hidrocarburile nearse şi concentraţia
mare de CO în gazele de eşapament. Un injector care reprimă penetraţia jetului ar putea fi o
măsură de a elimina aceste probleme. Cu toate acestea, tratarea gazelor evacuate este necesară
folosind un catalizator performant.
Figura 2.14. Comparaţie între arderea la motoarele PREDIC şi MAC [102]
2.5.3. Motoare cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen cu injecţie
directă sub unghi ascuţit
Pentru a depăși limitările de putere ale motoarelor MAC-AO, s-a dezvoltat o metodă de a
funcţiona în mod dual MAC-AO – MAC, numită NADI (Narrow Angle Direct Injection –
injecţie directă sub unghi ascuţit). Motorul funcționează în regim MAC-AO la sarcini mici şi
medii şi ca MAC la sarcini mari. Regimurile de funcţionare pot fi schimbate în timpul mersului
[93].
A fost ales un sistem de injecţie de tip common rail datorită flexibilităţii mari. A fost ales
un unghi de injecţie ascuţit (aproximativ 70°) pentru a limita depunerea combustibilului pe
24
pereţii cilindrului şi pentru a avea un interval mare în care să poată fi efectuată injecţia. În figura
2.15 este prezentată arhitectura unui motor NADI.
Figura 2.15. Sistem NADI [102]
2.6. ANALIZA PROCESULUI DE ARDERE DIN MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN COMPRIMARE CARE FOLOSESC
AMESTECURI OMOGENE
Reacţiile de oxidare din motoarele MAC-AO determină momentul autoaprinderii,
cantitatea de căldură degajată, reactivii intermediari şi produsele finale ale arderii. Arderea în
motoarele MAC-AO a majorităţii combustibililor, mai ales a celor destinaţi motoarelor cu
aprindere prin comprimare, degajă căldură în două etape (Fig. 2.1). Doar combustibilii cu cifră
octanică ridicată degajă căldura într-o singură etapă în timpul arderii [46].
Prima etapă a degajării de căldură este asociată cu reacţiile cinetice de temperatură joasă
(OTJ), iar a doua şi cea mai puternică (reacţia principală) este oxidarea la temperatura înaltă
(OTÎ). Întârzierea dintre OTJ si OTÎ este datorată coeficientului de temperatură negativ (CTN).
2.6.1. Oxidarea combustibilului la temperaturi joase
Momentul apariţiei şi degajarea de căldură a primei etape a aprinderii depinde de
mărimea şi structura moleculară a combustibilului. Reacţiile din cadrul etapei OTJ au loc la
temperaturi sub 850 K [46, 89]. Cei mai importanţi paşi din timpul OTJ sunt prezentaţi mai jos.
Reacţia începe cu formarea de radicali R*. Combustibilul (RH), (R:molecula de bază,
H:atom de hidrogen) reacţionează cu oxigenul (O2) într-o reacţie endotermă:
22 HORORH (2.2)
Această reacţie este lentă şi când se formează destui radicali, moleculele de combustibil
încep următoarele tipuri de reacţii, care sunt foarte importante pe toată durata procesului de
ardere:
XHRXRH (2.3)
25
X* este un radical arbitrar, preferabil radicalul OH* [42]. Următorul mecanism format din doi
paşi începe oxidarea la temperaturi joase:
Pasul 1: Împreună cu oxigenul radicalul hidrocarbon existent formează radicali peroxizi
(RO2)
22 ROOR (primul adaos de O2). (2.4)
Apoi, abstracţia primului atom intern de hidrogen H
'22 RHORO (abstracţie de atom intern de hidrogen H) (2.5)
are loc. O abstracţie de atom extern de hidrogen H poate fi de asemenea posibilă. Din această
reacţie va rezulta ramificarea lanţului ceea ce conduce la aprindere, în timp ce abstracţia
atomului intern de hidrogen H nu duce. Cu toate acestea, abstracţia atomului extern de hidrogen
H se petrece mult mai încet decât cea internă [20, 21] iar reacţia acesta (2.5) este dominantă şi
aprinderea nu are loc.
Pasul 2: Adăugarea unei noi molecule de oxigen,
2222 '' ORHOORHO (al doilea adaos de O2) (2.6)
şi următoarea abstracţie de atom de hidrogen intern sau extern duce la aprindere:
RHORHORHORHO 2222 '' (abstracţie de atom extern de hidrogen H) (2.7)
OHORHOHORHO '' 222 (ramificarea lanţului) (2.8)
OHOORORHO ''2 (propagarea lanțului) (2.9)
sau
HORHOORHO 2222 ''' (abstracţie de atom intern de hidrogen H) (2.10)
OHORHOHORHO '''' 222 (propagarea lanţului) (2.11)
OHOORORHO ''''2 (ramificarea lanţului) (2.12)
R, R' si R'' sunt molecule de combustibil iar “ • ” arată faptul că sunt radicali [94]. Radicalii OH•
rezultaţi în urma acestor reacţii oxidează hidrocarburile (reacţia 2.3),
OHROHRH 2 , (2.13)
iar creşterea ratei reacţiilor exoterme (de la reacţia 2.4 la reacţia 2.13) duce la prima degajare de
căldură (OTJ). Cu toate acestea, reacţiile întârziate devin dominante în timp ce temperatura
creşte datorită degajării de căldură şi comprimării.
Odată cu creşterea temperaturii, formarea oxidanţilor (OH• ) degenerează, ducând la
degenerarea primei faze a degajării de căldură. Acest mecanism este numit ramificarea lanţului
degenerat şi este responsabil pentru mărirea întârzierii la aprindere cu creşterea temperaturii
(Coeficientul Negativ de Temperatură (CTN), Fig. 2.1) şi explică existenţa regiunii CTN între
OTJ şi OTI la arderea în două faze la ciclul MAC-AO.
26
2.6.2. Regiunea CTN
La temperaturi între 800 K şi 1000 K, radicalii combustibililor din reacţia (2.5) duc la
următoarele două reacţii,
22 HOalchenaOR , (2.14)
22222 OOHHOHO ’ (2.15)
acumulându-se apa oxigenata (H2O2), care rămâne relativ inertă cât timp temperatura este sub
1000 K [46].
Temperatura creşte datorită comprimării, iar peste 900-1000 K reacţia de ramificare a lanţului
MOHOHMOH 22 (2.16)
produce rapid un număr mare de radicali OH• şi aceasta iniţiază a doua fază a procesului de
degajare a căldurii prin reacţia (2.13).
Această temperatură nu depinde de combustibili. Orice parametru al motorului care
formează amestecul din interiorul cilindrului mai devreme duce la atingerea temperaturii de
descompunere apei oxigenate (H2O2) (de exemplu rapoarte mai mari de comprimare, degajări de
căldură din prima fază mai mari sau produse mai devreme, temperatura aerului admis mărită) şi
va declanşa arderea principală.
2.6.3. Oxidarea combustibilului la temperaturi înalte
La temperaturi peste 900 K, moleculele cu lanţuri lungi se despart în hidrocarburi scurte
de tip C1 si C2. La început, radicalii alchil se formează prin abstracţia atomilor de hidrogen H,
reacţia (2.3):
HXRXRH . (2.17)
X• reprezintă radicali de tipul H•, O•, OH• si HO2•[45]. Cea mai importantă reacţie de
ramificare a lanţului responsabilă pentru producerea de radicali în timpul OTÎ (> 1100 K) este
OHOOH 2 . (2.18)
După abstracţia atomului de hidrogen temperaturile înalte duc la descompunerea termică,
alchenaRR ' . (2.19)
Noii radicali alchil R'• se descompun în continuare, iar alchenele CnH2n sunt descompuse
în radicalii O•, OH•, HO2•[45]. Din descompunerea următoare rezultă radicalii CH3
• şi C2H5•, iar
reacţiile următoare duc la formarea de formaldehide (CH2O) şi la arderea hidrocarburilor de tip
C2 (C2H6, C2H5, C2H4, C2H3, C2H2). Cu toate acestea, descompunerea combustibililor în
hidrocarburi de tipul C1- si C2- nu depinde de greutatea moleculară a combustibililor iar după
iniţierea reacţiilor la temperatură înaltă viteza lor nu este influenţată prea mult de tipul de
combustibil.
27
Oxidarea la temperaturi înalte duce la formarea de monoxid de carbon (CO), care până la
urmă se oxidează formând în final dioxidul de carbon (CO2). Această ultimă reacţie degajă o
cantitate importantă de căldură ceea ce este important pentru a obţine un consum scăzut de
combustibil. Cea mai importantă reacţie este[42, 45]:
HCOOHCO 2 , (2.20)
a cărei viteză este importantă peste temperatura de 1100 K. Sub această temperatură se realizează
doar o ardere parţială a monoxidului de carbon (CO). Astfel se explica emisiile mari de monoxid
de carbon a motoarelor MAC-AO, a căror temperaturi în timpul arderii sunt mult mai mici,
comparate cu ale motoarelor cu aprindere prin comprimare convenţionale.
Aprinderea în două etape apare doar dacă sunt folosiţi combustibili specifici motoarelor
cu aprindere prin comprimare. Dacă se folosește benzina, metan sau gaze naturale oxidarea la
temperaturi joase nu mai are loc [1, 11, 45], iar momentul aprinderii depinde de temperatura
critică care se obţine prin comprimare [46, 103].
3. MODELAREA ȘI SIMULAREA VIRTUALĂ A
PROCESELOR DIN MOTOARELE CU APRINDERE PRIN
COMPRIMARE CE FOLOSESC AMESTECURI
OMOGENE
Pentru simularea virtuală a proceselor din interiorul motorului s-a folosit softul BOOST
dezvoltat de AVL Graz. Acesta poate simula o varietate largă de motoare, în doi sau patru timpi,
cu aprindere prin scânteie sau cu aprindere prin comprimare, plecând de la motoare mici
destinate sculelor de putere sau motocicletelor, până la motoare mari destinate navelor.
Softul de simulare AVL BOOST dispune de algoritmi de calcul pentru toate elementele
motorului, cum ar fi tubulatura necesară construcției canalizației de admisie și de evacuare,
cilindrii motorului, chiulasa cu mecanismul de distribuție, injectoare pentru injecție directă sau
indirectă, filtre de aer și convertoare catalitice.
Curgerea fluidelor prin conducte se tratează unidimensional, ceea ce înseamnă că
presiunile, temperaturile și vitezele de curgere obținute prin calcularea sistemelor de ecuații
gazodinamice reprezintă valorile medii pentru fiecare secțiune a conductelor. Pierderile
gazodinamice datorate efectelor tridimensionale pot fi luate în considerare folosind coeficienți de
curgere adecvați.
28
3.1. MODELAREA FLUIDELOR DE LUCRU
Proprietățile gazelor cum ar fi constanta gazului sau căldura specifică depind de
temperatură, presiune și de compoziție. Softul de simulare AVL BOOST calculează proprietățile
gazelor pentru fiecare celulă la intervale de timp alese de utilizator. Ecuațiile de conservare
pentru produșii de ardere și vaporii de combustibil sunt rezolvate, iar fracțiunea de masă de aer
este calculată folosind relația (3.1) [107]:
PAVCaer www 1 (3.1)
Raportul aer-combustibil este calculat folosind ecuația [107]:
CA
CAPAPA w
wwAC
(3.2)
Figura 3.1. Raportul dintre fracțiunile masice [107]
Pentru determinarea proprietăților gazelor arse, raportul aer-combustibil este folosit ca
măsură pentru compoziția gazelor. Raportul aer-combustibil în acest caz reprezintă raportul aer-
combustibil la care a avut loc procesul de ardere din care s-au obținut gazele arse. Compoziția
gazelor arse este calculată folosind echilibrul chimic luând în considerare temperaturile înalte din
cilindru. AVL Boost poate folosi la simulări modele de combustibili monocomponenți sau
combustibili a căror compoziție este definită de utilizator. În cazul combustibililor
monocomponenți se poate modifica raportul aer-combustibil stoichiometric și puterea calorică a
combustibilului.
3.2. MODELAREA CILINDRULUI, PISTONULUI ȘI A
MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ
În figura 3.2 este prezentată schema bilanțului energetic dintr-un cilindru. Calculul
proceselor termodinamice din cilindru se bazează pe principiul întâi al termodinamicii, care
constituie o particularizare a legii conservării energiei la procesele în care intervine mișcarea
termică a materiei. Principiul întâi al termodinamicii afirmă că energia unui sistem termodinamic
este egală cu suma tuturor energiilor particulelor componente [107]:
29
Figura 3.2. Bilanțul energetic din cilindru [107]
dt
dmfqh
d
dm
hd
dm
d
dmh
d
dQ
d
dQ
d
dVp
d
umd
eveve
e
iiSC
SCpC
CC
)(
(3.3)
Variația masei din cilindru poate fi calculată din diferența dintre masele ce intră în
cilindru și cele ce ies din cilindru conform relației [107]:
dt
dm
d
dm
d
dm
d
dm
d
dm evSCeiC (3.4)
Prima lege a termodinamicii pentru cicluri la presiuni înalte afirmă că schimbarea
energiei interne din cilindru este egală cu suma dintre lucrul mecanic al pistonului, căldura
combustibilului admis, pierderile de căldură prin pereții cilindrului și pierderile de entalpie
datorate scăpării de gaze în carter [107].
3.2.1. Formarea amestecului
Ecuația (3.3) este valabilă atât pentru cazul în care amestecul aer-combustibil se
formează în interiorul cilindrului, cât și pentru cazul în care amestecul se formează în afara lui.
Termenii ce iau în considerare schimbarea compoziției gazelor datorită procesului de ardere sunt
tratați diferit în funcție de locul unde se formează amestecul.
În cazul în care amestecul se formează în interiorul cilindrului se presupune că [107]:
- combustibilul adăugat încărcăturii din cilindru este ars imediat;
- produșii de ardere se amestecă instantaneu cu restul încărcăturii împreună cu care
formează un amestec omogen;
30
- raportul aer-combustibil al amestecului scade continuu de la o valoare ridicată (la
începutul procesului de ardere) până la valoarea finală de la sfârșitul procesului de
ardere.
În cazul în care amestecul se formează în exteriorul cilindrului se presupune că [107]:
- amestecul este omogen la începutul procesului de ardere;
- raportul aer-combustibil rămâne constant pe toată durata arderii;
- amestecul ars și cel nears au aceleași presiuni și temperaturi chiar daca compoziția lor
este diferită.
Odată ce temperatura din cilindru a fost calculată, presiunea poate fi obținută din legea
gazelor ideale:
V
TRmp CC
C
0 (3.6)
3.2.2. Curgerea fluidelor prin supape
Debitele prin supapele de admisie și de evacuare sunt calculate folosind ecuațiile pentru
curgeri prin orificii izentropice. Se iau in considerare coeficienții de curgere prin supape
determinați pe standurile de încercare.
Din ecuația pentru curgere prin orificii izentropice se poate obține ecuația pentru debitul
masic [107]:
1
1
2
oooef TR
pAdt
dm (3.7)
Pentru curgeri subsonice [107]:
k
k
o
k
o p
p
p
p
k
k1
1
2
2
1
2
1 (3.8)
Pentru curgeri sonice [107]:
11
2 1
1
max
k
k
k
k (3.9)
Aria efectivă de curgere poate fi calculată folosind coeficienții de curgere [107]:
4
2
is
ef
dA (3.10)
Coeficientul de curgere μσ variază în funcție de ridicarea supapei și poate fi determinată
pe standurile de încercare, fiind raportul dintre debitul măsurat la o anumită diferență și debitul
31
izentropic teoretic calculat pentru aceleași condiții. Coeficientul de curgere este dependent de
aria transversală a conductei atașate.
În figura 3.3 se poate vedea diametrul interior al scaunului supapei folosit pentru calculul
ariei efective de curgere:
Figura 3.3. Diametrul interior al scaunului supapei [107]
3.2.3. Baleiajul
Pentru motoarele în 4 timpi se consideră un model cu un amestec perfect. Compoziția
gazelor de evacuare este media compoziției gazelor din cilindru iar energia gazelor de evacuare
este echivalentă cu energia medie a gazelor din cilindru. Din acest motiv puritatea aerului in
funcție de poziția arborelui cotit poate fi calculată folosind relația [107]:
d
dmR
md
dR i
c
11
(3.11)
unde R este puritatea aerului.
În cazul modelului se consideră că nu se formează un amestec între gazele aspirate si cele
arse. Astfel numai gazele arse părăsesc cilindrul. Echilibrul maselor se face folosind două tipuri
de baleiaj.
Baleiajul de tip A
Figura 3.4. Baleiaj de tip A[107]
Potrivit calității pozitive a baleiajului CB, gazele admise furnizează zonele de dezlocuire
și de amestec în timp ce un amestec pur de gaze părăsește cilindrul [107]:
0
ic
id
B
m
mC (3.12)
32
3.2.4. Mișcarea pistonului
Figura 3.5. Schema mecanismului bielă-manivelă [107]
Pentru motoarele standard mișcarea pistonului în funcție de unghiul arborelui cotit α
poate fi derivat folosind figura 3.5.
2
)sin(1)cos(cos)1(
l
e
l
rlrrS (3.17)
lr
earcsin (3.18)
În cazul în care mecanismul bielă-manivelă este axat (e=0, ψ=0) ecuația (3.15) devine:
2
)sin(1)cos()1(
l
rlrrS (3.19)
3.3. CALCULUL TRANSFERULUI DE CĂLDURĂ
3.3.1. Transferul de căldură din cilindru
Transferul de căldură către pereții camerei de ardere (chiulasa, capul pistonului și cămașa
cilindrului) se calculează cu ajutorul ecuației [107]:
)( picpipi TTAQ (3.20)
Pentru calcularea temperaturii cămășii cilindrului se ia în considerare diferența de
temperatură dintre pozițiile pistonului la punctul mort superior și la punctul mort inferior,
folosind ecuația [107]:
cx
eTT
xc
PMScccc
1
, (3.21)
33
PMIcc
PMScc
T
Tc
,
,ln (3.22)
Pentru calcularea coeficientului de transfer termic se folosește modelul Woschni.
3.3.2. Transferul de căldură prin supape
În timpul procesului de schimbare a gazelor, o parte din căldură se pierde prin supapele
de admisie și prin supapele de evacuare. Aceste pierderi sunt destul de mari, pe lângă scăpările
de gaze din cilindru pierzându-se și o cantitate ridicată de căldură datorită coeficienților de
transfer termic ridicați și a temperaturilor ridicate din regiunea supapelor și a scaunelor
supapelor. Pentru simulări, softul AVL Boost folosește un model Zapf de transfer de căldură
[107]:
pzs
cm
A
pzsamav TeTTT p
zspzs
(3.27)
Coeficientul de căldură αp depinde de direcția de curgere (în sau din cilindru). Pentru
curgerea în afara cilindrului se folosește ecuația [107]:
sa
ssaavavavp d
hdmTTCTCC 797.015.1
5.044.02
654 (3.28)
iar pentru curgerea în cilindru [107]:
sa
ssaavavavp d
hdmTTCTCC 765.0168.1
68.033.02
987 (3.29)
3.3.3. Pierderile de presiune din cilindru în carter
Pentru calculul pierderilor de gaze din cilindru în carter, softul AVL Boost folosește ca
date de intrare spațiul prin care se realizează trecerea gazelor din cilindru în carter și presiunea
medie a gazelor de carter. Debitul de gaze ce trec în carter poate fi calculat pentru orice moment
folosind ecuațiile (3.6-3.8).
Aria efectivă de curgere se calculează în funcție de diametrul cilindrului și de spațiul de
trecere a gazelor din cilindru în carter [107]:
DAef (3.30)
Dacă presiunea din cilindru depășește presiunea medie din carter, atunci presiunea și
temperatura din cilindru sunt considerate presiuni dinamice și temperaturi din amonte. Presiunea
medie din carter reprezintă presiunea statică din aval. Proprietățile gazelor sunt luate de la gazele
din cilindru. Dacă presiunea din cilindru este mai mică decât presiunea medie din carter, atunci
34
presiunea din carter este considerată presiunea dinamică din amonte, în timp ce presiunea din
cilindru reprezintă presiunea statică din aval.
3.4. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE
Pentru modelarea procesului de ardere este necesară introducerea legii de degajare a
căldurii. Aceasta se obține pentru fiecare punct de operare folosind presiunea din cilindru
măsurată în timpul testelor și ecuația (3.3). Pentru estimarea legii de degajare a căldurii se pot
folosi funcțiile Vibe pentru degajarea căldurii [50].
3.4.1. Funcția Vibe
Funcția Vibe [92] poate fi folosită pentru a aproxima căldura degajată din timpul
procesului de ardere:
)1(
1
myam eymad
dx
(3.31)
Q
dQdx (3.32)
c
y
0 (3.33)
Integrând funcția Vibe se obține fracțiunea de masă arsă:
)1(
1myaed
d
dxx
(3.34)
Fracțiunea de masă arsă pentru fiecare ciclu al motorului reprezintă cantitatea
normalizată pe o scală de la 0 la 1 (0 până în momentul în care începe arderea, 1 după ce toată
cantitatea de combustibil a fost arsă în timpul procesului de ardere). Fracțiunea de masă arsă este
folosită pentru a descrie degajarea energiei chimice în funcție de poziția arborelui cotit [68]. În
figura 3.6 se pot observa căldura degajată și fracțiunea de masă arsă, obținute folosind funcția
Vibe și căldura degajată obținută în urma testelor făcute pe un motor cu aprindere prin
comprimare.
Figura 3.6. Diferența dintre teste și aproximarea legii folosind funcția Vibe[107]
35
3.5. SIMULAREA VIRTUALĂ A PROCESELOR DIN
MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE CE
FOLOSESC AMESTECURI OMOGENE
În figura 3.7 este prezentat modelul creat pentru simularea proceselor din motoarele cu
aprindere prin comprimare cu amestec omogen. Modelul este format dintr-un cilindru, două
galerii (una de admisie și una de evacuare) și conductele prin care se realizează transferul de
fluide între părțile componente. Pe fiecare conductă este amplasat un punct de măsurare.
Figura 3.7. Modelul MAC-AO
Modelul reprezintă un motor monocilindric cu 4 supape pe cilindru. Aerul este aspirat
natural în cilindru. Legile de ridicare a supapelor pot fi deplasate pentru diferite puncte de
operare, simulându-se astfel folosirea unui mecanism de distribuție cu defazoare. Supapele de
evacuare se închid cu avans față de punctul mort superior corespunzător procesului de schimb de
gaze.
Tipul motorului HCCI -
Combustibil benzină -
Cilindree 652 cm3
Raportul de comprimare 11,5:1 -
Alezaj 100 mm
Cursă 83 mm
Lungimea bielei 149 mm
Distribuție variabilă cu defazoare -
Nr de supape 4 (2 de admisie, 2 de evacuare) -
Tabelul 3.1. Specificațiile modelului MAC-AO
36
3.5.1. Simularea influenței cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra
procesului de ardere
Pentru a simula efectele gazelor arse menținute în cilindru s-a folosit un profil de camă ce
închide supapa de evacuare înainte de punctul mort superior corespunzător procesului de schimb
de gaze [2]. Arborele cu came poate avea o mișcare relativă față de arborele cotit, modificându-
se astfel momentul deschiderii și cel al închiderii supapei de evacuare (legea de ridicare a
supapelor de evacuare este defazată). Mărind avansul față de PMS, cu care se închide supapa de
evacuare, crește cantitatea de gaze arse (GA) menținute în cilindru și automat și temperatura
amestecului proaspăt. În figurile 3.8 si 3.9 se pot observa efectele gazelor arse asupra presiunii
din cilindru. Influența acestora se poate vedea în două zone: în timpul schimbului de gaze și în
timpul arderii.
Figura 3.8. Influența cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra presiunii din cilindru
În a doua zonă, cea din timpul procesului de ardere, influența cantității de gaze arse
menținute în cilindru prezintă un interes major (Figura 3.15). Rezultatele simulărilor sunt
similare cu rezultatele obținute atât pe cale experimentală [20, 33, 103] cât și în urma altor
simulări [1, 35-37] de către cercetătorii din domeniu. Se pot observa în principal două efecte ale
refolosirii gazelor arse: efectul de încălzire a amestecului și efectul chimic.
Figura 3.9. Influența cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra presiunii
37
În figura 3.9 se poate observa influența cantității de gaze arse menținute în cilindru
asupra temperaturii din cilindru în timpul procesului de ardere. Temperaturile obținute în timpul
arderii au o influență deosebită asupra emisiilor poluante, în special asupra oxizilor de azot
(NOx), monoxidului de carbon (CO) și a hidrocarburilor nearse (HC).
La motoarele cu ardere internă, oxizii de azot se formează în gazele care părăsesc flacăra
[24]. Cantitatea lor depinde de temperaturile din cilindru. Când temperaturile sunt mai mari,
cresc cantitățile de oxizi de azot ce se formează în timpul arderii.
Se poate observa o evoluție a temperaturilor din cilindru, similară cu cea a presiunilor din
cilindru. Temperaturile din timpul arderii sunt calculate pe baza presiunii folosind legea gazelor
ideale (3.4)., deci temperatura este direct proporțională cu presiunea din cilindru. Folosind o
cantitate mai mare de gaze arse menținute în cilindru, crește temperatura amestecului proaspăt,
procesul de ardere începe mai repede și se obțin presiuni mai mari, ceea ce duce la obținerea
unor temperaturi mai ridicate și implicit a unor emisii de oxizi de azot mai mari.
Căldura la MAC-AO este degajată în general în două etape: oxidarea la temperaturi joase
și oxidarea la temperaturi înalte. În cazul în care se folosesc combustibili cu o cifră octanică
ridicată, cum ar fi benzina, arderea se realizează într-o singură etapă.
Figura 3.10. Influența cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra temperaturii din cilindru în
timpul procesului de ardere
În figura 3.11 poate fi observat modul în care cantitatea de gaze arse menținute în
cilindru influențează căldura degajată. Rezultatele obținute sunt confirmate de cercetările
experimentale [33, 103]. Astfel, când cantitatea de gaze arse refolosite crește, procesul de
degajarea a căldurii (arderea) începe mai repede. Viteza de degajare a căldurii este mai mare,
obținându-se valori maxime mai mari. Se poate observa că valoarea maximă a căldurii degajate
se obține mai repede când crește cantitatea de gaze arse refolosite. Procesul de ardere se
scurtează, arderea devenind mult mai violentă. Din acest motiv MAC-AO nu pot funcționa la
sarcini ridicate sau la sarcină plină, funcționarea lor fiind limitată la sarcini parțiale.
38
Figura 3.11. Influența cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra căldurii degajate
3.5.2. Simularea influenței turației asupra procesului de ardere
Pentru estimarea efectelor turației asupra procesului de ardere s-au efectuat simulări la
care parametrii funcționali ai motorului au fost menținuți constanți, excepție făcând turația
motorului. În figura 3.18 se pot observa efectele turației asupra presiunii din cilindru. Când
turația crește, presiunile maxime obținute în timpul procesului de ardere cresc.
Figura 3.12. Influența turației asupra presiunii din cilindru
În figura 3.13 se poate urmări evoluția temperaturilor din cilindru în funcție de turația
motorului. Se observă că temperaturile sunt mai ridicate când turația motorului crește. În figura
3.20 se poate urmări evoluția căldurii degajate în funcție de turația motorului.
Figura 3.13. Influența turației asupra temperaturii din cilindru
39
Figura 3.14. Influența turației asupra căldurii degajate
3.5.3. Simularea influenței cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra
lucrului mecanic de pompaj
Datorită menținerii unei cantități din gazele arse în cilindru, diagrama de pompaj a MAC-
AO ce folosesc această metodă diferă de diagramele de pompaj ale motoarelor convenționale. Se
poate observa o creștere a presiunii în timpul procesului de schimb de gaze ce poate influența
pierderile datorate pompajului [79]. Pentru a stabili influența cantității de gaze arse menținute în
cilindru s-au făcut simulări pentru 3 puncte de operare la care diferă momentul deschiderii și
închiderii supapelor de evacuare. În figura 3.21 pot fi observate legile de ridicare ale supapelor
de admisie și de evacuare.
Figura 3.21. Legile de ridicare ale supapelor
În figura 3.22 se pot urmări rezultatele simulărilor. Se poate observa cum cantitatea de
gaze arse menținute în cilindru influențează presiunea în timpul procesului de schimb de gaze.
Când nu se mențin gaze arse (punctul de operare nr. 3, DSE 627° RAC) presiunea în timpul
procesului de schimb de gaze nu prezintă creșteri semnificative. În figura 3.23 poate fi observată
presiunea din cilindru în timpul procesului de schimb de gaze în coordonate p-V. Pe acest grafic
se poate observa mai bine lucrul mecanic de pompaj (bucla negativă a lucrului mecanic). Cele
40
mai mari pierderi sunt pierderile gazodinamice datorate trecerii gazelor arse prin supapele de
evacuare și a trecerii aerului proaspăt prin supapele de admisie.
Figura 3.22. Presiunea din cilindru în timpul pompajului în coordonate p-α
4. ECHIPAMENTELE FOLOSITE PENTRU CERCETAREA
PROCESULUI DE ARDERE ÎN MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN COMPRIMARE CE FUNCȚIONEAZĂ
CU AMESTECURI OMOGENE
Celulele de încercare sunt un ansamblu compus din diferite mașini, instrumente de
măsurare, achiziție și prelucrare a datelor găzduite într-un spațiu construit special sau amenajat
pentru acest lucru. Cele mai noi și mai performante aparate sunt necesare pentru a măsura până și
cele mai mici variații ale parametrilor utilizați pentru a observa influența diferiților factori
necesari analizei termodinamice a proceselor din motor [28].
4.1. INSTALAȚIA EXPERIMENTALĂ FOLOSITĂ PENTRU
CERCETAREA PROCESULUI DE ARDERE LA
MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE CU
AMESTEC OMOGEN
4.1.1. Schema instalației experimentale
În figura 4.1 este prezentată schema instalației experimentale folosite la cercetarea
procesului de ardere în motorul cu aprindere prin comprimare cu amestec omogen. Aerul este
aspirat din instalația centrală de aer condiționat și trece prin contorul de aer înainte de a intra în
filtrul de aer. În filtrul de aer sunt măsurate temperatura medie, presiunea medie și umiditatea
aerului. Din filtru, aerul trece prin galeria de admisie și intră în cilindru. În galeria de admisie
41
sunt măsurate presiunea și temperatura medie a aerului aspirat. Combustibilul este stocat într-un
rezervor principal. Din acest rezervor este pompat în rezervorul de uz zilnic.
Figura 4.1. Schema instalației experimentale
Pentru a analiza procesul de ardere, în interiorul cilindrului a fost montat un traductor de
presiune. Acesta este sincronizat cu traductorul de poziție al arborelui cotit pentru a putea realiza
dependența dintre presiunea din cilindru și poziția arborelui cotit (diagrama p-α).
Gazele arse părăsesc cilindrul, trec prin galeria de evacuare și intră în toba de eșapament.
În galeria de evacuare se măsoară presiunea, presiunea medie și temperatura medie a gazelor
arse. Tot pe galeria de evacuare este montată sonda lamda. Înainte de intrarea în toba de
eșapament este montată sonda pentru prelevarea gazelor necesare pentru analiza emisiilor din
gazele de evacuare.
4.1.2. Datele tehnice ale motorului folosit
Pentru obținerea unui regim MAC-AO, s-a plecat de la platforma motorului Rotax 654 (Fig. 4.2).
Pentru a obține autoaprinderea amestecului carburant a fost necesară realizarea unor modificări.
Figura 4.2. Motorul Rotax 654[116]
42
Astfel, pentru a mări raportul de comprimare de la 9,7:1 la o valoare ce permite
autoaprinderea amestecului carburant (11,5:1) a fost necesară frezarea unei părți din baza
chiulasei. Cei doi arbori cu came au fost înlocuiți cu unii ai căror profile au fost proiectate pentru
funcționarea în regim variabil (defazat). Lanțul de distribuție nu mai antrenează direct cei doi
arbori cu came, ci prin intermediul unor defazoare (Fig. 4.3), pentru a putea modifica (defaza)
fazele de distribuție. În locul bujiei a fost montat un injector electromagnetic (Fig. 4.4).
Figura 4.3. Mecanismul de distribuție cu defazoare Figura 4.4. Injectorul electromagnetic
4.2. ORGANIZAREA CELULEI DE ÎNCERCARE ȘI A CAMEREI
DE CONTROL
4.2.1. Instalația de ventilare și condiționare a aerului
Toate motoarele cu ardere internă folosesc oxigenul din aer pentru procesul de ardere. În
cazul celulelor de încercare, aerul folosit de motor poate proveni de la sistemul de ventilare al
celulei sau de la un sistem exterior de condiționare a aerului. Indiferent de sursa sa,
performanțele și puterea motorului depind de temperatura, presiunea și umiditatea aerului admis
în cilindru.
4.2.2. Instalația de răcire
Sistemul de răcire cu lichid trebuie să furnizeze motorului și echipamentelor auxiliare un
lichid de răcire de o calitate superioară, la o anumita temperatură și presiune astfel încât să
circule un volum necesar pentru obținerea capacității de răcire necesare. Presiunea și debitul
trebuie să fie constante astfel încât să se poată controla schimbările de temperatură ce apar în
motor și în echipamentele auxiliare. Pentru a realiza aceste cerințe, instalațiile de răcire sunt
dotate cu sisteme de condiționare a lichidului de răcire. Sistemele de condiționare a lichidului de
răcire sunt folosite pentru a aduce lichidul de răcire la o temperatura prestabilită și de a menține
acea temperatură în anumite limite. De asemenea, instalațiile de condiționare a lichidului de
răcire pot controla și presiunea lichidului de răcire.
43
4.2.3. Sistemul de răcire
Caracteristica principală ale sistemelor cu circuit deschis este faptul că stochează apa
într-un rezervor de colectare aflat sub nivelul podelei. Apa este pompată prin mai multe
schimbătoare de căldură și printr-un turn de răcire. Rezervorul este împărțit printr-un perete în 2
zone, una cu apă caldă și una cu apă rece. Apa este trasă din zona rece și este apoi deversată în
zona caldă. Când temperatura apei din zona caldă atinge valoarea maximă admisă, este pompată
prin turnul de răcire iar apoi deversată în zona rece. O regula pentru dimensionarea bazinelor
este ca apa să nu fie recirculată mai mult de o dată pe minut. Cu cât volumul este mai mare, cu
atât rezultatele sunt mai bune. Debitul de pompare trebuie să fie mai mare decât debitul necesar
răcirii motorului. Există totdeauna pierderi de apă, majoritatea din cauza evaporărilor. Din acest
motiv există un plutitor conectat la o sursă de apă ce introduce în bazin o cantitate de apă egală
cu cea pierdută. Pentru a minimaliza cantitatea de aer ce intră în instalație, sorbul pompei de
aspirație trebuie amplasat în apropierea unui colț al bazinului, cât mai adânc, iar conducta de
retur trebuie să fie amplasată în apă și să fie echipată cu un ventil de aerisire.
4.2.4. Instalația de alimentare
Combustibilul este livrat în celula de încercare fie din rezervoare de uz zilnic folosind
presiunea statică, fie pompat din butoaie de combustibil, fie pompat dintr-un rezervor central
într-un rezervor de uz zilnic.Rezervoarele de uz zilnic se folosesc numai pentru un anumit tip de
combustibil. Acestea trebuie dotate cu un robinet de siguranță în caz de incendiu ce permite
combustibilului să fie reintrodus în rezervorul central. Aceste rezervoare trebuie să aibă un
sistem de aerisire și sisteme de monitorizare și de golire în caz de prea-plin în cazul defectării
unor componente din sistemul de alimentare.
4.2.5. Sistemele de răcire a lubrifianților
Instalațiile de răcire a lubrifianților trebuie să satisfacă mai multe cerințe. Modulul de
control al temperaturii uleiului trebuie amplasat sub nivelul bușonului de golire a uleiului
motorului pentru a preveni inundarea carterului. Poate fi necesar ca instalația să aibă în
componență și un încălzitor pentru încălzirea rapidă a motorului. În acest caz sistemul trebuie
proiectat astfel încât temperatura de la suprafața de contact a încălzitorului să nu atingă valori la
care poate apărea cracarea uleiului.
4.2.6. Frânele dinamometrice, măsurarea momentului și a turației motorului
Momentul produs de motor este măsurat cu ajutorul frânelor dinamometrice. Acuratețea
cu care frâna dinamometrică măsoară momentul și turația este esențială pentru restul
măsurătorilor derivate din acestea.
Măsurarea momentului cu ajutorul traductoarelor de moment. Traductoarele de
moment sunt montate pe axul dintre motor și dispozitivul de frânare. Sunt formate dintr-un
44
arbore cu flanșe dotate cu mărci tensometrice. Semnalele sunt transmise prin intermediul inelelor
colectoare sau prin unde radio.
Cele mai folosite traductoare de moment la testarea motoarelor pentru autovehicule sunt
cele cu disc, cunoscute sub numele de flanșe de torsiune (Figura 4.19). Aceste traductoare sunt
montate pe flanșa frânei și transmit semnalele prin intermediul unei antene dispuse în jurul
flanșei.
Măsurarea turației. Turația frânei dinamometrice este măsurată fie utilizând un sistem
ce folosește o roată dințată și un senzor de impulsuri cu echipamentele electronice necesare, fie
folosind un sistem optic de măsurare. Sistemul cu roata dințată este foarte robust și fiabil,
asigurând un interval constant, senzorii optici se bazează pe detectarea unor linii foarte fine
gravate pe un disc de dimensiuni mici, necesită o atenție mult mai mare la montare și operare.
Deoarece senzorii optici folosiți transmit peste 1000 de pulsații la o singură rotație,
nealinierea corectă a arborelui său duce la o schimbare sinusoidală a vitezei de rotație. De aceea
sunt montați folosind adaptoare confecționate folosind o precizie foarte mare ce sunt integrate în
carcasa motorului sau a frânei.
În figura 4.5 este prezentată frâna electrică SIEMENS 1PH6167 4NG00 a celulei de
încercare. Aceasta este o frână dinamometrică de curent alternativ. Puterea maximă este de 45
KW, iar cuplul maxim este de 215 NM. Este dotată cu un senzor de turație incremental și cu un
senzor de temperatură.
Figura 4.5. Frâna electrică SIEMENS a celulei de încercare
45
4.3. TRADUCTOARELE FOLOSITE LA MĂSURAREA
PRESIUNILOR DIN CILINDRU ȘI DIN COLECTOARELE DE
ADMISIE ȘI DE EVACUARE
4.3.1. Principiul de funcționare al traductoarelor de presiune
Principiul piezoelectric. Multe cristale generează o sarcină electrică când o forță
mecanică este aplicată asupra lor. Acest efect poartă denumirea de efect piezoelectric.
Tehnologia de măsurare cu ajutorul efectului piezoelectric este cea mai indicată pentru
măsurători unde cerințele sunt extreme din punct de vedere al geometriei, temperaturii și
dinamicii.
4.3.2. Materialele folosite la construcția traductoarelor
Efectul piezoelectric poate avea loc numai in materialele izolatoare din punct de vedere
electric. Materialele din care sunt confecționați traductorii piezoelectrici trebuie să prezinte în
primul rând o rezistentă mecanică și o rigiditate foarte înaltă. Alte cerințe importante sunt
stabilitatea mecanică și electrică pentru o gamă largă de temperaturi și o perioadă de funcționare
cât mai lungă. Sensibilitatea înaltă, linearitatea, histerezisul neglijabil (curbe de calibrare identice
atât pentru creștere cât și pentru descreștere) și o conductibilitate electrică cât mai mică sunt alte
avantaje pe care pot să le prezinte aceste materiale.Cele mai importante materiale piezoelectrice
folosite pentru traductorii piezoelectrici sunt cuarțul, cristalele gen cuarț PiezoStar și
piezoceramica.
4.3.3. Traductorii folosiți pentru măsurarea presiunii
Traductorul de presiune KISTLER 6041A. Traductorul de presiune KISTLER 6041A
(Figura 4.6) este un traductor de înaltă precizie pentru măsurarea presiunii din cilindrii
motoarelor cu ardere internă de dimensiuni mici. Este folosit pentru analizarea în laborator a
proceselor termodinamice din interiorul cilindrilor.
Figura 4.6. Traductorul de presiune KISTLER 6041A [113]
Traductorul de presiune KISTLER 4045A5. Acest tip de traductori universali este
adecvat pentru măsurarea absolută a presiunilor între 0…5 bar.
Figura 4.7. Traductorul de presiune KISTLER 4045A5 [119]
46
Traductorul de presiune KISTLER 4075A10
Figura 4.8. Traductorul de presiune KISTLER 4075A10 [119]
4.4. TRADUCTOARELE FOLOSITE PENTRU DETERMINAREA
POZIȚIEI ARBORELUI COTIT ȘI A VITEZEI UNGHIULARE
4.4.1. Principiul de funcționare al traductoarelor de poziție
Principiul scanării fotoelectrice. Traductorii de poziție pentru arbori folosesc pentru
măsurare structuri periodice numite gradații. Aceste gradații sunt aplicate pe un substrat de sticlă
sau oțel. Cadranele din sticlă se folosesc la traductoarele cu o turație maximă de 10000 rot/min.
Pentru turații mai mari (până la 20000 rot/min) se folosesc rotoare din oțel.
Principiul măsurării absolute. Traductorii de poziție ce folosesc metoda măsurării
absolute folosesc discuri cu mai multe benzi gradate. Aranjamentul furnizează informații asupra
poziției absolute, care este disponibilă imediat după punerea în funcțiune. Structura cu gradațiile
cele mai fine este interpolată pentru obținerea poziției și pentru a genera un semnal incremental.
Principiul măsurării incrementale. Când este folosită metoda incrementală de
măsurare, gradațiile sunt reprezentate de o structură periodică. Informațiile asupra poziției sunt
obținute numărând incrementele individuale (pașii de măsurare) de la un punct de origine.
Deoarece o referință absolută este necesară, cadranele gradate sunt înzestrate cu o bandă
adițională ce are un marcaj de referință. Poziția absolută de pe scală, determinată de marcajul de
referință, corespunde poziției unui pas de măsurare.
4.4.2. Scanarea fotoelectrică
Majoritatea traductorilor de poziție funcționează folosind metoda scanării fotoelectrice.
Scanarea fotoelectrică nu presupune un contact între componentele folosite la măsurare, deci nu
exista uzuri. Aceasta metodă detectează până și cele mai fine gradații, chiar dacă acestea au
numai câțiva microni și generează semnale de ieșire cu o perioadă foarte mică între ele.
Metoda scanării imaginii. Metoda scanării imaginii funcționează în felul următor: două
gradații având aceeași perioadă (cadranul gradat și reticulul de scanare) sunt mișcate relativ unul
față de celalalt. Materialul din care este făcut reticulul de scanare este transparent, iar gradațiile
de pe cadran sunt aplicate pe o suprafață transparentă sau reflectivă. Când razele paralele de
lumină trec peste cadranul gradat, lumina și umbra sunt proiectate la o anumita distanță, unde
este amplasat un index gradat având aceeași perioadă între gradații. Când cele două gradații se
mișcă relativ una față de cealaltă, lumina este modulată. Dacă spațiile dintre gradațiile cadranului
47
sunt aliniate cu spațiile dintre gradațiile reticulului de scanare, atunci lumina trece. Dacă
gradațiile cadranului sunt aliniate cu spațiile dintre gradațiile reticulului de scanare, lumina nu
trece.
Metoda scanării interferențiale. Metoda scanării interferențiale folosește principiul
difracției și a interferenței luminii pe un cadran cu gradații fine pentru a produce semnale folosite
la măsurarea deplasării. Un cadran gradat este folosit la măsurare: linii reflectorizante înalte de
0,2 μm sunt aplicate pe o suprafață plană reflectorizantă. În fața acesteia se află reticulul de
scanare – construit dintr-un material transparent având gradații cu aceeași perioadă ca și cadranul
gradat. Când o rază de lumină trece prin reticulul de scanare este difractată în 3 raze parțiale de
ordinul -1, 0, +1, având aproximativ aceeași intensitate luminoasă. Razele sunt difractate de
cadran astfel încât cea mai mare parte a intensității se regăsește în difracția reflectată +1 si -1.
Aceste raze parțiale întâlnesc din nou gradațiile reticulului de scanare unde sunt din nou
difractate și se interferează. Astfel se obțin 3 raze ce pleacă de la reticulul de scanare sub diferite
unghiuri. Celulele fotovoltaice transformă această lumină în semnale electrice.
4.4.3. Acuratețea măsurătorilor
Folosiți la poziționare, acuratețea măsurătorilor unghiulare este determinată de acuratețea
poziționării față de axa de rotație. Acuratețea sistemului este definită astfel: valorile extreme ale
tuturor deviaților într-o poziție sunt – față de valoarea lor – în acuratețea sistemului ± a.
Deviațiile sunt precizate la o temperatură constantă (22 °C) în timpul inspecției finale și sunt
indicate în tabelul de calibrare.Acuratețea sistemului reflectă poziția deviațiilor la o rotație
completă, dar și la semnalul unei perioade. Erorile de poziție la o rotație completă devin evidente
după deplasări unghiulare mari. Erorile de poziție la semnalul unei perioade devin evidente și la
mici deplasări unghiulare.Erorile de poziție la semnalul unei perioade devin evidente chiar și la
deplasări unghiulare mici și la măsurători repetate. Ele duc la unde de viteză în bucla de control a
vitezei. Ele sunt cauzate de calitatea semnalului sinusoidal scanat și sunt influențate de:
4.5. ECHIPAMENTELE FOLOSITE PENTRU MĂSURAREA
CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL ȘI AL CONSUMULUI DE
AER
Celulele de încercare a motoarelor cu ardere internă moderne încorporează debitmetre ce
măsoară și cantitățile de combustibil ce se întorc înapoi în rezervor. Așadar nu este de ajuns să
măsuram debitul de combustibil ce intră în instalația de condiționare, trebuie măsurat și debitul
48
de combustibil ce se întoarce înapoi in rezervor. Aceste sisteme trebuie să controleze și presiunea
combustibilului de pe conductele de retur și să înlăture bulele de vapori.
4.5.1. Instrumente pentru măsurarea consumului de combustibili lichizi
Pentru toate tipurile de combustibili lichizi este necesar un control strict al temperaturii
acestora în interiorul contorului de măsurare. Din acest motiv, celulele moderne dispun de un
sistem de măsurare și control al temperaturii combustibilului. Condiția combustibilului care se
întoarce poate cauza probleme importante deoarece poate avea o presiune pulsatorie, are o
temperatură mai mare și conține bule de vapori. Din acest motiv volumul și densitatea
combustibilului pot fi diferite. Această variabilitate trebuie redusă pentru acuratețea
măsurătorilor.
Figura 4.9. Instalația de măsurare a consumului de combustibil
4.5.2. Măsurarea consumului de aer
Măsurarea cât mai exactă a consumului de aer al motoarelor cu ardere internă este o
problemă foarte importantă și cu o complexitate ridicată. Teoria necesară se aplică și la
măsurarea debitelor gazelor arse. Condiția aerului care intră în camera de ardere are o influență
foarte mare asupra performanțelor acestuia. Există mai multe metode de măsurare a consumului
de aer, fiecare având avantaje și dezavantaje. În figura 4.10 este prezentat contorul de aer folosit
la măsurarea consumului de aer necesar procesului de ardere a motorului cu aprindere prin
comprimare cu amestec omogen din celula de încercare.
Figura 4.10. Contor de aer
49
4.6. ECHIPAMENTELE FOLOSITE PENTRU MĂSURAREA
EMISIILOR POLUANTE DIN GAZELE ARSE
Măsurarea emisiilor poluante este unul dintre cele mai importante aspecte ale testelor
făcute în celulele de încercare. Restricțiile tot mai drastice impuse de standardele de poluare în
vigoare și cele ce urmează să fie puse în aplicare au dus la acordarea unei importanțe tot mai
mari asupra acurateței metodelor și echipamentelor de măsurare a emisiilor.
4.6.1. Detectoarele de ionizare a flăcării (FID)
Analizoarele ce detectează ionizarea flăcării sunt folosite pentru măsurarea
concentrațiilor de hidrocarburi (THC) din gazele de evacuare. Acestea funcționează pe principiul
ionizării atomilor organici de carbon într-o flacără de hidrogen ce arde într-un câmp electric.
Flacăra din camera de ardere a analizorului se crachează și ionizează hidrocarburile din gazul
analizat în fragmente mici. Ionii produc curent electric în câmpul electric, curent ce este direct
proporțional cu numărul atomilor de carbon. Curentul este amplificat și tensiunea sa este apoi
măsurată.
4.6.2. Detectoarele de chimioluminiscență (CLD)
Detectoarele de chimoluminicență sunt proiectate să măsoare concentrația emisiilor de
oxizii de azot (NOx) din gazele de evacuare. Emisiile de oxizi de azot sunt definite ca suma
emisiilor de monoxid de azot (NO) și bioxid de azot (NO2). Principiul de măsurare folosit de
detectoarele de chimoluminicență este emisia de lumină a moleculelor de monoxid de azot
întoarse la un nivel scăzut de energie. O diodă foto și echipamentele electronice auxiliare numără
fotonii, care sunt proporționali cu cantitatea de monoxid de azot din gazul măsurat. Pentru a
măsura cantitatea de oxizi de azot din gaze, bioxidul de azot trebuie transformat în monoxid de
azot. Acest proces este realizat de către un convertor catalitic aflat în interiorul analizorului. Din
acest motiv analizorul CLD măsoară concentrațiile de monoxid de carbon sau de oxizi de carbon,
concentrația bioxidului de carbon putând fi calculată prin diferența acestora.
4.6.3. Detectoarele cu infraroșu (IRD)
Detectoarele cu infraroșu sunt proiectate să măsoare concentrația diferiților compuși
activi la lumina infraroșie cum este dioxidul de carbon (CO2) și monoxidul de carbon (CO) din
gazele de evacuare. Principiul de măsurare a detectoarelor cu infraroșu este absorbția fără
dispersie a luminii infraroșii. În figura 4.54 este prezentat analizorul folosit pentru măsurarea
emisiilor monoxid de carbon și de dioxid de carbon în celula de încercare.
4.6.4. Detectoarele paramagnetice (PMD)
Detectoarele paramagnetice sunt proiectate să măsoare concentrațiile de oxigen din
gazele de evacuare. Aceste detectoare se bazează pe proprietățile paramagnetice ale moleculelor
50
de oxigen într-un câmp magnetic. Mostra de gaz ce este analizată este introdusă într-o camera în
formă de ganteră având pereții construiți din sticlă de cuarț. Această cameră este suspendată pe
niște benzi ce se pot roti. În cele două părți cilindrice ale camerei se induce un câmp magnetic
neomogen. Moleculele de oxigen sunt atrase de câmpul magnetic. Presiunea parțială produsă
astfel deplasează camera în formă de ganteră față de poziția sa inițială. Magnitudinea acestei
deplasări este proporțională cu cantitatea de oxigen din gazele de evacuare și este transformată
într-un semnal electric.
4.6.5. Detectoarele cu diode LASER (LDD)
Detectoarele cu diode laser sunt proiectate să măsoare concentrațiile de apa (H2O) din
gazele de evacuare. Principiul de măsurare al analizoarelor cu diode laser este cunoscut sub
numele de spectroscopie cu absorbție de laser. O diodă laser reglabilă este folosită pe post de
sursă de lumină, în special emițând radiații în spectrul infraroșu ce sunt absorbite de componenta
analizată. Lumina este transmisă printr-o mostră încălzită de gaz către un detector, de obicei o
dioda fotoelectrică. Lungimea de undă este reglată astfel încât numai elementul analizat să
absoarbă lumina. Radiația transmisă este măsurată, intensitatea ei depinzând de concentrația
gazului analizat.
4.7. ACHIZIȚIA DATELOR
Înregistrarea computaționala a rezultatelor cu control manual. Când numărul
canalelor pe care circulă informația crește peste 12 și este necesar calculul unor cantități derivate
din mărimile măsurate, cum ar fi puterea și consumul de combustibil, înregistrarea manuală a
datelor devine tot mai grea și pot apărea erori.
Numărul de canale poate depăși 40. Un echipament poate fi format dintr-un sistem de
achiziție computerizat cu 16 canale de presiune, 16 canale de temperatură, 4 canale pentru
receptare a semnalelor de la traductoarele de cuplu și turație, unul de la anemometru și unul de la
contorul de combustibil. În acest caz, controlul asupra frânei și a motorului nu se mai face de
către calculator, ci de către operator. O înregistrare a datelor se face de câte ori operatorul apăsă
o anumită tastă de pe tastatura computerului din camera de control a celulei de încercare. Fiecare
înregistrare va avea data și ora la care a fost făcută, folosind ceasul intern al computerului.
Este posibilă adaptarea sistemului de achiziție computerizat la testarea automată a
motoarelor cu ardere internă dacă frânele dinamometrice și sistemele de control ale motorului
permit sisteme exterioare de comandă. Când există o multitudine de teste ce trebuie făcute și nu
există o repetare frecventă a acestora, timpul necesar modificării programelor de control
automate este mai lung decât timpul necesar efectuării testelor folosind controlul manual.
51
5. CERCETĂRI EXPERIMENTALE ASUPRA FOLOSIRII
AMESTECURILOR OMOGENE LA MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN COMPRIMARE
Scopul cercetărilor experimentale este analizarea influenței factorilor constructivi și a
factorilor funcționali asupra caracteristicilor procesului de ardere (presiunea din interiorul
cilindrului, a variația temperaturilor , a căldurii degajate și a fracțiunii de combustibil ars), asupra
performanțelor motorului și asupra emisiilor poluante (oxizi de azot, hidrocarburi neasrse,
monoxid de carbon).
Pe lângă măsurătorile realizate pe standul de încercat motoarele este nevoie și de analiza
termodinamică a proceselor din interiorul motorului, în special a proceselor de ardere și de
schimb de gaze pentru calcularea parametrilor ce nu pot fi măsurați direct cu ajutorul senzorilor.
5.1. FILTRELE FOLOSITE PENTRU ELIMINAREA
ZGOMOTULUI DIN SEMNALUL PRIMIT DE LA SENZORII
DE PRESIUNE
Măsurarea presiunii din cilindru este cea mai importantă metodă pentru înțelegerea
procesului de ardere. Pe baza diagramelor de presiune se pot analiza caracteristicile
termodinamice ale procesului de ardere ce nu pot fi măsurate direct cu ajutorul traductoarelor,
cum ar fi căldura degajată și temperatura din cilindru. Semnalele măsurate cu ajutorul
traductorilor de presiune conțin zgomot. Zgomotul din semnalul provenit de la traductorul de
presiune poate produce erori mari la analiza căldurii degajate. Pentru a diminua efectele
zgomotului asupra semnalelor provenite de la traductori se folosesc diferite filtre.
Figura 5.1. Influența filtrelor asupra presiunii din cilindru
52
Un filtru foarte des întâlnit este filtrul Savitzky-Golay [80]. Această metodă poate fi
folosită cu succes pentru semnale obținute de la traductorii de presiune deoarece nu induce
deplasări.Filtrele de tip Savitzky-Golay funcționează ca niște medii mobile ale termenilor
învecinați. Se mai numesc și filtre digitale de netezire [109].
5.2. ANALIZA PROCESULUI DE ARDERE
Pentru a urmări progresul procesului de ardere în motoarele cu ardere internă se
analizează evoluția presiunii din cilindru în funcție de poziția arborelui cotit în timpul timpilor de
comprimare și de destindere. Pe baza curbelor de presiune din cilindrii motorului se pot calcula
temperaturile din cilindru, rata de degajare a căldurii și fracțiunea de combustibil ars. Aceste
mărimi caracterizează procesul de ardere, motiv pentru care prezintă un interes deosebit.
Pentru analiza procesului de ardere se pleacă de la prima lege a termodinamicii. Aceasta
spune că energia sistemului se conservă indiferent de transformările care au loc [95]. Se scrie
folosind ecuația următoare:
WQdU (5.1)
Curbele de presiune obținute folosind traductorul de presiune montat în camera de ardere
sunt folosite pentru a urmări progresul proceselor din interiorul motorului cu aprindere prin
comprimare cu amestec omogen. Analiza procesului de ardere începe folosind principiul I al
termodinamicii aplicat unui sistem termodinamic cvasi static deschis [53], folosind relația:
dt
dUhm
dt
dVp
dt
dQ
iii
(5.2)
În cazul în care se folosește injecția directă, cilindrul este format dintr-un singur sistem
deschis. Singurul debit masic din sistem în timpul procesului de ardere (când supapele de
admisie și cele de evacuare sunt închise) este datorat scăpărilor de gaze în carter prin spațile
interstițiale dintre grupul piston și cilindru (injecția de combustibil are loc în timpul admisiei).
Pentru ușurința calculelor, acestea sunt neglijate. Astfel ecuația (5.2) devine:
dt
dU
dt
dVp
dt
dQ (5.2)
5.2.1. Calculul temperaturii din cilindru
Temperatura din interiorul cilindrului în timpul procesului de ardere are o importanță
deosebită. Temperatura din cilindru influențează formarea emisiilor poluante din motoarele cu
ardere internă.
Temperatura din cilindru nu poate fi măsurată direct. Din acest motiv, aceasta trebuie să
fie calculată pe baza mărimilor ce pot fi măsurate. Pentru calculul temperaturii din cilindru se
folosește legea gazelor ideale (3.4), de unde reiese:
53
0Rm
VpT
(5.3)
5.2.2. Căldura degajată
Dacă U este energia internă din cilindru, atunci dQ/dt devine diferența dintre energia
chimică (căldura degajată de arderea combustibilului) și transferul de energie ce iese din sistem.
Atunci ecuația (5.3) devine:
dt
dU
dt
dVp
dt
dQ
dt
dQ
dt
dQ pbn (5.4)
Dacă presupunem că fluidul din interiorul cilindrului poate fi modelat ca un gaz ideal
[53], obținem:
dt
dTmc
dt
dVp
dt
dQv
n (5.5)
Dacă din legea gazelor ideale aproximăm că R0 este constant:
dt
dT
V
dV
dp
dp (5.6)
Din ecuațiile (5.5) și (5.6) rezultă:
dt
dpV
R
c
dt
dVp
R
c
dt
dQ vvn
00
1
(5.7)
Dacă notăm raportul dintre căldura specifică la presiune constantă și căldura specifică la
volum constant cu γ:
v
p
c
c (5.8)
ecuația (5.7) devine:
dt
dpV
dt
dVp
dt
dQn
1
1
1
(5.9)
5.2.3. Calculul erorilor
Cu toate că în ultimii ani tehnologia folosită la aparatele utilizate în celulele de încercat
motoarele cu ardere internă au devenit tot mai precise, la efectuarea măsurătorilor fizice tot apar
erori. Oricât de precise ar fi instrumentele folosite pentru măsurare, mărimile fizice nu pot fi
măsurate exact, însă erorile de măsură pot fi micșorate.
În cazul cerceetărilor efectuate pe motoarele cu ardere internă, se pot distinge două tipuri
de mărimi [108]:
- mărimi măsurate direct, cum sunt presiunile din cilindru și din galeriile de admisie și
evacuare, temperaturile medii;
54
- mărimi măsurate indirect, când mărimile sunt calculate pe baza unor mărimi ce au
fost măsurate direct, cum sunt temperaturile din timpul procesului de ardere, căldura
degajată.
Erorile care apar la determinarea mărimilor fizice sunt de mai multe tipuri:
- erori de măsură, care apar datorită imperfecțiunii aparatelor folosite la măsurători;
- erori de rotunjire, care apar datorită faptului că unele valori au prea multe zecimale;
- erori de metodă;
Eroarea absolută de măsurare este modulul diferenței dintre valoarea măsurată și valoarea
reală:
0xxx (5.10)
Valoarea reală a mărimii măsurate este necunoscută și nu poate fi aflată. De aceea, se
folosește eroarea relativă care se calculează cu raportul:
00
0
x
x
x
xx
(5.11)
În general, datorită faptului că instrumentele de măsurare au o precizie ridicată iar erorile
de măsurare sunt mici, eroarea absolută se raportează la valoarea măsurată folosind eroarea
relativă aparentă:
x
x
x
xxx
0 (5.12)
Astfel, în cazul presiunii din cilindru, mărime ce este măsurată direct, avem:
p
p
p
ppp
0 (5.13)
În cazul temperaturii din cilindru, mărime ce este calculată, avem:
- mărimea calculată (ecuația 5.3);
- mărimea reală:
0
00 Rm
VpT
(5.14)
În acest caz eroarea relativă aparentă va fi:
T
pRm
V
T
ppRm
V
T
Rm
Vp
Rm
Vp
T
TTT
0
0000
0
0
(5.15)
55
5.3. CERCETAREA INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA
PROCESULUI DE ARDERE ȘI ASUPRA EMISIILOR
POLUANTE LA MOTOARELE CU APRINDERE PRIN
COMPRIMARE CU AMESTEC OMOGEN
Turația reprezintă unul dintre cei mai importanți factori funcționali ai motoarelor cu
ardere internă. Alături de sarcină și de regimul termic, turația este unul din parametrii
fundamentali ce definesc regimurile de funcționare ai motoarelor. Are un rol foarte important
asupra formării amestecului și a arderii. Turația are o influență importantă și asupra proceselor
de comprimare și de destindere. Modificând turația, se modifică timpul în care se realizează
transferul de căldură dintre gazele din interiorul cilindrului și pereții cilindrului.
5.3.1. Influența turației asupra evoluției presiunii din cilindru
În figura 5.2 se pot urmări evoluțiile presiunii din interiorul cilindrului în funcție de
turația motorului. S-au folosit cinci puncte de operare.
Figura 5.2. Influența turației asupra evoluției presiunii din cilindru
Figura 5.3. Influența turației asupra presiunii din cilindru în timpul arderii
56
Influența turației asupra presiunii din cilindru se observă în principal pe durata procesului
de ardere (Fig. 5.3). Crescând turația, crește viteza cu care aerul proaspăt intră în cilindru,
obținându-se astfel o omogenizare mai bună a amestecului.
În figura 5.4, în care se prezintă evoluția coeficientului de exces de aer λ în funcție de
turație. Cu cât crește turația scade coeficientul de exces de aer datorită faptului că tot mai puțin
aer intră în cilindru prin supapele de admisie. Acest lucru limitează plaja de turații la care poate
funcționa acest tip de motor, deoarece motoarele cu aprindere prin comprimare cu amestecuri
omogene funcționează cu coeficienți de exces de aer supraunitari.
Figura 5.4. Variația coeficientului de exces de aer λ în funcție de turația motorului
5.3.2. Influența turației asupra evoluției temperaturii din cilindru și asupra
emisiilor poluante
Temperatura din cilindru are o importanță foarte mare asupra formării emisiilor de oxizi
de azot (NOx), hidrocarburi nearse (HC) și monoxid de carbon (CO). Odată cu creșterea
temperaturilor cresc emisiile de oxizi de azot. Dacă temperaturile sunt prea mici monoxidul de
carbon nu se mai transformă în dioxid de carbon, arderea devenind incompletă. La temperaturi
mici, arederea se termină mai repede, micșorându-se durata ultimei etape a acesteia (arderea în
detentă) ceea ce duce la emisii ridicate de hidrocarburi nearse. În figura 5.5 poate fi urmărită
evoluția temperaturii din cilindru în funcție de turația motorului.
Se observă o creștere a temperaturilor deodată cu creșterea turației. Acest lucru se
datorează faptului că la turații mai ridicate s-au obținut coeficienți de exces de aer mai ridicați,
deci amestecuri mai bogate. Amestecurile bogate ard la temperaturi mai ridicate, ceea ce explică
evoluția crescătoare a temperaturilor odată cu creșterea turației. Temperaturile maxime se obțin
mai rapid, la o poziție a arborelui cotit mai apropiată de PMS.
57
Figura 5.5. Influența turației asupra temperaturii din cilindru
În figura 5.6 se prezintă evoluția formării emisiilor poluante de CO, HC și NOx în funcție
de turația motorului. La turații mici se obțin temperaturi mai mici în timpul procesului de ardere,
ceea ce are ca avantaj o scădere a emisiilor de NOx. Scăderea temperaturilor are însă și
dezavantaje, cu ar fi creșterea emisiilor de CO și de HC.
Figura 5.6. Influența turației asupra emisiilor poluante
5.3.3. Influența turației asupra căldurii degajate
Figura 5.7. Influența turației asupra căldurii degajate
58
În figura 5.7 se poate observa evoluția ratei de degajare a căldurii (RDDQ) în funcție de
turația motorului. Crescând turația, arderea începe mai repede, este mai bruscă și se termină mai
repede. Acest lucru duce la obținerea unor valori mai ridicate ale căldurii degajate. Se poate
observa că, odată cu creșterea turației, căldura începe să se degaje la poziții mai timpurii ale
arborelui cotit. Valoarea maximă se obține mai repede și mai aproape de PMS, iar intervalul în
care se degajă căldura este mai scurt.
5.4. CERCETAREA INFLUENȚEI CANTITĂȚII DE
COMBUSTIBIL INJECTAT ASUPRA PROCESULUI DE
ARDERE ȘI ASUPRA EMISIILOR POLUANTE LA
MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE CU
AMESTEC OMOGEN
5.4.1. Influența cantității de combustibil injectat asupra evoluției presiunii din
cilindru
În figura 5.8 se pot urmări evoluțiile presiunii din interiorul cilindrului în funcție de
cantitatea de combustibil injectat (sarcina motorului). S-au folosit patru puncte de operare.
Figura 5.8. Influența cantității de combustibil injectat asupra presiunii din cilindru
Dupa cum se observă, cantitatea de combustibil injectat are o influență asupra presiunii
din cilindru în special în două zone: pe durata procesului de ardere (Fig. 5.14) și în timpul
procesului de schimb de gaze (Fig. 5.8).
59
5.4.2. Influența cantității de combustibil injectat asupra evoluției temperaturii
din cilindru și asupra emisiilor poluante
În figura 5.9 poate fi urmărită evoluția temperaturilor din cilindru în funcție de cantitatea
de combustibil injectat. Mărind cantitatea de combustibil injectat se schimbă calitatea
amestecului carburant, scăzând coeficientul de exces de aer λ.
Se obține astfel un amestec carburant mai bogat. Din acest motiv, o dată cu creșterea
cantității de combustibil injectat cresc și temperaturile obținute în timpul arderii. Poziția
arborelui cotit la care se obțin valorile maxime ale temperaturii este mai timpurie, obținându-se
astfel valorile maxime mai aproape de punctul mort superior. Temperaturile continuă să fie mai
ridicate și pe durata destinderii, o parte a combustibilului continuând să ardă.
Figura 5.9. Influența cantității de combustibil injectat asupra temperaturii din cilindru
În figura 5.10 se poate urmări evoluția emisiilor poluante în funcție de cantitatea de
combustibil injectată. Se poate observa că emisiile de hidrocarburi nearse scad cu creșterea
sarcinii. Acest lucru se explică datorită faptului că arderea poate continua în detentă din cauza
temperaturilor mai mari obținute. Tot datorită acestor temperaturi mai ridicate emisiile de
monoxid de carbon scad (mecanismul de oxidare a CO în CO2 are nevoie de temperaturi mai
ridicate), însă emisiile de oxizi de azot cresc.
Figura 5.10. Influența cantității de combustibil injectat asupra emisiilor poluante
60
5.4.3. Influența cantității de combustibil injectat asupra căldurii degajate
În figura 5.11 se poate urmări evoluția căldurii degajate în funcție de cantitatea de
combustibil injectată. Se observă ca degajarea de căldură începe mai repede când cantitatea de
combustibil injectat este mai mare. Acest lucru poate fi explicat datorită faptului că mărind
cantitatea de combustibil injectat se obține o cantitate de gaze arse menținute în cilindru mai
mare, chiar dacă nu s-a modificat momentul închiderii supapelor de evacuare. Datorită efectului
de încălzire a ametecului și efectului chimic al gazelor arse, autoaprinderea amestecului aer-
combustibil are loc mai repede. Datorită faptului că a crescut cantitatea de combustibil ce trebuie
arsă, crește și durata procesului de ardere. Poziția arborelui cotit la care se obține valoarea
maximă a căldurii degajate este și ea influențată de sarcină. Astfel, cu creșterea sarcinii valoarea
maximă a degajării de căldură se obține la o poziție mai timpurie a arborelui cotit.
Figura 5.11. Influența cantității de combustibil injectat asupra căldurii degajate
În figura 5.12 se poate urmări evoluția cantității de combustibil ars asupra fracțiunii de
combustibil ars. Cu cât crește cantiatea de combustibil injectat, datorită micșorării coeficientului
de exces de aer și obținerii unui amestec mai bogat, cu atât procesul de ardere se desfășoară la o
viteză mai mare.
Figura 5.12. Influența cantității de combustibil injectat asupra fracțiunii de combustibil ars
61
5.5. CERCETAREA INFLUENȚEI MOMENTULUI INJECTIEI
ASUPRA PROCESULUI DE ARDERE ȘI ASUPRA EMISIILOR
POLUANTE LA MOTOARELE CU APRINDERE PRIN
COMPRIMARE CU AMESTEC OMOGEN
5.5.1. Influența momentului injecției asupra evoluției presiunii din cilindru
În figura 5.13 este prezentată evoluția presiunii din cilindru în funcție de momentul
injecției. Patru puncte de operare au fost folosite la care închiderea supapei de admisie a fost
menținută la 203º RAC, închiderea supapei de evacuare a fost menținută la 644º RAC (cantitatea
de gaze arse menținute în cilindru rămâne constantă), durata injecției este de 2500 µs, iar turația
este de 2000 rot/min. Avansul la injecție pentru primul punct este de 350º ÎPMS, scăzând la 345º,
335º și ajungând la 325º ÎPMS.
Figura 5.13. Influența avansului la injecție asupra presiunii din cilindru
5.5.2. Influența momentului injecției asupra evoluției temperaturii din cilindru
și asupra emisiilor poluante
În figura 5.14 se poate urmări evoluția temperaturii din cilindru în funcție de avansul la
injecție. Acesta are o evoluție similară cu cea a presiunii din cilindru, fiind calculat folosind
legea gazelor ideale, unde consumul de combustibil rămâne neschimbat. Așadar, temperaturile
cresc dacă avansul la injecție este mărit. Poziția arborelui cotit la care se obțin valorile maxime
devin mai timpurii când se mărește avansul la injecție.
În figura 5.15 se pot urmări evoluțiile emisiilor de monoxid de carbon, hidrocarburi
nearse și oxizi de azot. Aceste sunt într-o strânsă legătură cu temperaturile din cilindru. Când
avansul la injecție crește, crește temperatura și scad emisiile de monoxid de carbon și
hidrocarburi nearse, însă cresc emisiile de oxizi de azot.
62
Figura 5.14. Influența avansului la injecție asupra temperaturii din cilindru
Cele mai bune rezultate din punct de vedere al emisiilor se obțin pentru al doilea punct de
operare, unde emisiile de oxizi de azot cresc foarte puțin față de punctul anterior, însă emisiile de
monoxid de carbon și de hidrocarburi nearse scad semnificativ.
Figura 5.15. Influența avansului la injecție asupra emisiilor poluante
5.5.3. Influența momentului injecției asupra căldurii degajate
În figura 5.16 se poate observa evoluția presiunii din cilindru asupra căldurii degajate.
Când crește avansul la injecție, crește și timpul în care se formează și se omogenizează
amestecul. Din acest motiv procesul de ardere începe mai repede, degajarea de căldură este mai
bruscă, iar durata arderii mai scurtă.
Figura 5.16. Influența avansului la injecție asupra căldurii degajate
63
5.6. CERCETAREA INFLUENȚEI CANTITĂȚII DE GAZE ARSE
MENȚINUTE ASUPRA PROCESULUI DE ARDERE ȘI
ASUPRA EMISIILOR POLUANTE LA MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN COMPRIMARE CU AMESTEC OMOGEN
5.6.1. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra evoluției
presiunii din cilindru
În figura 5.17 este prezentată evoluția presiunii din cilindru în funcție de momentul
închiderii supapei de evacuare. Patru puncte de operare au fost folosite. Momentul închiderii
supapelor de evacuare influențează direct cantitatea de gaze arse menținute în cilindru. Când
supapele de evacuare se închid mai repede, o cantitate mai mare de gaze arse rămâne în cilindru.
Figura 5.17. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra presiunii din cilindru
5.6.2. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra evoluției
temperaturii din cilindru și asupra emisiilor poluante
Gazele arse menținute în cilindru au o influență foarte mare asupra temperaturii din
cilindru. Acestea au o temperatură mai ridicată decât amestecul proaspăt, încălzindu-l.
Figura 5.18. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra temperaturii din cilindru
64
În figura 5.18 se poate urmări influența gazelor arse menținute în cilindru asupra
temperaturilor. Se observă că acestea cresc dacă se mărește cantitatea de gaze arse menținute în
cilindru. Se poate observa că prin varierea cantității de gaze arse menținute în cilindru se poate
obține un control al temperaturilor din cilindru.
Cantitatea de gaze arse menținute în cilindru are efecte importante și asupra emisiilor
poluante. Crescând cantitatea de gaze arse refolosite, scade concentrația de oxigen din amestec.
Acest lucru duce la o ardere incompletă, deci cresc valorile emisiilor de monoxid de carbon și de
hidrocarburi nearse. Temperaturile din cilindru au un efect important asupra formării emisiilor de
oxizi de azot. Când temperatura din cilindru este mai mare, emisiile de oxizi de azot au valori
mai ridicate (Fig. 5.19).
Figura 5.19. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra emisiilor poluante
5.6.3. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra căldurii
degajate
Când cantitatea de gaze arse crește, datorită efectului de încălzire al gazelor arse și a
radicalilor activi (efectul chimic), procesul de ardere începe mai repede. În acest caz căldura este
degajată mai brusc, se obțin valori maxime mai mari, iar poziția arborelui cotit la care se obține
valoarea maximă este mai timpurie (fig. 5.20). Creșterea cantității de gaze arse menținute în
cilindru duce la scurtarea procesului de ardere.
Figura 5.20. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra căldurii degajate
65
5.7. CERCETAREA INFLUENȚEI MOMENTULUI ÎNCHIDERII
SUPAPELOR DE ADMISIE ASUPRA PROCESULUI DE
ARDERE ȘI ASUPRA EMISIILOR POLUANTE LA
MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE CU
AMESTEC OMOGEN
5.7.1. Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra evoluției
presiunii din cilindru
Momentul deschiderii și închiderii supapelor de evacuare poate influența cantitatea de
gaze arse ce părăsesc cilindrul. Când supapele de evacuare se deschid mai repede, o cantitate mai
mare de aer proaspăt poate intra în cilindru.
Figura 5.21. Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra presiunii din cilindru
5.7.2. Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra evoluției
temperaturii din cilindru și asupra emisiilor poluante
Evoluția temperaturilor din cilindru este similară cu cea a presiunilor. Când supapele de
admisie se deschid și se închid mai repede, cresc temperaturile maxime din timpul procesului de
ardere. Poziția arborelui cotit la care se obțin valorile maxime rămâne aproximativ constantă
pentru toate punctele de operare.
Emisiile de hidrocarburi nearse, de monoxid de carbon și de oxizi de azot depind de
temperaturile din cilindru. Felul în care momentul închiderii supapelor de admisie influențează
formarea emisiilor poluante poate fi urmărit în figura 5.23. Când supapele de admisie se deschid
și se închid mai repede temperatura crește, ceea ce duce la o scădere a emisiilor de hidrocarburi
nearse și monoxid de carbon și la o creștere a emisiilor de oxizi de azot.
66
Figura 5.22. Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra temperaturii din cilindru
Figura 5.23. Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra emisiilor poluante
5.7.3. Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra căldurii
degajate
Figura 5.24. Influența momentului închiderii supapei de admisie asupra căldurii degajate
În figura 5.24 se poate urmări felul în care energia combustibilului este degajată. Când
coeficientul de umplere se îmbunătățește, o cantitate mai mare de căldură este degajată în același
interval de timp. Poziția arborelui cotit la care se obțin valorile maxime ale degajării de căldură
rămân aproximativ egale pentru toate punctele de operare folosite.
67
5.8. AVANTAJELE ȘI DEZAVANTAJELE MOTOARELOR CU
APRINDERE PRIN CCOMPRIMARE CE FOLOSESC
AMESTECURI OMOGENE FAȚĂ DE MOTOARELE CU
APRINDERE PRIN SCÂNTEIE
Motorul cu aprindere prin comprimare pe care au fost realizate testele a fost realizat
pornind de la platforma motoarelor cu aprindere prin scânteie. În continuare sunt comparate
rezultatele obținute pe motorul Rotax 654 nemodificat [48] cu cele obținute în regim MAC-AO.
În cazul funcționării ca MAS, coeficientul de exces de aer a fost menținut la valoarea de
1, amestecul fiind stoichiometric. În cazul funcționarii ca MAC-AO, amestecul a fost mai sărac,
coeficientul de exces de aer folosit având valoare de 1,1 (Figura 5.25). Rezultatele obținute arată
o îmbunătățire a consumului specific de combustibil, acesta scăzând de la 340 g/kWh în cazul
funcționării ca MAS, la o valoare de 254 g/kWh. Acest fapt se datorează în principal creșterii
raportului de comprimare, ce duce la obținerea unui randament mărit în cazul funcționării ca
MAC-AO.
Figura 5.25. Coeficientul de exces de aer și consumul specific de combustibil
Se observă un avantaj al MAC-AO față de MAS și în cazul emisiilor poluante datorate
arderii amestecului aer-combustibil în motor, în special în cazul oxizilor de azot și a monoxidului
de carbon. Emisiile scăzute de oxizi de azot reprezintă principalul avantaj al MAC-AO. Se
observă pentru aceste puncte de operare o reducere de la 0,84 g/kWh în cazul funcționării ca
MAS, la o valoare de 0,04 g/kWh în cazul funcționării ca MAC-AO, deci o reducere cu peste
95% a emisiilor de oxizi de azot.
Figura 5.26. Emisiile poluante
68
5.9. CORELAREA REZULTATELOR OBȚINUTE ÎN URMA
CERCETĂRILOR EXPERIMENTALE CU CELE OBȚINUTE
ÎN URMA SIMULĂRILOR
Pentru a valida rezultatele obținute în urma testelor, acestea trebuie comparate cu
rezultatele obținute în urma simulărilor.
În figura 5.27 poate fi urmărită o comparație între evoluția presiunii din cilindru obținută
în urma simulărilor și cea determinată pe cale experimentală. Se observă o evoluție similară,
diferențele obținute între curba determinată pe cale experimentală și cea obținută în urma
simulărilor fiind foarte mici.
Figura 5.27. Comparație între presiunea din cilindru obținută în urma simulărilor și cea obținută în
urma testelor
În figura 5.28 se pot observa comparațiile între presiunile obținute pe cale experimentală
și în urma simulărilor pentru diferite cantități de gaze arse menținute în cilindru. Diferențele mici
între curbele obținute pe cale experimentală și cele obținute în urma simulărilor confirmă
acuratețea cu care acestea au fost efectuate.
Figura 5.28. Comparație între presiunile din cilindru obținute în urma simulărilor pentru diferite
cantități de gaze arse menținute și cea obținută în urma testelor
69
5.10. STABILIREA LEGILOR DE ARDERE
În cazul unor legi de degajare a căldurii complexe, legea lui Vibe nu estimează exact
căldura degajată. De aceea, pentru a obține o acuratețe mai mare, se pot folosi două funcții de tip
Vibe sau o funcție Vibe dublă. Pentru estimarea legii de ardere a motorului cu aprindere prin
comprimare cu amestec omogen s-a folosit o combinație de trei legi de tip Vibe:
)13(3
)12(2
)11(1
1
11
33
2211
m
mm
yam
yamyam
eymapv
eymapveymapvd
dx
(5.16)
iar pentru fracțiunea de masă arsă:
321
)13()12()11(
111
pvpvpv
eeex
mmm yayaya
(5.17)
În figura 5.29 se pot observa cele trei funcții Vibe care sunt combinate pentru a obține
legea de degajare a căldurii. Combinând cele trei funcții, se obține legea din figura 5.49. În
figura 5.50 este prezentată fracțiunea de combustibil ars calculată cu relația (5.17).
Figura 5.29. Cele 3 funcții Vibe
Figura 5.30. Legea de degajare a căldurii
70
În figura 5.31 este prezentată influența momentului închiderii supapelor de evacuare
asupra momentului în care încep cele trei legi de tip Vibe. Când supapele de evacuare se închid
mai repede, arderea începe mai repede.
Figura 5.31. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra momentului începerii legilor
Vibe
Figura 5.32. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra duratei legilor Vibe
Durata primelor două faze ale procesului de ardere (Δαc1 și Δαc2) cresc ușor când
cantitatea de gaze arse menținute în cilindru scade, datorită efectului de încălzire a gazelor arse.
Când temperaturile din timpul procesului de ardere se reduc (cantitate de gaze arse menținute în
cilindru mică) se scurtează durata postarderii (din cauza temperaturilor scăzute flacăra se stinge).
Figura 5.33. Influența momentului închiderii supapei de evacuare asupra factorului m al legilor Vibe
În figura 5.33 se poate observa evoluția factorului de formă a legilor de tip Vibe (m). În
cazul primelor două faze ale arderii, factorii de formă (m1 și m2) scad când mometul închiderii
supapelor de evacuare este întârzâiat. Pentru ultima fază a arderii, evoluția este ușor crescătoare
când supapele de evacuare se închid mai târziu.
71
6. CONCLUZII FINALE, CONTRIBUŢII ORIGINALE,
DISEMINAREA REZULTATELOR ȘI DIRECTII
VIITOARE DE CERCETARE
6.1. CONCLUZII FINALE
În urma cercetării stadiului actual, a analizării datelor obținute pe cale virtuală în urma
simulărilor și a celor obținute în urma testelor experimentale pe standurile de încercat motoarele
s-a ajuns la o serie de concluzii.
Rezultatele obținute de cercetătorii din domeniul motoarelor cu ardere internă confirmă
faptul că motoarele cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene
reprezintă un pas înainte în domeniul motoarelor cu ardere internă, ele combinând cu succes
avantajele motoarelor cu aprindere prin comprimare convenționale cu cele ale motoarelor cu
aprindere prin scânteie. Indiferent de combustibilul utilizat, fie că este benzină, motorină, gaze
naturale sau combustibili alternativi s-au obținut reduceri substanțiale ale emisiilor de oxizi de
azot. Reducerea emisiilor de oxizi de azot reprezintă un avantaj foarte important datorită faptului
că se poate renunța la convertoarelor catalitice necesare reducerii acestora, a căror construcție
este de o complexitate ridicată.
Motoarele cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene pot fi
obținute fie plecând de la platforma motoarelor cu aprindere prin scânteie, fie de la platforma
motoarelor cu aprindere prin comprimare. În ambele cazuri trebuie realizate o serie de
modificări. În primul caz, când se folosește ca platformă de plecare un motor cu aprindere prin
scânteie, raportul de comprimare trebuie mărit și trebuie folosit un sistem intern de recirculare a
gazelor arse. Aceste modificări au scopul de a mări temperatura amestecului proaspăt la o
valoare la care să apară autoaprinderea. În cazul în care se pornește de la platforma motoarelor
cu aprindere prin comprimare, temperatura amestecului trebuie redusă. Pentru a atinge acest scop
se folosește recircularea externă a gazelor arse, gaze ce au fost răcite în prealabil. Se folosesc și
diferite strategii de injecție, al căror rol este formarea amestecului omogen înaintea începerii
procesului de ardere.
Funcționarea motoarelor cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri
omogene este limitată din cauza degajărilor bruște de căldură. Chiar dacă se folosesc amestecuri
sărace, a căror viteză de ardere este mai redusă, datorită faptului ca în aceste motoare arderea are
loc aproape simultan în tot volumul de combustibil, rata de degajare a căldurii este ridicată. Din
acest motiv, funcționarea acestor motoare este limitată la sarcini parțiale.
72
Funcționarea în regim MAC-AO la sarcini mici este imposibilă. Acest lucru se datorează
faptului că la motoarele cu aprindere prin comprimare ce folosesc amestecuri omogene sarcina
este controlată modificând calitatea amestecului. La sarcini mici, amestecul devine prea sărac și
nu se poate autoaprinde.
Motoarele cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu amestecuri omogene nu au
un mecanism direct de inițiere a aprinderii, cum este scânteia dată de bujie la motoarele cu
aprindere prin scânteie sau momentul injecției la motoarele cu aprindere prin comprimare. Din
acest motiv au fost probate o serie de modalități prin care se încearcă controlul indirect al
momentului autoaprinderii. Cele mai des întâlnite metode de control al autoaprinderii sunt
folosirea mecanismelor de variere a raportului de comprimare, recircularea gazelor arse fie
intern, fie extern și menținerea gazelor arse în cilindru. Aceste metode au ca scop modificarea
temperaturii gazelor proaspete din cilindru. O altă abordare ce este folosită cu succes este
modificarea proprietăților chimice ale combustibilului folosit. În acest scop se folosește un
amestec de doi sau mai mulți carburanți, ce au proprietăți chimice diferite.
Menținerea gazelor arse în cilindru este o metodă de control al autoaprinderii ce
presupune modificări minore ale motorului de la care se pornește. Această metodă se bazează pe
efectul de încălzire al gazelor arse. Cea mai mare problemă ce apare în acest caz este înălțimea
mică de ridicare a supapelor ce duce la pierderi gazodinamice ridicate și la reducerea turațiilor
maxime ce pot fi atinse. Ridicarea maximă a supapelor este limitată de raportul de comprimare
mărit (există riscul ciocnirii dintre supape și capul pistonului) și de intervalul de deschidere mic,
ce poate duce la accelerații foarte mari.
Datorită rapoartelor de comprimare mai ridicate decât cele ale motoarelor cu aprindere
convenționale, crește randamentul acestora și scade consumul lor de combustibil.
Legile de degajare a căldurii din motoarele cu aprindere prin comprimare ce folosesc
amestecuri omogene, obținute plecând de la platforma motoarelor cu aprindere prin comprimare
pot fi aproximate foarte exact folosind o combinație de trei legi de tip Vibe. Parametrii acestor
legi depind de turația motorului, de sarcina la care acesta funcționează și de cantitatea de gaze
arse menținute în cilindru.
Legile de injecție au un rol important asupra procesului de formare a amestecului și a
emisiilor poluante. Cu cât se injectează combustibilul mai repede, cu atât crește intervalul în care
amestecul aer-combustibil se omogenizează. Pe de altă parte, dacă combustibilul este injectat la
momentul nepotrivit, acesta se poate depune pe capul pistonului sau pe pereții cilindrilor spălând
pelicula de ulei.
73
6.2. CONTRIBUȚII ORIGINALE
În timpul realizării acestei lucrări au fost aduse o serie de contribuții originale în
domeniul motoarelor cu ardere internă. Cele mai importante dintre acestea sunt prezentate mai
jos:
- Analizarea conceptului de folosire a combustibililor reformați cu ajutorul
plasmatronului pentru controlul momentului autoaprinderii. Controlul momentului
autoaprinderii cu ajutorul plasmatronului funcționează prin metoda modificării
proprietăților chimice ale combustibilului folosit. Amestecul carburant ce trece prin
plasmatron devine un gaz îmbogățit în hidrogen. Folosind o cantitate mai mare de
combustibil reformat, autoaprinderea amestecului va avea loc cu o întârziere mai
mare.
- Proiectarea unui plasmatron pentru controlul momentului autoaprinderii amestecului
aer-combustibil în motoarele cu aprindere prin comprimare ce funcționează cu
amestecuri omogene.
- Realizarea unui model 1D pentru analizarea în mediul virtual a parametrilor ce
influențează procesul de ardere. S-a acordat o importanță deosebită modelării
mecanismului de distribuție, mecanism utilizat la controlul momentului autoaprinderii
amestecului carburant.
- Realizarea unui plan de simulări pentru a testa influența parametrilor principali asupra
procesului de ardere în motoarele cu aprindere prin comprimare ce sunt alimentate cu
amestecuri omogene.
- Realizarea unor teste în mediul virtual, folosind softuri de simulare de tip
unidimensional, pentru determinarea influenței turației asupra procesului de ardere în
motoarele cu aprindere prin comprimare ce sunt alimentate cu amestecuri omogene.
- Realizarea unor teste în mediul virtual, folosind softuri de simulare de tip
unidimensional, pentru determinarea influenței cantității de gaze arse menținute în
cilindru asupra procesului de ardere în motoarele cu aprindere prin comprimare ce
sunt alimentate cu amestecuri omogene.
- Realizarea unor teste în mediul virtual, folosind softuri de simulare de tip
unidimensional, pentru determinarea influenței cantității de gaze arse menținute în
cilindru asupra procesului de schimb de gaze în motoarele cu aprindere prin
comprimare ce sunt alimentate cu amestecuri omogene. S-a pus accent în principal pe
lucrul mecanic pierdut datorat pompajului.
74
- Realizarea unui plan de încercări pentru a determina influența parametrilor principali
asupra procesului de ardere în motoarele cu aprindere prin comprimare ce sunt
alimentate cu amestecuri omogene.
- Echiparea motorului cu un sistem de distribuție variabilă ce folosește defazoare
pentru controlul momentului autoaprinderii amestecului omogen.
- Echiparea motorului cu un sistem de injecție directă de benzină pentru realizarea
amestecului aer-carburant.
- Echiparea motorului cu traductori de presiune, de temperatură și de poziție a arborelui
cotit pentru obținerea datelor necesare analizei termodinamice a procesului de ardere.
- Calibrarea traductorilor montați.
- Realizarea de încercări pentru determinarea influenței turației asupra procesului de
ardere și a emisiilor poluante în motorul cu aprindere prin comprimare ce este
alimentat cu amestecuri omogene.
- Realizarea de încercări pentru determinarea influenței momentului injecție asupra
procesului de ardere și a emisiilor poluante în motorul cu aprindere prin comprimare
ce este alimentat cu amestecuri omogene.
- Realizarea de încercări pentru determinarea influenței duratei injecției asupra
procesului de ardere și a emisiilor poluante în motorul cu aprindere prin comprimare
ce este alimentat cu amestecuri omogene.
- Realizarea de încercări pentru determinarea influenței cantității de gaze arse
menținute în cilindru asupra procesului de ardere și a emisiilor poluante în motorul cu
aprindere prin comprimare ce este alimentat cu amestecuri omogene.
- Realizarea de încercări pentru determinarea influenței momentului deschiderii
supapelor de asupra procesului de ardere și a emisiilor poluante în motorul cu
aprindere prin comprimare ce este alimentat cu amestecuri omogene.
- Analiza termodinamică a procesului de ardere din motoarele cu aprindere prin
comprimare ce folosesc amestecuri omogene, pe baza datelor obținute în urma
testelor.
- Compararea rezultatelor obținute în urma simulărilor cu cele obținute în urma testelor
din celula de încercare.
- Stabilirea legilor de ardere legilor de ardere pentru motoarele cu aprindere prin
comprimare ce folosesc amestecuri omogene, obținute plecând de la platforma
motoarelor cu aprindere prin scânteie. Astfel s-au descris legi atât pentru calcularea
ratei de degajare a căldurii, cât și pentru calculul fracțiunii de combustibil ars. S-a
folosit pentru acestea o combinație de trei legi de tip Vibe.
75
- Determinarea influenței cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra
parametrilor celor trei legi de tip Vibe (momentul începerii, durata și factorul de
formă).
6.3. DISEMINAREA REZULTATELOR
Pe baza rezultatelor obținute în urma cercetărilor au fost realizate 17 lucrări. Acestea au
fost publicate în reviste de specialitate indexate BDI, B+ și B sau prezentate la conferințe
internaționale indexate ISI.
6.4. DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE
Rezultatele obținute în urma analizării stadiului actual, a simulărilor efectuate cu ajutorul
softurilor dedicate cercetării proceselor din interiorul motoarelor cu ardere internă și a testelor
efectuate pe standurile de încercări impun mai multe direcții viitoare de cercetare.
- Efectuarea de simulări folosind softuri de simulare de tip 3D (AVL Fire). Scopul
acestor simulări este testarea mai multor camere de ardere pentru îmbunătățirea
procesului de formare a amestecului în motoarele cu aprindere prin comprimare ce
folosesc amestecuri omogene. Se pot simula diferite arhitecturi de camere de ardere la
care să varieze numărul și modul de dispunere a supapelor. Este indicată realizarea de
simulări cu ajutorul softurilor de simulare de tip 3D pentru studiul influenței tipului
de injector folosit. Se pot analiza mai multe tipuri de injectoare cu numere diferite de
orificii și cu diferite unghiuri de injecție. Se pot folosi diferite presiuni de injecție.
- Analizarea performanțelor energetice ale motoarelor cu aprindere prin comprimare ce
folosesc amestecuri omogene. Se va încerca îmbunătățirea randamentului acestor
tipuri de motoare fără a fi afectate în mod negativ emisiile poluante ale acestora.
- Efectuarea unor noi teste folosind fie biocombustibili în stare pură, fie amestecuri de
combustibili fosili cu biocombustibili. Se va studia efectele acestora asupra
procesului de ardere și se vor compara cu rezultatele obținute folosind combustibili
convenționali.
- Analiza termodinamică a procesului de ardere din motoarele cu aprindere prin
comprimare ce folosesc amestecuri omogene folosind datele obținute folosind
combustibili alternativi.
- Compararea datelor obținute folosind combustibili convenționali cu cele obținute
folosind combustibili alternativi.
76
- Analiza performanțelor economice și ecologice ale motoarelor în cazul folosirii
combustibililor alternativi.
- Compararea performanțelor economice și ecologice ale motoarelor în cazul folosirii
combustibililor alternativi cu
- Testarea metodei de control a autoaprinderii amestecului carburant folosind
amestecuri reformate cu ajutorul plasmatroanelor. Se va construi plasmatronul
proiectat și se vor face teste pentru determinarea eficienței acestei metode de control.
Se vor analiza și performanțele ecologice și cele energetice.
77
BIBILIOGRAFIE
[1] Aceves, S.M, Flowers, D.L., Westbrook, C.K., Smith, J.R., Pitz, W.J. , "A Multi-Zone
Model for Prediction of HCCI Combustion and Emissions", SAE 2000-01-0327, 2000.
[2] Agrell, F., Ångström, H.E., Eriksson, B., Wikander, J., Linderyd, J., "Integrated
simulation and engine test of closed loop HCCI control by aid of variable valve timings",
SAE 2003-01-0748, 2003.
[3] Aleonte, M., Cofaru, C., Cosgarea, R., Scutaru, M.L., Jelenschi, L., Sandu, G.,
"Experimental Researches of Fuelling Systems and Alcohol Blends on Combustion and
Emissions in a Two Stroke SI Engine " in Recent Researches in Neural Networks, Fuzzy
Systems, Evolutionary Computing & Automation, U. "Transilvania", Ed., ed. Brasov,
2011, pp. 126-131.
[4] Aleonte, M., Cosgarea, R., Cofaru, C., Beck, K., Velji, A., Spicher, U., "Combustion
and Emissions Analysis of Different Alcohol Blends in a Two – Stroke SI Engine "
prezentată la International Congress on Automotive and Transport Engineering CONAT
2010, Brasov, 2010, pag. 247-254.
[5] Aleonte, M., Cosgarea, R., Cofaru, C., Beck, W.K., Velji, A., Spicher, U., "Influences of
Alcohol Blends on Combustion and Emissions in a Two-Stroke SI Engine," prezentată la
13th EAEC European Automotive Congress, Valencia, 2011.
[6] Aleonte, M., Cosgarea, R., Cofaru, C., Beck, W.K., Velji, A., Spicher, U. ,
"Experimental Investigations of Alcohol Blends on Combustion and Emissions in a Two
Stroke SI Engine", Recent, vol. Vol. 12, pag. 89-93, 2011.
[7] Aleonte, M., Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Sandu, G., Ed., Research on
Combustion and Exhaust Emissions of Alcohol Blends in a Two-Stroke SI Engine (The
Automobile and the Environment: International Congress of Automotive and Transport
Engineering CONAT 2010. Newcastle upon Tyne: Cambridge Scholars Publishing,
2011, pag. Pages.
[8] Aleonte, M., Cosgarea, R., Jelenschi, L., Cofaru, C., "Technical Solutions for Improving
the Efficiency of a Two Stroke SI Engine", Bulletin of the Transilvania University of
Braşov vol. Series I: Engineering Sciences • - Vol. 4 (53), p. 6, 2011.
[9] Apostolescu, N., Băţagă, N., Ed., "Motoare cu ardere internă". Bucureşti: Editura
Didactică şi Pedagogică, 1967, pag. Pages.
78
[10] Apostolescu, N., Chiriac, R., Ed., "Procesul arderii în motorul cu ardere internă.
Economia de combustibil. Reducerea emisiilor poluante.". Bucureşti: Editura “Tehnică”,
1998, pag. Pages.
[11] Baumgarten, C., Mixture formation in internal combustion engines, ediția. Berlin:
Springer, 2006.
[12] Bobescu, Gh., Radu, Gh., Chiru, A., Cofaru, C., Motoare, ediția vol. 1. Brașov:
Universitatea din Brașov, 1981.
[13] Bromberg, L., Cohn, D.R., Rabinovich, A., Alexeev, N., "Plasma Catalytic Reforming of
Methane", International Journal of Hydrogen Energy vol. 24, pag. 1131-1137, 1999.
[14] Bromberg, L., Cohn, D.R., Rabinovich, A., Heywood, J., "Emissions reductions using
hydrogen from plasmatron fuel converters", International Journal of Hydrogen Energy,
vol. 26, pag. 1115-1121, 2001.
[15] Bromberg, L., Rabinovich, A., "Homogeneous Charge Compression Ignition Control by
the Use of Plasmatron Fuel Converter Technology", PSFC/JA-01-18, 2001.
[16] Bromberg, L., Rabinovich, A., Alexeev, N., Cohn, D.R., , "Plasma Reforming of Diesel
Fuel," prezentată la National Meeting of the Americ an Chemical Society, Annaheim,
1999.
[17] Burden, R.L., Faires J.D., Numerical Analysis, ediția a 7 -a. Statele Unite: Brooks/Cole,
2000.
[18] Cao, L., Zhao, H., Jiang. X., Kalin, N., "Investigation into the Effect of Injection Timing
on Stoichiometric and Lean CAI operations in a 4-Stroke GDI Engine", SAE 2006-01-
0417, 2006.
[19] Câmpian, O.V., Soica, A.O., Incercarea si omologarea autovehiculelor, ediția a I -a.
Brasov.: Editura Universitatii Transilvania, 2004.
[20] Chevalier, C., Louessard, P., Müller, U.C., Warnatz, J., "A Detailed Low-Temperature
Reaction Mechanism of n-Heptane Auto-Ignition," prezentată la 2nd Symposium on
Diagnostics and Modeling of Combustion in Reciprocating Engines, Comodia, 1990,
pag. 93-97.
[21] Chevalier, C., Warnatz, J., Melenk, H., "Automatic Generation of Reaction Mechanisms
for the Description of the Oxidation in Higher Hydrocarbons", Berichte der Bunsen-
Gesellschaft für Physikalische Chemie, vol. 94, pag. 1362-1367, 1990.
[22] Christensen, M., Hultqvist, A., Johansson, B., , "Demonstrating the multi fuel capability
of a homogeneous charge compression ignition engine with variable compression ratio",
SAE 1999-01-3679, 1999.
79
[23] Christensen, M., Johansson, B., Amnéus, P., Mauss, F., "Supercharged Homogeneous
Charge Compression Ignition", SAE 980787, 1998.
[24] Cofaru, C., Legislația și ingineria mediului în transportul rutier, ediția. Brașov: Editura
Universității Transilvania, 2002.
[25] Cofaru, C., Transport & environmental engineering, ediția: Editura Universității
Transilvania, 2007.
[26] Cofaru, C., Aleonte, M., Cosgarea, R., "Strategies of controlling automotives’
emissions," prezentată la IMPACTUL TRANSPORTURILOR ASUPRA
DEZVOLTĂRII RELAŢIILOR ECONOMICE INTERNAŢIONALE, Chișinău, 2011.
[27] Cosgarea, R., "Referat de cercetare nr 1: "Studii si cercetari experimentale privind
influentele factorilor constructivi si functionali asupra formarii amestecurilor omogene
partial omogene la MAC"", 2010.
[28] Cosgarea, R., "Referat de cercetare nr 2: "Metodica privind cercetarea si prelucrarea
datelor experimentale la utilizarea amestecurilor omogene partial omogene la MAC"",
2010.
[29] Cosgarea, R., "Referat de cercetare nr 3:"Studii si cercetari privind influenta utilizarii
amestecurilor omogene partial omogene asupra emisiilor la MAC"", 2010.
[30] Cosgarea, R., Aleonte, M., Cofaru, C., "The influence of the internal exhaust gas
recirculation (EGR) on the pumping losses", Bulletin of the Transilvania University of
Brasov. Series I: Engineering Sciences vol. 4(53), Nr. 1, 2011.
[31] Cosgarea, R., Aleonte, M., Cofaru, C., "The Influence of the Valve Lift Strategies on the
Combustion Characteristics of a Homogeneous Charge Compression Ignition Engine
Model", International Journal of Mechanics, vol. 5, pag. 191-201, 2011.
[32] Cosgarea, R., Aleonte, M., Cofaru, C., "State of the Art of Plasmatron Fuel Reformers
for Homogeneous Charge Compression Ignition Engines", Bulletin of the Transilvania
University of Brasov, vol. 3 (52), Seria I, pag. 1-7, 2010.
[33] Cosgarea, R., Aleonte, M., Cofaru, C., Dahnz, C., Velji, A., Spicher, U., "The influence
of the internal gas recirculation on the combustion characteristics in a gasoline HCCI
engine," prezentată la EAEC 2011, Valencia, 2011.
[34] Cosgarea, R., Aleonte, M., Săcăreanu, S., Cofaru, C. , "State of the Art of Homogeneous
Charge Compression Ignition Engines", Bulletin of the Transilvania University of
Brasov. Series I: Engineering Sciences vol. 1(50), pag. 11-17, 2008.
[35] Cosgarea, R., Cofaru, C., "The Influence of the EGR Rate on Diesel and Gasoline HCCI
Engine Models", în The Automobile and the Environment, Newcastle: Cambridge
Scholars Publishing, 2011.
80
[36] Cosgarea, R., Cofaru, C., Aleonte, M., "The Influence of the EGR Rate on a HCCI
Engine Model Calculated with the Single Zone HCCI Method," prezentată la CONAT
2010, Brasov, 2010.
[37] Cosgarea, R., Cofaru, C., Aleonte, M., Scutaru, M.L., Jelenschi, L., Sandu, G., "An
Approach for Modeling the Valve Train System to Control the Homogeneous Combustion
in a Compression Ignition Engine," prezentată la MEQAPS, Brasov, 2011.
[38] Dec, J.E., Sjoberg, M.A., " Parametric Study of HCCI Combustion – the Sources of
Emissions at Low Loads and the Effects of GDI Fuel Injection", SAE 2003-01-0752,
2003.
[39] Duret P., Gatellier B., Miche M., Montreiro L., Zima P., Marotaux D., Blundell D.,
Ganser M., Zhao H., Perozzi M., Araneo L., "Innovative Diesel HCCI Combustion,"
prezentată la 9th EAEC Congress, Paris, 2003.
[40] Erlandsson, O., "Early Swedish hot-bulb engines – efficiency and performance compared
to contemporary gasoline and diesel engines", SAE 2002-01-0115, 2002.
[41] Fuerhapter, A., Piock, W., Fraidl, G., "CAI – Controlled Auto Ignition – the Best Solution
for the Fuel Consumption – Versus Emission Trade-Off?", SAE 2003-01-0754, 2003.
[42] Glassman, I., Combustion, ediția a a III-a -a. San Diego: Academic Press, 1996.
[43] Gray III, A.W., Ryan III, T.W., Roberts, C.E., Dodge, L.G. , "Homogeneous Charge
Compression Ignition (HCCI) Emissions Formation," prezentată la 31st ISATA
Symposium, Düsseldorf, 1998.
[44] Green, J.B., Domingo, N., Storey, J.M.E., Wagner, R.M., Armfield, J.S., Bromberg, L.,
Cohn, D.R.,Rabinovich, A., Alexeev, N. , "Experimental Evaluation of SI Engine
Operation Supplemented by Hydrogen Rich Gas from a Compact Plasma Boosted
Reformer", SAE 2000-01-2206, 2000.
[45] Griffith, J.F., Barnard, J.A., Flame and Combustion, ediția a a III-a -a. Londra: Chapman
Hall, 1995.
[46] Groenendijk, A., Müller, E., "Mixture Formation and Combustion Control for Low
Emission DI Diesel Combustion with HCCI-Characteristics," prezentată la THIESEL
2002, Valencia, 2002, pag. 145-157.
[47] Grunwald, B., Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere,
ediția. București: Editura didactică și pedagogică, 1980.
[48] Günthner, M., "Untersuchung der Eigenschaften und Kontrollmöglichkeiten der
homogen kompressionsgezündeten Verbrennung von Ottokraftstoff," Universität
Karlsruhe (TH), Karlsruhe, 2004.
81
[49] Gussak, L.A., Karpov, V.P., Tikhonov, Y.V., "The application of lag-process in
prechamber engines", SAE 750890, 1975.
[50] Guzzella, l., Onder, C.H., Introduction to Modeling and Control of Internal Combustion
Engine Systems, ediția. Berlin: Springer, 2010.
[51] Haraldsson, G., Hyvonen, J., Tunestal, P., Johansson, B., "HCCI combusion phasing in a
multi-cylinder engine using variable compression ratio", SAE 2002-01-2858, 2002.
[52] Herrmann, H.O., Herweg, R., Karl, G., Pfau, M., Stelter, M., "Der Einsatz der
Benzindirekteinspritzung in Ottomotoren mit homogen-kompressionsgezündeter
Verbrennung Direkteinspritzung im Ottomotor V," prezentată la Haus der Technik, Essen
2005.
[53] Heywood, J.B., Internal Combustion Engine Fundamentals, ediția a I -a. New York:
McGraw-Hill, 1988.
[54] Hyvoenen, J., Haraldsson, G., and Johnansson, B., "Operating range in a multicylinder
HCCI engine using variable compression ratio", SAE 2003-01-1829., 2003.
[55] Ishibashi Y., Asai M., "Improving the Exhaust Emission of Two-Stroke Engines by
Applying the Activated Radical Combustion", SAE 960742, 1996.
[56] Itoh, S., Nakamura, K., "Reduction of Diesel Exhaust Gas Emission with Common Rail
System", Journal of JSAE, vol. 55, Nr. 9, pag. 46-52, 2001.
[57] Kahaaina, N., Simon, A.J., Caton, P.A., Edwards, C.F., "Use of dynamic valving to
achieve residual-affected combustion", SAE 2001-01-0549, 2001.
[58] Kaiser E.W., Yang J., Culp, T., Xu N., Maricq, C.,, "Homogeneous Charge Compression
Ignition Engine-out Emissions – does flame propagation occur in homogeneous
compression ignition?", Int. J. of Engines Research, vol. 3, Nr.4, pag. 184-295, 2003.
[59] Kalian, N., Standing, R., Zhao, H., "Effects of Ignition Timing on CAI Combustion in a
Multi-Cylinder DI Gasoline Engine", SAE 2005-01-3720, 2005.
[60] Kimura, S., Aoki, O., Ogawa, H., Muranaka, S., Enomoto, Y., "New Combustion
Concept for Ultra-clean and High Efficiency Small DI Diesel Engines", SAE 1999-01-
3681, 1999.
[61] Koopmans, L., Denbratt, I., "A four stroke camless engine, operated in homogeneous
charge compression ignition mode with a commercial gasoline", SAE 2001-01-3610,
2001.
[62] Lavy, J., Dabadie, J.C., Angelberger, C., Duret, P., Willand, J., Juretzka, A., Schaflein, J.,
Ma, T., Lendresse, Y., Satre, A., Schulz, C., Kramer, H., Zhao, H., Damiano, L.,
"Innovative Ultra-low NOx controlled auto-ignition combustion process for gasoline
engines: the 4-SPACE project", SAE 2000-01-1873, 2000.
82
[63] Law D., Allen J., "On the Mechanism of Controlled Auto Ignition ", SAE 2002-01-0421,
2002.
[64] Law, D., Kemp, D., Allen, J., Kirkpatrick, G., Copland, T., "Controlled combustion in an
IC-engine with a fully variable valve train", SAE 2000-01-0251, 2000.
[65] Li, Y., Zhao H., Bruzos N., Ma T., Leach B., "Effect of Injection Timing on Mixture and
CAI Combustion in a GDI Engine with an Air-Assisted Injector", SAE 2006-01-0206,
2006.
[66] Marriott, C., Reitz, R. and 2002, "Experimental Investigation of direct injection-gasoline
for premixed compression ignited combustion phasing control", SAE 2002-01-0418,
2002.
[67] Martyr, A.J., Plint, M.A., Engine Testing - Theory and Practice, ediția a III -a. Oxford:
Elsevier, 2007.
[68] Mendera K. Z., Spyra, A., Smereka, M., "Mass Fraction Burned Analysis", Journal of
KONES Internal Combustion Engines No. 3-4, pag. 193-201, 2002.
[69] Meyer, S., Krause, A., Krome, D., Merker, G.P., "Ein flexibles Piezo-Common-Rail
System mit direktgesteuerter Düsennadel", Motortechnische Zeitschrift (MTZ), 2/2002,
pag. 86-93, 2002.
[70] Milovanovic, M., Blundell, D., Pearson, R., Turner, J., Chen, R., "Enlarging the
Operational Range of a Gasoline HCCI Engine by Controlling the Coolant
Temperature", SAE 2005-01-0157, 2005.
[71] Nishijima, Y., Asaumi, Y., Aoygi, Y., "Premixed Lean Diesel Combustion (PREDIC)
using Impingement Spray System", SAE 2001-01-1892, 2001.
[72] Noguchi, M., Tanaka, Y., Tanaka, T., Takeuchi, Y., "A study on gasoline engine
combustion by observation of intermediate reactive products during combustion", SAE
790840, 1979.
[73] Oakley, A., Zhao, H., Ladommatos, N., Ma, T., "Dilution effects on the controlled auto-
ignition (CAI) combustion of hydrocarbon and alcohol fuels", SAE 2001-01-3606, 2001.
[74] Oakley, A., Zhao, H., Ma, T., Ladommatos, N., "Experimental studies on controlled
auto-ignition (CAI) combustion of gasoline in a 4-stroke engine", SAE 2001-01-1030,
2001.
[75] Onishi, S., Hong Jo, S., Shoda, K., Do Jo, P., Kato, S., "Active thermo-atmosphere
combustion (ATAC) – A new combustion process for internal combustion engines", SAE
790507, 1979.
83
[76] Pöttker, S., Eckert, P., Delebinski, T., Baumgarten, C., Oehlert, K., Merker, G.P.,
Wagner, U., Spicher, U., "Investigations of HCCI Combustion Using Multi-Stage Direct-
Injection with Synthetic Fuels", SAE 2004-01-2946, 2004.
[77] Rabinovich, A., Bromberg, L., Cohn, D.R., Surma, J., Virden, J.W., "Onboard
Plasmatron Reforming of Biofuels, Gasoline and Diesel Fuel", SAE 981920, 1998.
[78] Ryan III, T.W., Callahan, T.J., "Homogeneous charge compression ignition of diesel
fuel", SAE 961160, 1996.
[79] Sandu, G., Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Aleonte, M., "The impact of the valve
variable timing upon the pumping work in the internal combustion engine," prezentată la
CAR2011, Pitești, 2011.
[80] Savitzky, A., Golay, M.J.E., "Smoothing and Differentiation of Data by Simplified Least
Squares Procedures", Analytical Chemistry, vol. 36 (8), pag. 1627–1639, 1964.
[81] Shibata, G., Urushihara, T., "The interaction between fuel chemicals and HCCI
combustion characteristics under heated intake air conditions", SAE 2006-01-0207,
2006.
[82] Sjoberg, M., Edling, L., Eliassen, T., Magnusson, L., Angstrom, H., "GDI HCCI: Effects
of injection timing and air swirl on fuel stratification, combustion and
emissionformation", SAE 2002-01-0106, 2002.
[83] Standing, R., Kalian, N., Ma, T., Zhao, H., , "Effects of injection timing and valve timings
on CAI operation in a multi-cylinder DI gasoline engine", SAE 2005-01-0132, 2005.
[84] Stanglmaier, R., "Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI): Benefits,
Compromises, and Future Engine Applications", SAE 1999-01-3682, 1999.
[85] Stiesch, G., Modeling Engine Spray and Combustion Processes, ediția. Berlin: Springer
2003.
[86] Stone, R., Introduction to internal combustion engines, ediția a III -a: Macmillan Press,
2000.
[87] Sugihara, H., Nakagawa, H., Shouyama, K., Yamamoto, A., "Hino New K13C Diesel
Engine Equipped With Common-rail Type Fuel Injection Equipment", Engine
Technology, vol. 1 Nr. 4, pag. 40-45, 1999.
[88] Thring, R. H., "Homogeneous-charge compression – ignition engines", SAE 892068,
1989.
[89] Tsurushima, T., Shimazaki, N., Asaumi, Y., "Gas Sampling Analysis of Combustion
Processes in a Homogeneous Charge Compression Ignition Engine", International
Journal of Engine Research, vol. 1, nr.4, pag. 337-352, 2000.
84
[90] Turton, B.C.H., "A novel variant of the Savitzky-Golay filter for spectroscopic
applications", Measurement Science and Technology, vol. 3, nr.9, 1992.
[91] Urushihara, T., Hiraya, K., Kakuhou, A., Itoh, T. , "Expansion of HCCI Operating
Region by the Combination of Direct Fuel Injection, Negative Valve Overlap and
Internal Fuel Reformation", SAE 2003-01-0749, 2003.
[92] Vibe, I. I., Brennverlauf und Kreisprozeß von Verbrennungsmotoren, ediția. Berlin:
Verlag Technik, 1970.
[93] Walter, B., Gatellier, B., "Development of the high power NADI concept using dual mode
diesel combustion to achieve zero NOx and particulate emissions", SAE 2002-01-1744,
2002.
[94] Warnatz, J., Maas, U., Dibble, R.W., Combustion, ediția a a II-a -a. Berlin: Springer,
1999.
[95] Winterbone, D.E., Advanced Thermodynamics for Engineers, ediția a I -a. Londra:
Arnold, 1997.
[96] Wolters, P., Salber, W., Geiger, J., Duesmann, M., Dilthey, J., "Controlled Auto Ignition
Combustion Process with an Electromechanical Valve Train", SAE 2003-01-0032, 2003.
[97] Woschni, G., "Einfluß von Rußablagerungen auf den Wärmeübergang zwischen
Arbeitsgas und Wand im Dieselmotor " prezentată la Der Arbeitsprozeß des
Verbrennungsmotors Graz, 1991.
[98] Woschni, G., "A Universally Applicable Equation for the Instantaneous Heat Transfer
Coefficient in Internal Combustion Engines", SAE 6700931, 1967.
[99] Yanagihara, H., "Ignition Timing Control at TOYOTA “UNIBUS” Combustion System,"
prezentată la A New Generation of Engine Combustion Processes for the Future?, Paris,
2001, pag. 35-42.
[100] Yanagihara, H., Satou, Y., Mizuta, J., "A simultaneous reduction of NOx and soot in
diesel engines under a new combustion system (Uniform Bulky Combustion System –
UNIBUS)," prezentată la 17th International Vienna Motor Symposium, Viena, 1996.
[101] Yang, J., Culp, T., Kenney, T., "Development of a gasoline engine system using HCCI
technology – the concept and the test results", SAE 2002-01-2832, 2002.
[102] Zhao, H., HCCI and CAI engines for the automotive industry, ediția. Cambridge:
Woodhead Publishing Limited, 2007.
[103] Zhao, H., Peng, Z., Milliams, J., Ladommatos, N., "Understanding the Effects of
Recycled Burnt Gases on the Controlled Autoignition (CAI) Combustion in Four-Stroke
Gasoline Engines", SAE 2001-01-3607, 2001.
85
[104] Zheng, J., Yang, W., Miller, L., Cernansky, N.P., "Prediction of Pre-ignition Reactivity
and Ignition Delay for HCCI Using a Reduced Chemical Kinetic Model", SAE 2001-01-
1025, 2001.
[105] Zheng, J., Yang, W., Miller, L., Cernansky, N.P., "A Skeletal Chemical Model for the
HCCI Combustion Process", SAE 2002-01-0423, 2002.
[106] ***Angle Encoders with Integral Bearing. Disponibil la:
http://www.heidenhain.com/fileadmin/pdb/media/img/591_109-21.pdf. Data accesării:
22.04. 2010.
[107] ***AVL Boost user guide.
[108] ***Elemente de calcul al erorilor. Disponibil la:
http://www.google.ro/url?sa=t&source=web&cd=1&ved=0CBcQFjAA&url=http%3A%
2F%2Fwww.fim.usv.ro%2Fpagini%2Fspecializari%2Ftcm%2Ffiles000%2Ffizica%2Fin
drumar%2F6_Elemente_de_calcul_al_erorilor.doc&rct=j&q=calculul%20erorilor&ei=br
xUTuvAPI2K4gSFx7m-
Bw&usg=AFQjCNElqiOsoDGR0Vwej80bFSAZ86Tqow&cad=rja. Data accesării:
15.06. 2011.
[109] ***Filtering and Smoothing. Disponibil la:
http://www.mathworks.com/access/helpdesk/help/toolbox/curvefit/bq_6yqb.html. Data
accesării: 12.02 2010.
[110] ***Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI). Disponibil la:
http://www.freepistonjetengine.741.com/HCCI.html. Data accesării: 5 noiembrie 2010.
[111] ***Honda readies activated radical combustion two-stroke engine for production
motorcycle. Automotive Engineer, pag. 90-92, Ianuarie, 1997
[112] ***Inlet and Exhaust Pressure Measurements with Sensors Types 4045 / 4075.
Disponibil la: http://www.kistler.com/mediaaccess/4045A10__000-064m-10.92.pdf. Data
accesării: 22.04. 2010.
[113] ***Kistler 6041A. Disponibil la: http://www.kistler.com/mediaaccess/6041A_BP__000-
013m-03.97.pdf. Data accesării: 22.04. 2010.
[114] ***Longitudinal Effect. Disponibil la: http://www.kistler.com/de_en-
de/Technology_Longitudinal_Effect/Longitudinal-Effect.html. Data accesării: 22.04.
2010.
[115] ***Lowpass Filter. Disponibil la:
http://www.mathworks.com/help/dsp/ref/lowpassfilter.html. Data accesării: 10.02. 2010.
86
[116] ***Moteurs. Disponibil la:
http://www.swmeuropa.com/index.php?option=com_content&task=view&id=21&Itemid
=40. Data accesării: 12.06. 2011.
[117] ***The Piezoelectric Effect. Disponibil. Disponibil la: http://www.kistler.com/de_en-
de/Technology_Piezoelectric/The-Piezoelectric-Effect.html. Data accesării: 22.04. 2010.
[118] ***Piezoelectric Materials. Disponibil la: http://www.kistler.com/de_en-
de/Technology_Materials/Piezoelectric-Materials.html. Data accesării: 22.04. 2010.
[119] ***Piezoresistive Absolute Pressure Sensors. Disponibil la:
http://www.kistler.com/mediaaccess/4045A_BP__000-003e-10.09.pdf. Data accesării:
22.04. 2010.
[120] ***Shear Effect. Disponibil la: http://www.kistler.com/de_en-
de/Technology_Shear_Effect/Shear-Effect.html. Data accesării: 22.04. 2010.
[121] ***Transverse Effect. Disponibil la: http://www.kistler.com/de_en-
de/Technology_Transverse_Effect/Transverse-Effect.html. Data accesării: 22.04.2010
2010.
[122] ***The Trapezoidal Rule Disponibil la:
http://pages.pacificcoast.net/~cazelais/187/trapezoidal_rule.pdf. Data accesării: 27.03.
2011.
87
Scurt rezumat
Lucrarea „Cercetări privind utilizarea de sisteme avansate de ardere prin folosirea
amestecurilor omogene/parțial omogene la motoarele cu aprindere prin comprimare” prezintă
analiza stadiului actual al cercetărilor realizate în domeniu, rezultatele simulărilor efectuate de
autor și rezultatele testelor făcute în celula de încercat motoarele.
În urma analizei stadiului actual autorul îsi propune să pună în evidență avantajele
motoarelor cu aprindere prin comprimare ce folosesc amestecuri omogene, cum sunt reducerea
substanțială a emisiilor de oxizi de azot și reducerea consumului față de motoarele cu aprindere
prin scânteie.
Sunt prezentate rezultatele simulărilor efectuate pentru a evidenția influența turației și
influența cantității de gaze arse menținute în cilindru asupra procesului de ardere și influența
momentului închiderii supapelor asupra lucrului mecanic de pompaj.
Sunt prezentate apoi aparatura de testare folosită și rezultatele obținute în urma testelor.
Sunt analizate influențele turației, ale avansuluila injecție, ale duratei injecției și ale momentului
inchiderii supapelor de evacure asupra procesului de ardere și asupra emisiilor poluante.
Abstract
The paper „Research on using of advanced combustion systems by using homogeneous
mixtures/partial homogeneous mixtures in compression-ignition engines” presents the state of
the art of the accomplished researches made in this topic, the results obtained during the
simulations made by the author and the results of the tests made in the test cell.
Analyzing the state of the art the author highlights the advantages of the homogeneous
charge compression ignition engines, like the huge reduction of the nitrous oxides emissions and
the reduction of the fuel consumption compared to the gasoline engines.
The results of the simulations are presented to highlight the influence of the engine speed
and of the trapped burned gases on the combustion process and the influence of the intake valves
closing moment on the pumping losses.
The equipment from the test cell and the results obtained during the test are presented.
The influences of the engine speed, of the injection timing, of the injection duration and of the
exhaust valve closing on the combustion process and on the emission behavior are analyzed.
88
Radu COSGAREA
Informații personale: Adresa:
Telefon:E-mail:
Nationalitate:Data nașterii:Starea civilă
Experiența profesională: Perioada:
Angajator:Domeniu de activitate:
Funcție ocupată:
Perioada:Angajator:
Domeniu de activitate:Funcție ocupată
Studies: Perioada:
Perioada:Numele și tipul instituției:
Calificare:
Perioada:Numele și tipul instituției:
Calificare:
Perioada:Numele și tipul instituției:
Personal aptitudes and competences: Language:
Known foreign languages:
Str. Dr. Gh. Baiulescu nr. 24 cod 500107 Brasov, Brasov +40728144780 [email protected] Romana 29-04-1984 Căsătorit 01.10.2008-30.09.2011 Universitatea Transilvania din Brasov Cercetare Doctorand cu frecvență 01.10.2009-31.09.20010 Institut fur Kolbenmaschinen Cercetare Doctorand 2008-prezent Doctorand cu frecvență la Universitatea Transilvania din Brasov, domeniul Inginerie Mecanică 2008-2010 Universitatea Transilvania din Brasov, Facultatea de Inginerie Mecanică Masterat în Mecanică Computațională 2003-2008 „Transilvania” University of Brasov - Mechanical Engineering Faculty - Automotive Engineering Inginer diplomat 1999-2003 C.N. ,,Andrei Saguna” - Brasov Română Engleză
89
Radu COSGAREA
Personal informations:
Address:
Phone number:E-mail:
Nationality:Date of birth:Marital status
Professional experience: Period:
Name of the employer:Activity domain:
Job:
Period:Name of the employer:
Activity domain:Job:
Studies: Period:
Period:Name and type of learning institution:
Qualification:
Period:Name and type of learning institution:
Qualification:
Period:Name and type of learning institution:
Personal aptitudes and competences: Language:
Known foreign languages:
Str. Dr. Gh. Baiulescu nr. 24 cod 500107 Brasov, Brasov +40728144780 [email protected] Romana 29-04-1984 Married 01.10.2008-30.09.2011 Transilvania University of Brasov Research PhD. Student 01.10.2009-31.09.20010 Institut fur Kolbenmaschinen Research PhD. Student 2008-present Ph.D. student at „Transilvania” University of Brasov – Mechanical Engineering Faculty, Automotive and Engines Department 2008-2010 „Transilvania” University of Brasov - Mechanical Engineering Faculty, Masters in Computational Mechanics 2003-2008 „Transilvania” University of Brasov - Mechanical Engineering Faculty - Automotive Engineering Diploma Engineer 1999-2003 ,,Andrei Saguna” High school - Brasov Romanian English