Motoare Pt Automobile Si Tractoare I

243
CHIŞINĂU TURA ’’TEHNICA" 1996 PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE 9 Volumul I Teorie si caracteristici Gheorghe Bobescu ■ Cornel Cofaru Anghel Chiru ■ Gheorghe - Alexandru Radu Vladimir Ene ■ lurie Guber • Vitalie Scalnâi

description

Motoare Pt Automobile Si Tractoare I

Transcript of Motoare Pt Automobile Si Tractoare I

  • CHIINU TU RA TEHNICA"

    1996

    PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE

    9

    Volumul I

    Teorie si caracteristici

    Gheorghe Bobescu Cornel Cofaru Anghel Chiru Gheorghe - Alexandru Radu Vladimir Ene lurie Guber Vitalie Scalni

  • VGheorghe BOBESCU Cornel COFARU Angliei CIIIRII Gheorghe-Alexandru RADU

    UNIVERSITATEA TRANSILVANIA BRAOV

    Vladimir ENE Iurie GUBERVitalie SCALNI ntre

    UNIVERSITATEA TEHNIC A MOLDOVEI: nCentrul de perfecionare i recalificare a cadrelor

    MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE I TRACTOARE

    Volumul I

    deniu,

    ndi s

    toleibul;azcile

    i se icii

    Teorie i caracteristici n inea e la & i cu az

    dinire,

    CHIINU dinEDITURA TEHNICA

    1997

  • G.Bobescu, V.Ene i a. Motoare pentru automobile i tractoare: manual pentru instituiile de nvmnt superior.

    Chiinu: Editura "Tehnica", 1997-238 p.Prezentarea grafic M. Bacinschi

    Redactor Silvia Nedelciuc

    Recenzeni: Prof. Dr. Ing. Simion Popescu (Braov) Conf. Dr. Valentin Amariei (Chiinu)

    ISBN 9975-910-17-3

    Editura Tenhica, 1997

  • PREFA

    Lucrarea de faa este realizat printr-o strns conlucrare ntre cadrele didactice de specialitate de la Universitatea Tehnic a Moldovei din Chiinu i de la Universitatea Transilvania din Braov i a fost conceput ca manual pentru studenii celor dou universiti care se pregtesc n domeniul motoarelor pentru automobile i tractoare.

    La redactarea lucrrii s-a valorificat experiena didactic i de cercetare tiinific acumulat la Braov i Chiinu n acest domeniu, inclusiv experiena unor cercetri tiinifice efectuate anterior.

    Manualul este structurat pe dou volume, primul volum cuprinznd capitolele de teorie i caracteristicile motoarelor, iar al doilea urmnd s trateze dinamica i construcia motoarelor.

    In volumul de fa se trateaz in cadrul primelor cinci capitole procesele ce nsoesc desfurarea fazelor ciclului motor, respectiv schimbul de gaze, comprimarea, arderea i destinderea. Apoi se analizeaz performanele energetice, regimurile de funcionare i caracteristicile motoarelor de autovehicule.

    Acest volum se poate utiliza i pentru instruirea studenilor ce se pregtesc n specializri legate de mainile agricole, maini de construcii i mbuntiri funciare propulsate cu motoare cu ardere intern, precum i de ctre inginerii din transporturi i mecanizarea agriculturii. De asemenea lucrarea este util n parte i studenilor care audiaz cursuri de motoare la specializrile de transporturi feroviare i de transporturi navale, precum i celor ce se ocup de studiul instalaiilor pentru foraje petroliere acionate cu motoare Diesel. Manualul prezint interes i pentru inginerii care lucreaz n domeniul utilajelor destinate transportului i exploatrilor forestiere.

    Manualul este util i pentru perfecionarea cadrelor didactice din nvmntul preuniversitar tehnic care predau discipline de motoare, automobile i tractoare sau discipline conexe, i specialitilor din transportul auto la cursurile de perfecionare i recalificare.

    Autorii

  • CUPRINS

    1. NOIUNI IN T R O D U C T IV E .....................................................................71.1. Sistematica m o toare lo r...............................................................71.2. Parametrii principali i condiiile de funcionare

    ale motoarelor de automobile i tractoare........................91.3.Principiul de funcionare al motoarelor cu ardere intern......13

    CI .4. Ciclurile termdinamice ale motoarelor cu p i s t o n ............161.4.1. Ciclul motorului cu ardere la volum co n stan t...............181.4.2. Ciclul motorului cu ardere la presiune

    constan t ............................................................................. 201.4.3.Ciclul motorului cu ardere la volum constant

    i la presiune constant. Ciclul mixt............................... 221.4.4...Ciclul motorului cu turbosupraalim entare.....................231.4.5. Influene asupra randamentului i presiunii

    medii a c ic lu rilo r.............................................................. 262 .PROCESELE DE SCHIMBARE A GAZELOR .................................32

    2.1. Umplerea normal a motoarelor n patru t i m p i ...............322*1.1. Influena fazelor de distribuie asupra u m p le rii............ 332.1.2. Calculul parametrilor de stare a gazelor la

    sfritul umplerii.................................................................392.1.3. Calculul coeficientului de umplere .................................442.1.4. Factorii care influeneaz asupra mrimii

    coeficientului de u m p le re ............................................... 452.1.5. Influena fenomenelor dinamice asupra umplerii . . . . 512.1.6. Organizarea micrii ncrcturii p ro a sp e te ..................522.2. Umplerea motoarelor n doi t im p i .......................................542.2.1. Sisteme de s p la r e .............................................................. 542.2.2. Influena fazelor de distribuie asupra umplerii

    la motorul n doi t i m p i ...................................................562.2.3. Parametrii schimbrii gazelor la motoarele

    n doi t i m p i .................................................. ............... 623 .PROCESUL.DE C O M PR IM A R E ............... ............................................ 71

    3.1. Factorii care influeneaz procesul de comprimare . . . . 73

  • 3.2. Micarea ncrcturii n timpul com prim rii..................... 763.3. Calculul parametrilor de stare a gazelor la

    sfritul comprimrii ......................................................774. A R D E R E A .................................................................................................. 79

    4.1. Viteza de ardere a amestecurilor de combustibili aer n m o to a re ...............................................................79

    4.2. Aprinderea amestecurilor de combustibil i aern m o to a re ...........................................................................84

    4.3. Procesul arderii n motorul cu aprindere prin scnteie . . 864.3.1. Arderea normal i fazele sale principale........................ 864.3 .1 .1 . Propagarea f l c rii............................................................894.3 .1 .2 . Factorii care influeneaz viteza de ardere ............... 924.3.2...Arderea cu detonaie ............................................................954 .3.2.1. Teoria explicativ a arderii cu detonaiei ..................954.3 .2 .2 . Factorii care influeneaz asupra d e to n a ie ...............98

    4.3.3. Arderea cu aprinderi s e c u n d a re .................................... 1004.3.4. Controlul procesului de ardere prin alegerea

    formei constructive a camerei de a rd e re .................. 1024.4. Arderea n motorul cu aprindere prin comprimare . . . 1084.4.1. Factorii care influeneaz ntrzierea

    la autoaprindere ............................................................ 1104.4.2. Fazele arderii n motorul cu aprindere prin

    c o m p rim are ..................................................................... 1134.4.3 Influena tipului camerei de ardere asupra

    formrii amestecului i arderii n motorul cu aprindere prin comprimare ....................................... 117

    4.4.3.1. Camerele unitare sau cu injecie d ir e c t .................. 1174.4 .3 .2 . Camerele divizate cu camer de preardere ............ 1294 .4 .3 .3 . Camerele divizate cu camer n v r te j ..................... 1344 .4 .3 .4 . Analiza comparativ a camerelor de ardere ale

    motoarelor cu aprindere prin com prim are ............... 1384.5 Termodinamica proceselor de ardere din motoare . . . . 140

    5. PROCESUL DE DESTINDERE I E V A C U A R E ........................... 1485. . Procesul de d es tin d e re ......................................................... 1485.2. Factori care influeneaz procesul de destrindere . . . . 1 5 1

  • 5.3. Nocivitatea gazelor de e v a c u a re ..........................................1536. PERFORMANELE ENERGETICE ALE MOTOARELOR . . . 157

    6.1. Analiza energetic a ciclului ................................................1576.2. Parametrii ciclului in d ic a t......................................................1586.2.1. Presiunea medie in d ic a t ...................................................1586.2.2. Puterea indicat i consumul specific in d ic a t ............ ...1626.2.3. Relaiile dintre parametrii ciclului in d ic a t .................. ...1656.3...Parametrii efectivi ai motorului ..........................................1686.3.1. Puterea efectiv i pierderile m ecan ice...........................1686.3.2. Randamentul efectiv.i consumul specific

    efectiv de com bustib il......................................................1706.4. Bilanul termic al m otoru lu i...................................................172

    7. REGIMURILE DE FUNCIONARE I CARACTERISTICILE M O TO A RELO R.........................................................1777.1. Regimurile de funcionare......................................................1777.2. Caracteristicile motoarelor de autovehicule .....................1797.2.1. Caracteristici de reglaj ......................................................1807.2.1.1. Caracteristica de reglaj a motorului cu

    carburator n funcie de compoziia amestecului . . 180 7.2.1.2 Caracteristica de reglaj a motorului Diesel n

    funcie de compoziia amestecului ..............................1837.2.1.3. Caracteristica de reglaj dup unghiul de

    avans la producerea s c n te i i ..........................................1847.2.1.4. Caracteristica de reglaj n funcie de avansul

    la injecia combustibilului .............................................1877.2.2. Caracteristici de sa rc in ......................................................1887.2.2.1. Caracteristica de sarcin a motorului cu

    aprindere prin scnteie ...................................................1897.2.2.2. Caracteristica de sarcin a motorului cu

    aprindre prin comprimare .............................................1907.2.3. Caracteristica de turaie..................................................... ...1927.2.3.1. Caracteristica de turaie la sarcin total la MAS . 1927.2.3.2. Caracteristica parial de turaie la MAS .................. 1977.2.3.3. Caracteristica de turaie la sarcin total la MAC . 1997.2.3.4. Caracteristica de turaie la sarcin total cu

  • regulator de turaie ......................................................2017.2.3.5. Caracteristica parial de turaie la M A C ...............203

    7.2.4. Compararea eficienei de funcionare a MAS i MAC n condiiile caracteristicii de turaie i

    de sarcin...........................................................................2057.3. Caracteristici d iv e rse ............................................................2067.3.1. Caracteristica de detonaie .............................................2067.3.2. Caracteristica de mers n g o l ..........................................2087.3.3. Caracteristica pierderilor m e c a n ic e ..............................2097.3.4. Caracteristici de toxicitate .............................................2117.3.5. Caracteristici c o m p le x e ...................................................2137.4. Corectarea c a rac te ris tic ilo r................................................215

    BIBLIOGRAFIE.................................................................................... . . . 217A N E X E ...........................................................................................................219

  • 1. NOIUNI INTRODUCTIVE

    1.1. Sistematica motoarelor

    Cea mai larg utilizare n propulsia autovehiculelor o are n prezent energia termic obinut din arderea hidrocarburilor, iar pentru transformarea energiei termice n energie mecanic, rspndirea cea mai mare o au motoarele cu ardere intern cu piston, acestea atingnd un nalt grad de perfecionare i eficien. Din acest motiv n sistematica abordat vor fi incluse cu prioritate motoarele cu ardere intern cu piston i parial i motoarele cu turbin, lundu-se n considerare perspectivele utilizrii lor pe autovehicule, alte motoare de construcii speciale sau bazate pe alte surse energetice, nefiind analizate n prezenta clasificare. Sistematica este alctuit dup anumite principii de desfurare a proceselor din motor sau dup diferite consideraiuni constructive.

    - Dup natura combustibilului utilizat se ntlnesc motoare cu combustibili lichizi uori (benzin, alcool), motoare cu combustibili lichizi grei (motorin, pcur, uleiuri), motoare cu combustibili gazoi (gaze comprimate sau lichefiate, cu biogaz), motoare cu alimentare mixt, la care combustibilul de baz este gazos, iar pentru aprindere i pentru pornire se utilizeaz combustibili lichizi i motoare policarburate la care ce se pot utiliza, dup disponibiliti, diferii combustibili lichizi.

    - Dup modul de alctuire a sistemului de transformare a energiei calorice n energie mecanic se ntlnesc n construcia de autovehicule motoare care aparin categoriei de motoare cu ardere intern (motoare cu piston i motoare rotative cu piston), motoare care aparin categoriei de motoare cu ardere extern (motoare cu turbine cu gaze, motoare cu ciclul Stirling) i motoare combinate la care arderea se desfoar ntr-o camer de ardere delimitat de unul sau dou pistoane, iar transformarea energiei termice n energie mecanic se realizeaz parial n motorul cu piston i parial ntr-o turbin cu gaze.

    - Dup modul de formare a amestecului, motoarele cu ardere intern se mpart n motoare cu formare a amestecului n exterior n raport cu camera de ardere (motoare cu carburator, motoare cu gaze i motoare

  • cu injecie de benzin n conducta de admisie), motoare cu formarea amestecului de combustie n camera de ardere (motoare cu injecie de benzin sau combustibili lichizi grei n camera de ardere i motoare cu gaze cu adaos de combustibil lichid sau gazos la nceputul compresiei) i motoare cu amestec stratificat la care se asigur amestecuri de dozaje diferite n diferite zone ale camerei de ardere.

    - Dup modul de aprindere a amestecului carburant se ntlnesc motoare cu aprindere prin scnteie {motoare cu carburator, cu injecie de benzin, cu gaze), motoare cu aprindere prin comprimare (motoare cu injecie de motorin, motoare cu hidrogen), motoare cu precamer i aprindere prin flacr (aprinderea de la scnteie se realizeaz ntr-o camer cu amestec bogat, iar flacra rezultat aprinde amestecul srac din cilindru) i motoare cu aprinderea combustibilului gazos prin iniierea aprinderii unei mici cantiti de combustibil lichid ce ia foc prin comprimare).

    La rndul lor motoarele cu aprindere prin comprimare se clasific dup tipul camerei de ardere n motoare cu injecie direct sau cu camer unitar, motoare cu antecamer i motoare cu camer de turbionare.

    - Dup modul de realizare a ciclului, motoarele cu piston se grupeaz n motoare n patru timpi (ciclul se realizeaz pe durata a patru curse complete ale pistonului) i motoare n doi timpi (ciclul se realizeaz pe durata unei singure curse complete a pistonului).

    - Dup principiul de realizare a umplerii cilindrilor, motoarele sunt cu umplere normal (cu aspiraia aerului din atmosfer) i cu supraalimentare (cu comprimarea prealabil a aerului sau amestecului carburant de ctre un compresor).

    Motoarele cu supraalimentare pot fi cu compresor acionat de ctre o turbin ce utilizeaz energia gazelor de evacuare ale motorului cu piston (cu turbosuflant), cu compresor acionat prin transmisie mecanic de la arborele cotit i cu dou compresoare, dintre care unul acionat mecanic, iar cellalt cu turbosuflant.

    - Dup criterii constructive i cinematice motoarele se clasific n motoare cu piston cu micare alternativ i motoare cu piston rotativ.

    Motoarele cu piston cu micare alternativ se clasific dup numrul i modul de dispunere a cilindrilor n raport cu axa arborelui cotit, n motoare monocilindrice i policilindrice, respectiv n motoare cu cilindrii

  • verticali n linie, n V, cu cilindrii opui.De asemenea aceste motoare mai pot fi clasificate dup dispunerea

    pistoanelor, n motoare cu un singur piston pe cilindru, cu pistoane opuse a care camera de ardere este dispus ntre dou pistoane ce se deplaseaz ntr-un cilindru n sensuri opuse, i motoare cu dubl aciune care au camera de ardere pe ambele pri ale pistonului.

    Motorul cu piston rotativ la rndul su poate fi realizat n trei variante cinematice i anume: cu piston rotativ care realizeaz o micare planetar ntr-un bloc fix, cu piston fix i bloc rotitor i cu micare planetar relativ i n sensuri opuse att a pistonului, ct i a blocului motor cu o carcas fix, aanumitul motor birotor.

    - Dup modul de rcire, motoarele se mpart n motoare rcite cu lichide i motoare rcite cu aer.

    In construcia de automobile i tractoare n prezent se utilizeaz n principal motoarele cu piston cu aprindere prin scnteie, cu aprindere prin comprimare, cu piston rotativ, motoare cu turbin n special pentru puteri mari, iar la unele construcii motoarele Stirling. In cele ce urmeaz se vor analiza cu prioritate motoarele cu ardere intern cu piston.

    1.2. Parametrii principali i condiiile de funcionare ale motoarelor de automobile i tractoare.

    Motoarele cu ardere intern cu piston pot fi caracterizate prin urmtorii indicatori principali de performane:

    - durabilitatea i fiabilitatea tuturor sistemelor i pieselor componente;

    -randamentul transformrii energiei termice n energie mecanic, parametru ce poate f i evaluat i dup consumul specific de combustibil, respectiv consumul de combustibil raportat la unitatea de timp i unitatea de putere dezvoltat;

    -puterea raportat la unitatea de volum a cilindrului sau la unitatea de arie a capului pistonului (puterea specific);

    -masa i volumul dimensiunilor de gabarit raportate la unitatea de putere, respectiv masa specific i volumul specific de gabarit;

    -gradul de nocivitate i indicele de fum al gazelor de evacuare i

  • nivelul zgomotului n timpul funcionrii motorului;-simplitatea i tehnologicitatea construciei, comoditatea ntreinerii

    tehnice i preul de cost al fabricaiei, exploatrii i reparrii motorului;- sigurana pornirii motorului;- perspectivele meninerii motorului n fabricaie prin modernizarea

    sa succesiiv, prin creterea presiunii de ardere i creterea turaiei, respectiv prin creterea puterii pe msura dezvoltrii tehnologiilor i ridicrii calitii materialelor.

    Alturi de aceti indicatori de performane motoarele cu ardere intern cu piston pot fi caracterizate i individualizate prin urmtorii parametrii constructivi:

    - cilindreea sau capacitatea cilindric Vh care este definit ca volumul unui cilindru parcurs de pistonul de alezaj D n cursa S ntre punctele moarte;

    - cilindreea total sau litrajul motorului Vt , care este suma cilindreelor tuturor cilindrilor "i" a unui motor adic: V,-i-Vh (m 3) ;

    - raportul de comprimare e , respectiv raportul dintre volumul maxim al cilindrului Va rezultat cnd pistonuyl se afl n punctul mort inferior (p.m .i.) i volumul minim al cilindrului Vc rmas deasupra pistonului, cnd acesta se afl n punctul mort superior (p. m. s.), volum care

    Vareprezint volumul camerei de ardere, deci e= .

    In cazul motorului n doi timpi, alturi de acest raport de comprimare geometric se mai utilizeaz i raportul de comprimare util eu , deoare din cursa S a pistonului numai o parte este utilizat pentru comprimare i destindere S u, o fraciune din curs fiind destinat distribuiei gazelor prin orificiile practicate pe cilindru, nchiderea i deschiderea acestor orificii fiind realizat prin deplasarea pistonului. Prin urmare, cursei utile S u i corespunde un volum de cilindru util Vu i un

    Vraport de comprimare util eu= .

    In afara indicatorilor de performan i a parametrilor constructivi prezentai mai sus, este util s se defineasc i principalii parametri ce

  • caracterizez condiiile de funcionare ale motoarelor i s se abordeze corespondena acestora cu condiiile de exploatare ale automobilelor i tractoarelor.

    Regimul de funcionare al motorului este caracterizat de un ansamblu de parametri funcionali ca sarcina, turafia arborelui cotit, starea termic a pieselor motorului etc.

    In funcie de condiiile de exploatare i particularitile funcionale ale autovehiculului variaz i regimul de funcionare al motorului.

    Parametrul principal care caracterizeaz regimul de funcionare al motorului este puterea efectiv Pe , care la rndul su depinde de cuplul motor i de viteza unghiular de rotaie a arborelui cotit o> , respectiv de turaia acestuia n , conform cunoscutei relaii:

    Pe=Me u= M e^ P - = 0,1047M e77 [W\ (1.1)60

    unde Me este n N m i n n m in ', respectiv w n rad/s.In exploatare, att cuplul motor, ct i turaia arborelui cotit variaz

    n limite largi, datorit variaiei rezistenelor de deplasare a autovehiculelor.A t t p e n t r u

    motoarele de automobile, ct i pentru motoarele de tractoare o importan d e o se b it o p re z in t capacitatea acestora de a se adapta rapid la regimurile v a riab ile n t ln ite n exploatare.

    In figura 1.1. se prezint un grafic n care se arat variaia puterii n funcie de turaia arborelui cotit. Fiecare din curbele 1,

    nmax n 2, 3, 4 corespunde unei

    Fig. 1.1. Caracteristici propulsie a n u m i t e p o z i i i adispozitivului de comand a

  • cantitii de combustibil furnizat cilindrilor motorului, iar curbele I, II, 111, IV reprezint variaia puterii necesare pentru propulsia autovehiculului.

    Punctul de intersecie dintre o curb de putere dezvoltat de motor i o curb de putere necesar pentru nvingerea rezistenelor de deplasare ale autovehiculului, caracterizeaz un regim de funcionare a motorului.

    O noiune ce trebuie precizat, deoarece se utilizeaz frecvent n analiza proceselor termo-gazodinamice, este sarcina motorului, prin care se nelege gradul de ncrcare al acestuia la o anumit turaie fa de o ncrcare de referin convenional stabilit. S-a convenit c ncrcarea de referin s fie cea corespunztoare celei mai mari puteri efective dezvoltat de motor n mod continuu la o turaie dat, far instabilitate n funcionare i fr uzuri anormale.

    Sarcina se apreciaz prin coeficientul de sarcin, care la o turaie dat este exprimat prin raportul dintre puterea efectiv dezvoltat de motor Pe i puterea la ncrcarea de referin, care se mai numete i putere efectiv continu (P econt), respectiv:

    PX=------ (1.2)

    Pe cont

    Coeficientul de sarcin se poate exprima fie n valori absolute dup relaia (1.2), fie n procente.

    Pentru sarcin nul x = 0 motorul, funcioneaz la mers n gol la turaia considerat. Pentru 0 < x < 1 motorul funcioneaz la sarcini pariale, pentrux = 1 se consider sarcin plin, iar pentrux> 1 motorul funcioneaz la suprasarcini. Limita acceptabil a suprasarcinii, este de aproximativ 10% din sarcina plin, deci x = l ,1, posibilitile de funcionare a motorului la asemenea regimuri fiind limitate n timp.

    Puterea efectiv pe care o poate dezvolta motorul la limita acceptabil a suprasarcinii pe o durat limitat i dup anumite intervale de timp este denumit putere efectiv intermitent.

    Cea mai mare valoare a puterii efective continue este definit drept putere efectiv nominal Pen, iar turaia la care se dezvolt aceast puetere se numete turaie nominal fln .

    Cea mai mare valoare a puterii efective inetrmitente este considerat puterea efectiv maxim Pmax a motorului.

  • Dup aceleai considerente se definesc noiunile de moment motor continuu o moment motor intermitent, iar cel mai mare moment motor intermitent este considerat momentul motor maxim Mmax, respectiv turaia la care se obine este denumit turaia momentului maxim n M.

    O alt noiune utilizat frecvent n analiza proceselor din motoare i care trebuie prin urmare precizat n acest capitol introductiv, este calitatea amestecului, respectiv proporia de combustibil n amestecul de aer - combustibil supus arderii n motor, proporie apreciat prin dozaj.

    Dozajul se poate exprima prin raportul dintre cantitatea de combustibil Gc i cantitatea de aer Ga , deci:

    Gd = (1.3)

    G a

    Dac pentru arderea complet a combustibilului n amestec, exist cantitatea de aer minim necesar, dozajul se numete teoretic sau stoichiometric ( d t), iar n raport cu acest dozaj cnd combustibilul este n exces dozajul se consider bogat, respectiv cnd aerul este n exces se consider dozaj srac.

    Dozajul se mai exprim i prin coeficientul de exces de aer, respectiv prin raportul dintre cantitatea de aer avut la dispoziie pentru arderea a 1 kg de combustibil L n kg aer/kg comb. i cantitatea de aer teoretic necesar pentru arderea complet a aceleiai cantiti de combustibil L ,^ n kg aer/kg comb. , prin urmare rezult:

    X = -^ ~ (1.4)Tnln

    1.3.Principiul de funcionare al motoarelor cu ardere internSchema de funcionare a unui motor monocilindric cu ardere

    intern n patru timpi este prezentat n figura 1.2. In cilindrul 1 se deplaseaz pistonul 2 care este articulat prin biela 3 cu manivela 4 a arborelui cotit 14.

    Chiulasa 5 care nchide n partea superioar cilindrul este prevzut cu un canal de admisie

  • ncrctura proaspt ptrunde n cilindru prin canalul 8 din chiulas i prin seciunea controlat de supapa de admisie 9 a crei deschidere este comandat prin cama arborelui de distribuie 11 n funcie de poziia pistonului n cilindru.

    Gazele arse sunt eliminate prin seciunea 10 controlat de supapa dc evacuare 12, prin canalul din chiulas i prin colectorul de evacuare. Supapa de evacuare este comandat printr-o cam acionat de la arborele dc distribuie n funcie de poziia pistonului.

    Cilindrul motorului este practicat ntr-un bloc ce se construiete cu partea inferioar sub form de carter 7 n care se fixeaz lagrele 13 ale

    Fig. 1.2. Schema de principiu a motorului cu ardere intern n patru timpi: l-cilindru; 2-piston; 3-biel; 4-fus maneton;

    5- chiulas; 6-bujie; 7-carter superior; 8-canal de admisie; 10-canal de evacuare; 11- arbore (ax) de distribuie; 12-supap

    de evacuare; 13-cuzinet (lagr); 14-arbore cotit; 15-carter inferior 16-volant; 17-fus palier; 18-bolf; 19-segmeni de piston.

  • arborelui cotit. Pe carter se prevd supori prin care se sprijin motorul pe asiul vehiculului, iar partea sa inferioar este nchis printr-o baie de ulei 15. Aspiraia ncrcturii proaspete se realizeaz prin deplasarea pistonului de la p.m .s. pn n p .m .i., timp n care supapa de admisie este deschis, supapa de evacuare este nchis. Prin rotirea n continuare a manivelei pistonul se deplaseaz din p .m .i. pn n p.m .s. comprimnd ncrctura proaspt din cilindru, timp n care ambele supape sunt nchise.

    La sfritul cursei de compresie ncrctura proaspt se aprinde prin scnteie (MAS) sau se injecteaz motorina care se vaporizeaz i se autoaprinde (MAC). Urmeaz destinderea care se realizeaz pe durata deplasrii pistonului pin p.m .s. pn n p.m . i. , transformnd energia termic a gazelor n energie mecanic furnizat arborelui cotit i mai departe transmisiei autovehiculului.

    La sfritul cursei de destindere se deschide supapa de evacuare, o parte din gazele arse se elimin din cilindru datorit presiunii superioare la care se afl fa de presiunea atmosferic, iar restul gazelor arse sunt pompate de ctre piston n deplasarea sa de la p.m .i. pn la p .m .s ., timp n care supapa de evacuare rmne deschis. Ciclul se reia apoi printr-o nou aspiraie de ncrctur proaspt.

    In figura 1.3 se arat schema de principiu a unui motor monocilindric n doi timpi, la care ncrctura proaspt este introdus n cilindru din colectorul de baleiaj prin ferestrele sau luminile de baleiaj 8, iar gazele sunt eliminate prin ferestrele sau luminile de evacuare 9, n colectorul de evacuare^

    ncrctura proaspt este aspirat din exterior prin pompa de baleiaj 4. Comprimarea ncrcturii proaspecte se realizeaz n cadrul deplasrii pistonului de la p.m .i. pn la p.m .s. pe o fraciune de curs n care fereastra 9 este complet nchis de muchia superioar a pistonului. La sfritul compresiei ncrctura proaspt se aprinde prin scnteie (MAS) sau se injecteaz combustibilul care se vaporizeaz i se autoaprinde (MAC), dup care urmeaz arderea i destinderea, procese ce se desfoar n timpul deplasrii pistonului din p.m .s. pn n p.m .i.

    Spre sfritul cursei de destindere pistonul descoper fereastra de evacuare 9, gazele arse scap spre colectorul de evacuare dup care se deschid i ferestrele de baleiaj 8. ncrctura nou introdus sub presiune, de

  • pompa de baleiaj 4, dizloc restul de gaze arse din cilindru mpingndu-le spre fereastra de evacuare 9. Ciclul se reia printr-o nou ncrctur a cilindrului 1, la finele evacurii cnd se nchid luminile de evacuare 9.

    Fig. 1.3. Schema de principiu a motorului cu ardere intern n doi timpi: a)nceputul comprimrii; b) nceputul baleajului;1-cilindru; 2-piston; 3-biel; 4-pomp de baleiaj; 5-chiulas;

    6-injector (bujie); 7-carter superior; 8-lumini (ferestre) de admis ie; 9-lumini (ferestre) de evacuare; 10-arbore cotit.

    Pentru nelegerea mai complet a principiului de funcionare a .motorului cu ardere intern, este util s se prezinte concomitent desfurarea real i teoretic a ciclului pentru fiecare din tipurile principale de motoare cu piston ntlnite n construcia de autovehicule.

    1.4. Ciclurile termodinamice ale motoarelor cu piston

    Transformarea energiei termice n energie mecanic n motorul cu ardere intern este un proces deosebit de complex i desfurarea sa n condiii reale este nsoit de pierderi de energie care sunt luate n considerare de al doilea principiu al termodinamicii.

    Pentru evaluarea eficienei fiecrui proces i pentru totalitatea

  • evoluiilor n cazul motorului real, care funcioneaz ca principiu dup un anumit ciclu, este necesar s se releve posibilitile maxime de utilizare a cldurii caracteristice pentru ciclul termodinamic, n care cedarea cldurii ctre sursa rece este obligatorie i constituie unicul tip de pierderi. Raportnd randamentul ciclului real, se poate stabili gradul de perfecione la care se desfoar procesele din motor i se pot evidenia cile ridicrii economicitii motorului.

    La analiza ciclurilor termodinamice trebuie s se aib n vedere urmtoarele ipoteze admise n cazul ciclurilor ideale, ipoteze ce nu mai sunt satisfcute n cazul ciclurilor reale:

    a) La ciclurile ideale se consider c n cilindru se, gsete o cantitatea constant a mediului de lucru, care nu se schimb de la o evoluie la alta i care parcurge ntregul ciclu. In cazul ciclului real se evacueaz din cilindru gazele arse de la ciclu precedent i se introduce n cilindru ncrctura proaspt pentru o nou evoluie.

    Realizarea procesului de schimb de gaze este nsoit de pierderi de energie care nu sunt luate n considerare n cazul ciclului teoretic.

    b) Aportul de cldur se consider realizat n cazul ciclurilor ideale la un anumit moment sau n condiii de stare a mediului, caracteristice ciclului dat. La realizarea ciclurilor reale aportul de cldur se datoreaz arderii amestecului de combustibil, un proces complex ce se desfoar ntr- un anumit timp, fiind nsoit totdeauna de pierderi suplimentare de energie.

    c) Cldurile specifice ale mediului de lucru sunt considerate constante n cazul ciclurilor ideale i se admite c acestea nu depind de temperatur i presiune. In cazul ciclurilor reale cldurile specifice ale gazelor variaz n funcie de temperatur i presiune i au valori diferite n funcie de compoziia gazelor la care se ajunge n timpul evoluiei lor. Prin variaia cldurilor specifice raportul gazelor se micoraz i exponenii evoluiilor se ndeprteaz de valorile ideale, diminundu-se randamentul ciclurilor reale.

    d) Procesele de comprimare i destindere la ciclurile ideale sunt considerate adiabatice, deci fr schimb de cldur cu mediul exterior. In condiiiile reale, datorit existenei unei diferene mari de temperatur ntre piesele ce delimiteaz camera de ardere i gazele ce evoluiaz n cilindru, se produce un transfer de cldur pe parcursul proceselor de schimb de

  • guze, de comprimare, de ardere i destindere, att n sensul aportului de cldur ct i n sensul cedrii de cldur, preponderente fiind ns pierderile de cldur care conduc la scderea randamentului.

    1.4.1. Ciclul motorului cu ardere la volum constant

    Ciclul cu arderea amestecului de combustibil i aer ntr-un timp foarte scurt, deci o variaie mic de volum, se ntlnete la motoarele cu aprindere prin scnteie pentru automobile i motociclete, la* motoarele cu gaze i la cele cu injecie de benzin.

    In figura 1.4 se prezint ciclul teoretic (a) i real (b) n coordonate l>-V i ciclul teoretic n coordonate temperatur (7)-entropie (s) pentru un motor n patru timpi cu ardere la volum constant.

    Fig.1.4. Ciclul cu ardere la volum constant

    La ciclul teoretic cu aport de cldur la volum constant se consider c mediul de lucru umple instantaneu cilindrul n punctul a dup care se comprim adiabatic dup ac, cnd pistonul se deplaseaz din p. m. i. n p.m .s. La sfritul comprimrii se furnizeaz instantaneu cldura Q, ceea ce provoac comprimarea izocor a gazului pn n punctul z, respectiv creterea izocor a temperaturii cz. reprezentat n diagrama T-s. Destinderea se consider adiabatic dup zb , n timul deplasrii pistonului din p.m .s. n p.m .i. energia intern a mediului de lucru, transformndu-se n energie mecanic, mediului de lucru sczndu-i presiunea dup zb (diagrama p-V),

  • evoluie nsoit de o scdere a temperaturii de la z la b (diagrama T-s). Extragerea cldurii Q2 se presupune a se realiza tot instantaneu dup ba, deci mediul de lucru este readus n starea iniial la volum constant, cu scderea izocor a presiunii. Acest proces de evacuare a cldurii se reprezint n diagrama T-s prin izocora ba, punndu-se n eviden scderea temperaturii pn la temperatura iniial a ciclului.

    In cazul ciclului real, umplerea cilindrului se realizeaz sub efectul depresiunii create prin deplasarea pistonului din p.m .s. n p .m .i., ceea ce face ca ncrctura proaspt din cilindru s aib o presiune mai mic dect presiunea atmosferic. Pentru ca umplerea cilindrului s se mbunteasc, supapa de admisie se deschide cu un anumit avans fa de p.m .s. reprezentat prin punctul d.s.a. In timpul umplerii ncrctura se nclzete de la gazele rmase n cilindru i de la pereii calzi ai canalului de admisie i ai cilindrului, deci la nceputul ciclului ncrctura proaspta va avea o temperatur superioar temperaturii mediului ambiant i o densitate inferioar.

    Dup trecerea pistonului de p.m .i. supapa de admisie se nchide i ncepe procesul de comprimare a ncrcturii proaspete. In apropiere de p .m .s ., se produce aprinderea amestecului de la scnteie i ncepe procesul de ardere care se prelungete i dup ce pistonul trece de p.m .s. (punctul z). Urmeaz procesul de destindere zb'in timpul cruia energia intern a gazelor se transform n energie mecanic. Procesul de evacuare a gazelor ncepe cu un avans fa de p.m .i. n punctul d.s.e. i se prelungete dup nchiderea cursei de evacuare cu o ntrziere fa de p.m .s. pn n punctul i.e.

    Ciclul cu ardere la volum constant poate fi apreciat prin urmtorii parametri caracteristici: y

    - raportul de comprimare e=- ,Ve

    - gradul de cretere a presiunii dezvoltat prin ardere %= ,Pc

    - randamentul termic t | fcare este dat de raportul dintre cldura transformat n energie mecanic i cldura furnizat ciclului i care dup transformri ajunge la expresia:

    (1.5)

  • - presiunea medie a ciclului, respectiv o presiune convenional ca mrime, care acionnd asupra pistonului n timpul detentei ar produce un lucru mecanic util egal cu ntregul lucru mecanic al ciclului, avnd expresia:

    P r P a T ^ - V i e * ' 1"'!) [MPa] (1.6)n - l e - I

    Din aceste expresii rezult c randamentul, respectiv economicitatea motorului crete odat cu creterea raportului de comprimare i cu creterea exponentului k, iar presiunea medie crete cu mrirea presiunii iniiale p a, cu mrirea raportului de comprimare e i cu mrirea gradului de cretere a presiunii prin ardere 7r.

    1.4.2. Ciclul motorului cu ardere la presiune constantCiclul cu ardere a amestecului de combustibil i aer n timpul unei

    traciuni a cursei de destindere i la o variaie foarte mic a presiunii, se ntlnete la motoarele cu aprindere prin comprimare cu viteze medii de piston mici, respectiv la motoarele la care combustibilul arde treptat pe msura injectrii lui n cilindru, concomitent cu destinderea. La aceste motoare ncrctura proaspt a cilindrului nu este amestec de combustibil i aer, ci-numai aer a crui presiune i temperatur se ridic n procesul de comprimare depind temperatura de autoaprindere a combustibilului.

    In figura 1.5. se prezint ciclul teoretic (a) i real (b) n coordonate p-v i ciclul teoretic n coordonate T-S (c), pentru un motor n patru timpi cu ardere la presiune constant.

    i la aceste motoare, n cazul ciclului real umplerea cilindrului se realizeaz cu pierderi gazodinamice, deci presiunea ncrcturii proaspete este inferioar presiunii atmosferice. De asemenea, prin nclzirea aerului de la pereii cilindrului temperatura acestuia la sfritul admisiei va fi superioar temperaturii mediului ambiant, iar densitatea va fi inferioar. Prin avansul la deschiderea supapei de admisie fa de p.ms. (d.a) i prin ntrzierea la nchiderea supapei de admisie dup p. m. i. (/'. a) se amelioreaz procesul de umplere.

    In timpul compresiei, n apropiere de p.m .s. se ncepe injecia combustibilului, care se autoaprinde i se arde pe msur ce se injecteaz i se vaporizeaz. Procesul de ardere nu se realizeaz la presiune absolut

  • Fig.1.5. Ciclul cu ardere la presiune constant

    constant, ci cu o uoar cretere, ceea ce se explic prin faptul c n cilindru se acumuleaz o anumit cantitate de combustibil injectat pn se realizeaz autoaprinderea cantitii de amestec de aer i combustibil vaporizat. Destinderea realizat n timpul arderii este denumit destindere prealabil i este apreciat prin raportul p =- . Urmeaz procesul de des-

    K:

    tindere propriuziz zb n care se continu dezvoltarea de energie mecanic, dar n acest interval energia mecanic se obine din energia intern a gazelor. Procesul de evacuare a gazelor ncepe i la aceste motoare cu un avans fa de p .m .i., respectiv n punctul d.s.e. i se prelungete dup terminarea cursei de evacuare cu o ntrziere fa de p.m .s. pn n punctul i.e.

    Randamentul termic al acestui ciclu este dat de urmtoarea expresie: k

    (1-7Se observ c randamentul crete cu creterea raportului de

    comprimare e i scade cu creterea gradului de destindere prealabil p, deoarece prelungirea arderii conduce la creterea temperaturii gazelor de evacuare. Este important de menionat c la acest ciclu raportul de comprimare nu are aceiai influen asupra randamentului i economicitii motorului ca la ciclul cu aport de cldur la volum constant, deoarece la

  • rapoarte mari de comprimare, mrirea n continuare a acestuia influeneaz nensemnat asupra utilizrii cldurii.

    Presiunea medie a ciclului teoretic cu aport de cldur la presiune constant este dat de urmtoarea expresie:

    p, = (1.8) e-1 A--1

    Din aceast expresie se observ c mrirea presiunii p, medii a ciclului se poate realiza prin ridicarea presiunii de admisie i a raportului de comprimare, respectiv prin mrirea aportului de cldur care implic mrirea gradului de destindere prealabil i mrirea exponentului adiabatic al ciclului.

    1.4.3.CicluI motorului cu ardere la volum constant i la presiune constant. Ciclul mixt.

    Dup ciclul mixt lucreaz motoarele rapide cu aprindere prin comprimare pentru automobile i tractoare. Din cauza timpului scurt de injecie, ntrzierea la aprindere a combustibilului injectat face necesar un avans la injecie, care se traduce n fapt printr-o ardere iniial n apropiere de p .m .s ., ardere ce poate fi asimilat cu un aport de cldur la volum constant. Restul combustibilului arde pe msura injectrii lui, realiznd n aceast etap, o ardere la presiune constant, dup cum se vede n figura 1.6 .

    Datorit furnizrii unei pri de cldur la volum constant, presiunile maxime ale ciclului mixt sunt mai mari dect la ciclul cu aport de cldur numai la presiune constant.

    Randamentul termic va fi n acest caz:

    = 1 - --------------------- = 1 - -/=(7i,p) (1.9)e*~1 ( n - I W p - l ) e* 1

    Ecuaia de mai sus permite s se formuleze concluzia, c utilizarea cldurii n cazul ciclului mixt depinde de raportul de comprimare, de gradul de destindere prealabil p, gradul de cretere a presiuni ir i de indicele adiabatic de comprimare i destindere.

  • Fig.1.6 Ciclul mixt.

    Pentru aceleai valori ale raportului de comprimare, funcia F(it,p) se afl ntre limitele:

    1 < F{n, p)

  • aplicare la motoarele rapide cu aprindere prin comprimare. Schema motorului cu turbosupaalimentare este reprezentat n figura 1.7,a.

    P

    Fig.1.7. Ciclul mixt cu turbosupralimentare cu turbin de presiunevariabil

    Dac evacuarea se face la volum constant (izocora a-b) nu se utilizeaz complet cldura disponibil.

    In cazul turbosupraalimentrii (figura 1.7,b) evacuarea se face la presiune constant (izobara f i ) . Eficiena acestui ciclu n comparaie cu ciclul de referin este evident. Aria haurat b/la din diagramele T-s i p -V reprezint lucrul mecanic suplimentar obinut pentru aceeai cldur furnizat ciclului. La acest ciclu cu destindere prelungit lucrul mecanic obinut suplimentar se datorete mririi volumului n procesul destinderii. Din aceast cauz presiunea medie a ciclului raportat la ntregul interval de variaie a volumului (V fV c) va fi considerabil mai mic n comparaie cu cea a ciclului de referin cu evacuare la volum constant.

    In cazul ciclului real nu se transmite pentru propulsie ntreaga energie mecanic rezultat. O parte din aceast energie se cheltuiete pentru antrenarea mecanismelor auxiliare i pentru nvingerea frecrilor. La funcionarea motorului cu turbosupraalimentare, destinderea dup b f se realizeaz n reeaua de palete a turbinei cu gaze care antreneaz compresorul. In compresor se comprim aerul asprirat din atmosfer de la p a la presiunea de supraalimentare pa, dup la. In acest fel presiunea iniial din cilindru pa va fi superioar presiunii atmosferice, iar presiunea medie

  • a ciclului ce se desfoar n cilindru va fi mai mare ca la ciclul de referin (vezi exprezia 1.10). Pierderile mecanice n agregatul turbocompresor sunt considerabil mai mici dect cele ce ar rezulta n cazul destinderii prelungite n cilindrul motorului i din aceast cauz randamentul motorului supraalimentat este superior.

    Pentru analiza parametrilor de apreciere a ciclului mixt cu turbosupraalimentare se apeleaz la urmtoarele notaii:

    ea - raportul total de comprimare; e - raportul de comprimare n cilindru; ek - raportul de comprimare n compresor.Relaia dintre aceste rapoarte de comprimare fiind:

    v, K v,e = e*e = 7 V = 7 (L11)v & v c v c

    Temperatura final a gazelor la evacuarea din turbin va fi:T, = Tf p' (1.12)

    / Vfunde p = - gradul de destindere la presiune constant n turbin.

    Randamentul pentru acest ciclu se poate reda prin formula

    urmtoare, considernd 7tt \k

    P, = 1 i e0 = e-e*:P /

    1]f = 1 ----- L .----------------------- ( 1-13)e*-1 (n-1)+Ar*n(p-1)

    Dac motorul supraalimentat funcioneaz dup ciclul cu ardere la volum constant, p 1 i expresia randamentului devine:

    (1.14)

    In cazul supraalimentrii unui motor care lucreaz dup un ciclu cu ardere la presiune constant pentru ir = i i p = p esxpresia randamentului va fi:

    = 1 - o - 15)e ' -1

  • Presiunea medie a ciclului cu turbosupraalimentare este raional s nc analizeze pentru procesele ce se desiaoar n cilindrul motorului.

    Expresia presiunii medii a ciclului cu supraalimentare pentru procesele din cilindru se poate scrie sub urmtoarea form:

    Ptdi = (1 1 6 )

    unde t | f este randamentul corespunztor ciclului considerat, scris pentru varianta cu supraalimentare.

    Ciclul motorului cu turbosupraalimentare se poate realiza i ntr-o alt variant (figura 1.8) cnd gazele arse se

    PV=consi. destind n colectorul deevacuare dup b-a ( s e c iu n e a m are a c o l e c t o r u l u i ) . Randam entul acestui ciclu este inferior ciclului reprezentat n figura 1.7 deoarece apar pierderi de energie mari pn la

    Fig.1.8. Ciclul mixt cu turbosupraalimentare cu intrarea gazelor arse n presiune constant n fa a turbinei turbin.

    Ciclul motoruluicu turbosupraalimentare reprezentat n figura 1.7 necesit turbine cu gaze de presiune variabil, sau impuls, iar colectoarele motoarelor trebuie construite n aa fel, nct fiecare ramur s colecteze gazele de la doi sau trei cilindri cu cel mai mare decalaj de evacuare.

    1.4.5. Influene asupra randamentului i presiunii medii a ciclurilor

    In cazul ciclului cu ardere la volum constant, dup cum s-a artat,

  • randamentul termic depinde de raportul de comprimare i de natura gazelor utilizate care determin valoarea exponentului adiabatic k.

    In figura 1.9 se prezint variaia randamentului termic n funcie de raportul de comprimare, pentru dou valori ale exponentului adiabatic, respectiv k = l,4 1 pentru gaze biatomice cu clduri specifice constante i k = l,3 pen tru produse de ardere a amestecurilor de hidrocarburi cu aer.

    In figura 1.10 se prezint variaia presiunii medii a aceluiai ciclu n funcie de gradul de cretere a presiunii x la diverse rapoarte de Fig.1.9. Variaia randamentului comprimare. S-a considerat k = l,3 , iar termic n funcie de raportul de pa = 0,1 MPa pentru e=4. Pentru comprimare restu l v a lo rilo r raportu lu i decomprimare, presiunile pa s-au calculat din condiia de micorare a volumului Va prin mrirea raportului de comprimare Vhconst., avnd n vedere relaia:

    e-1(1.17)

    Presiunea pa s-a calculat din legea general a gazelor, respectiv:

    Pe =R T ,

    (1.18)

    Avnd n vedere condiia Vh=ct. i relaiile (1.17) i (1.18), se constat c la mrirea raportului de comprimare crete i presiunea iniial P a -

    Se observ, c presiunea medie a ciclului crete cu creterea raportului de comprimare i cu mrirea gradului de cretere a presiunii n timpul arderii.

    In cazul ciclului cu ardere la presiune constant randamentul termic depinde de raportul de comprimare, de exponentul adiabatic i de gradul de

  • destindere prealabil.In figura 1.11. se prezint variaia

    randamentului termic n funcie de gradul de destindere prealabil pentru diverse valori ale raportului de comprimare i pentru 2 valori ale exponentului adiabatic.

    Dup cum se vede, ca i n cazul ciclului analizat anterior, randamentul crete cu creterea raportului de comprimare. De asemenea randamentele sunt cu att mai mari, cu ct exponentul adiabatic este mai mare. Se observ c randamentul scade cu creterea gradului de destindere prealabil, deci cu mrirea duratei arderii.

    termic n funcie de gradul de destindere prealabil

    Fig.1.10. Variaia presiunii medii n funcie de gradul de cretere a presiunii

    In cazul ciclului mixt, la fel ca la ciclurile analizate anterior, randamentul crete cu creterea randamentului de comprimare, exponentului adiabatic, gradului de cretere a presiunii i scade cu creterea gradului de destindereprealabil.

    In figura 1.12 se prezint variaia randamentului termic al ciclului mixt pentru diferite combinaii de valori ale gradului de cretere a presiunii i gradului de destindere prealabil i pentru 4 mrimi ale cldurii totale furnizate ciclului. Spre exemplu, pentru cldura furnizat Qi=25 kJ (curba 1) i pentru tt= 7 , cnd toat cldura este furnizat la p= const., se ajunge la p= 0 ,3 8 i r\,=0,54, iar pentru p = l , cnd toat cldura este furnizat la Vconst., se ajunge la ir4,9, randamentul termic atinge cea mai mare valoare rj,=0,67.

  • In cazul cnd se ^ schimb cldura furnizat, * ran d am en tu l se p o a te determina pentru fiecare 0,6 6 valoare constant a gradului de destindere prealabil, dup cum se arat prin 0,62 s g e ile o r iz o n ta le i verticale pentru p = l,5 . Curbele trasate cu linie 0,58 continu arat variaia r a n d a m e n t u l u i p e n t r u v a l o r i l e g r a d u l u i de destindere prealabil egale cu 1; 1,5 i 2,0.

    In cazul

    4 o*-"

    yP=iO

    f

    V /

    /a \ \

    --2,0

    [ J \ \\

    * j>

    Fig.1.12. Variaia randamentului termic n cnd funcie de gradul de cretere'a presiunii i de

    cldura furnizat se reduce destindere prealabil datorit micorrii graduluide destindere prealabil la ir= const., randamentul crete considerabil. Dac se reduce cldura furnizat la p> 1 =const. i se reduce corespunztor gradul de cretere a presiunii tt, randamentul se mrete cu att mai mult, cu ct este mai mare p.

    Aa spre exemplu, pentru tt= l ,5 = const., cu diminuarea cldurii furnizate de la 2500 kJ pn la 630 k J , randamentul se micoreaz de la 0,598 (punctul a) pn la 0,664 (punctul b), prin micorarea corespunztoare a gradului de destindere prealabil de la 2,57 (punctul c) la 1,25 (punctul d). La alegerea parametrilor ciclului trebuie s se in seama de presiunile i temperaturile maxime ale ciclului ce pot fi admise de piesele motorului.

    In figura 1.13 se prezint variaia presiunilor i temperaturilor maxime ale ciclului n funcie de raportul dintre gradul de cretere a presiunii i gradul de destindere prealabil. La mrirea gradului de cretere a presiunii i scderea corespunztoare a gradului de destindere prealabil, presiunea maxim crete proporional, cu gradul de cretere a presiunii, mrindu-se de asemenea i temperatura maxim a ciclului. Presiunea medie

  • a ciclului mixt variaz n funcie de gradul de cretere a presiunii i de gradul de destindere prealabil dup cum se arat n figura 1.14. i n acest caz s-au considerat 4 valori constante pentru cldura furnizat ciclului, ca n graficul din figura 1. 12.

    Fig.1.13. Variaia presiunii i temperaturii maxime a ciclului n funcie de creterea presiunii.

    F ig.1.14. Variaia presiunii medii Deoarece presiunea medie estea ciclului n funcie de gradul de proporional cu produsul dintre cretere a presiunii i de cldura furnizat i randamentul destinderea prealabil. ciclului, se observ c la o valoare

    constant a cldurii furnizate, presiunea medie va fi cu att mai mare cu ct va fi mai mare gradul de cretere a presiunii i mai mic gradul de destindere prealabil (curbele 1-4). La mrirea cldurii furnizate, pentru ir=const. crete gradul de destindere prealabil (de exemplu verticala ir= l ,175), ajungndu-se la o cretere mai redus a presiunii medii fa de cazul p= const., i mrirea gradului de cretere a presiunii (exemplu p = l,5 ) . Aceasta se explic prin faptul c la mrirea cldurii furnizate randamentul termic scade cu creterea gradului de destindere prealabil i crete cu mrirea gradului de cretere a presiunii.

    In figura 1.15 se prezint ciclul mixt n coordonate p -V i T-s

  • pentru valori constante ale presiunilor maxime de ardere i posibilitile de realizare prin modificarea raportului de comprimare. Evident, n acest caz se modific i randamentul termic al ciclului.

    Fig.1.15. Ciclul mixt. n coordonate p -V i T-s pentru presiunea maxim constant

  • 2.PR0CESELE DE SCHIMBARE A GAZELOR

    2.1. Umplerea normal a motoarelor n patru timpi

    Pentru realizarea ciclului real n cazul motoarelor cu ardere intern cu piston este necesar evacuarea gazelor arse din cilindru i introducerea ncrcturii proaspete de aer sau amestec de aer i combustibil. Aceaste procese de schimbare a gazelor se desfoar ntr-o anumit msur concomitent.

    Cantitatea de ncrctur proaspt care se reine n cilindru depinde i de gradul de golire a cilindrului de gazele arse n ciclul precedent, deci procesul de admisie trebuie analizat n strns corelare cu parametrii ce caraterizeaz procesul de evacuare. Ansamblul fenomenelor ce nsoesc procesele de evacuare i admisie reprezint schimbul de gaze care trebuie efectuat n aa fel nct n cilindru s se introduc o cantitate ct mai mare de gaze proaspete n raport cu volumul avut la dispoziie i s se piard o cantitate ct mai mic de gaze proaspete la splarea cilindrului de gaze arse.

    Calitatea proceselor de schimbare a gazelor se apreciaz n general prin coeficientul de umplere care se poate defini prin urmtoarele rapoarte:

    - raportul dintre cantitatea de ncrctur proaspt reinut n cilindru la sfritul procesului de umplere G i cantitatea de ncrctur proaspt care poate ocupa cilindreea n condiii de referin Ga, adic printr-un proces f r pierderi termo-gazodinamice;

    - raportul dintre volumul ncrcturii proaspete reinute n cilindru la sfritul procesului de umplere, msurat n condiii de referin, Va, i volumul cilindreei Vh pe care l-ar putea umple crctura proaspt ntr-un proces f r pierderi termogazodinamice.

    Deci, coeficientul de umplere poate fi scris sub urmtoarele forme:

    Pentru calcularea coeficientului de umplere se msoar cantitatea de gaze proaspete G admise n motor (ca debit) i se determin prin calculul

  • cantitatea teoretic Ga care, spre exemplu, pentru un motor n patru timpi este:

    G 0 = l V f 0 - P o-/,

    unde i este numrul de cilindri ai motorului; p0 - densitatea fluidului proaspt.

    2.1.1. Influena fazelor de distribuie asupra umplerii

    Desfurarea procesului de schimb de gaze poate fi analizat dup variaia presiunii gazelor din cilindru n timpul acestui proces (fig.2.1), respectiv dup bucla inferioar a diagramei (p-V) indicate, denumit diagram de pompaj (admisie-evacuare) prezentat n figura 2.1,c. A c e a s t v a r i a i e a p resiu n ii n t i m p u l adm isiei n mare msur se datorete m i c r i i pistonului cu v i t e z v a r i a b i l , ncepnd din p .m .s ., viteza pistonului Wpse m rete , Fig.2.1. Diagrama de pompajatingnd valoarea maxim cu puin nainte de jumtatea cursei i anulndu- se n p.m .i. Viteza de admisie a gazelor proaspete Wa urmrete, n general, variaia vitezei pistonului, dar datorit ineriei gazelor din conducta de admisie i presiunii superioare ce o mai au gazele arse din cilindru la nceputul cursei de admisie exist un decalaj Ax ntre nceputul cursei de admisie (p.m .s.) i nceputul procesului de admisie (punctul .a.).

  • De asemenea, la sfritul cursei de admisie n p .m .i . , cu toate c vite/a pistonului atinge valoarea zero, ncrctura proaspt continu s ptrund n cilindru (Wa * 0) datorit ineriei i presiunii mai sczute din cilindru. Apare deci un decalaj Ax ntre sfritul cursei de admisie (p.m. i.) i sfritul admisiei (s.a.). Evident, sfritul admisiei este determinat de momentul nchiderii supapei de admisie (;sa).

    Interdependena dintre viteza de intrare a gazelor proaspete n cilindru i presiunea acestora, face ca n vecintatea poziiei n care Wa atinge valoarea maxim, presiunea _s nregistreze un minim. Aceast interdependen poate s ia forme perturbate datorit undelor de presiune i particularitilor motorului, mai ales la motoarele rapide.

    Realizarea unei bune evacuri a gazelor arse i unei umpleri ct mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obinerea unei diagrame de pompaj ct mai favorabile, sunt n strict dependen de fazele de distribuie (figura 2.1,d), ceea ce se va analiza n cele ce urmeaz.

    In figura 2 . 2 e s t e r e p r e z e n t a t d e s f u r a r e a p ro c e s u lu i de schimb de gaze ntr-un motor cu turbosupraalimen- tare. Gazele de ardere din cilindru sunt evacuate spre paletele turbinei d e g a z e 11, a n g r e n a t cu c o m p reso ru l I (fig.2.2,a).

    A e r u l(.MAC) sau amestecul proaspt (MAS) este comprimat pn la presiunea Pr1 > Pr (fig-2.2,b). Procesul de admisie se ncepe cu deschiderea supapei de admisie n punctul 3 la presiunea p r, pn n punctul 4. Evacuarea

  • gazelor ncepe cu deschiderea supapei de evacuare n punctul 1 pn la punctul 2. Deschiderea concomitent a supapelor n intervalul de timp de la punctul 2 pn la punctul 3 este folosit pentru baleiajul cilindrilor.

    Deschiderea supapei de evacuare (dse) nu trebuie s se produc n p .m .i., deoarece lucrul mecanic L a consumat pentru evacuarea gazelor arse este prea mare n acest caz, iar presiunea de evacuare p cy fiind prea mare determin o umplere mai redus (fig.2.3,a). Deschiderea cu avansul Ad.s .e a supapei de evacuare duce la o reducere nsemnat a lucrului mecanic de evacuare la i a contrapresiunii ptv. Aceste avantaje se obin ns cu pierderea lucrului mecanic motor l care s-ar obine dac d.s.e. ar fi fost n p .m .i. Valorile lui p ev,La i l depind de mrimea avansului la deschiderea supapei de evacuare.

    Astfel, la un avans foarte mare (fig.2.3,a) se reduc insensibil p ey i lB fa de un avans potrivit (fig.2.3,b), n schimb l crete vizibil.

    Dac se noteaz cu AL ctigul de lucru mecanic de evacuare prin realizarea unui avans la deschiderea supapei de evacuare, este evident, c A L = L0-L . Dependena lucrului mecanic ctigat AL, a pierderii de lucru mecanic de destindere l i a presiunii de evacuare p ev, de avansul la deschiderea supapei de evacuare, exprimat ca fraciune a cursei pistonului, se arat n figura 2.3,d.

    Se observ c exist o anumit valoare optim a avansului la deschiderea supapei de evacuare la care ctigul total de lucru mecanic A L - L este maxim i presiunea de evacuare este cea mai convenabil. Avansul optim difer de la un regim de funcionare la altul, deci va trebui ales avansul optim pentru regimul la care se dorete obinerea celor mai ridicate performane.

    Momentul nchiderii supapei de evacuare (.s .e . fg .2 .4 .) trebuie ales astfel nct s se asigure cea mai complet golire a cilindrului de gaze arse i pierderi ct mai reduse de gaze proaspete.

    In plus presiunea gazelor arse din cilindru este superioar aceleia din colectorul de evacuare i aceasta, la rndul su, este puin superioar presiunii atmosferice.

    Analiznd procesul real de evacuare din momentul deschiderii pn la nchiderea supapei de evacuare, se pot evidenia trei etape ale acestui proces.

  • in prima etap denumit scparesau evacuare liber gazele arse ies cuviteze mari n exterior datorit presiuniiridicate din cilindru, evacundu-se 70-80 %din gazele arse. Cu scderea presiunii sereduce i viteza de curgere a gazelor pesub supap, regimul de curgere devenindsubcritic, cnd pistonul se apropie dep.m .i. Mai departe evacuarea se face prindeplasarea pistonului, aceast etapdenumindu-se evacuarea forat, presiuneacrescnd n final datorit reducerii seciuniide curgere prin nceperea deplasriisupapei n sensul nchiderii (fig.2.4.)

    La nceputul cursei de admisiepresiunea gazelor din cilindru scade bruscdatorit mririi volumului prin deplasareapistonului. Evacuarea se continu subefectul energiei cinetice a coloanei de gaze

    . ... , , Fie. 2.3. Variaia pierderilor nce prsete cilindrul, aceasta fiind etapa , , , .. . . , v .. funcie de avansul la deschi-

    evacuaru ineriale sau postevacuaru. , . ,__ . . . . . de rea supapei de evacuareEfectul ineriei coloanei de gaze

    este anulat la un moment dat de acela al depresiunii, moment n care sensulmicrii gazelor s-ar inversa, dac nu s-ar nchide supapa de evacuare. Prinurmare, exist o valoare optim a ntrzierii la nchiderea supapei deevacuare A ".S.G pentru care se realizeaz cea mai complet golire acilindrului de gaze arse.

    Pentru a se asigura o umplere ct mai bun, deschiderea supapeide admisie (d.s.a.) trebuie s se produc cu un avans fa de p.m .s.(fig.2.5.).

    Una din condiiile principale este aceea, c n momentul cnd presiunea din cilindru a devenit inferioar aceleia din colectorul de admisie, supapa s ofere o seciune de trecere ct mai mare posibil pentru ca pierderile gazodinamice s fie minime.

    Rezult necesitatea unui avans la deschiderea supapei de admisie A /d. S. a.

  • Fig. 2.4. Variaia presiunii du n timpul evacurii

    P

    PaPco

    att fa de p.m.s. ct i faj de punctul de egal presiune n cilindru i conducta de admisie. Avansul la deschiderea supapei de admisie este cu att mai necesar cu ct turaia motorului este mai mare, deci cu ct durata admisiei este mai mic.

    _____ Exist un unghi n care attt ^ supapa de admisie, ct i cea de cilindri evacuare, sunt deschise, unghi ce se

    numete, unghi de suprapunere a

    VFig. 2.5. Variaia presiunii din cilindru n timpul admisiei

    deschiderii supapelor (vezi fig.2.1,d).Avansul optim la deschiderea supapelor de admisie este, prin

    urmare, acel avans care asigur trecerea unei cantiti ct mai mici de gaze arse din cilindru n conducta de admisie, pierderi gazodinamice ct mi mici la trecerea gazelor proaspete de admisie i, n final, o umplere maxim a cilindrului cu gaze proaspete.

    Momentul nchiderii supapei de admisie (.s.a.) trebuie stabilit astfel, nct, s se utilizeze la maximum efectul inerional al coloanei de gaze proaspete. Postumplerea cu caracter inerional este limitat n timp de efectul creterii presiunii din cilindru sub efectul deplasrii pistonului care poate provoca refularea gazelor proaspete din cilindru spre colectorul de admisie.

    Rezult c ntrzierea optim la nchiderea supapei de admisie se

  • gsete n momentul, cnd cele dou efecte contrare se anuleaz i procesul de umplere nceteaz.

    Toate aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere i nchidere a supapelor. Valorile medii ale acestor unghiuri sunt date n tabelul 2.1, iar schema fazelor de distribuie este prezentat n figura 2.6.

    P.HJ ' VFig. 2.6. Schema fazelor de distribuie

    Tabelul 2.1.Valori medii ale unghiurilor de deschidere i nchidere a supapelor

    Tipul motorului Admisie EvacuareDeschiderea

    nainte de pms RAC

    nchiderea dup pm i

    RAC

    Deschiderea nainte de pms RAC

    nchiderea dup pm i

    RACMotoare cu

    aprindere prin comrimare

    10-40 20-45 30-50 10-35

    Motoare cu aprindere prin

    scnteie

    10-20 45-70 40-60 15-30

    Motoare cu gaze 30-35 40-50 40-45 25-35

    Obs. Valorile mici sunt pentru motoarele lente, iar valorile mari pentru motoarele rapide.

  • 2.1.2. Calculul parametrilor de stare a gazelor la sfritul umplerii

    Mrimea coeficientului de umplere depinde de o serie de factori printre care: presiunea la sfritul umplerii p a, coeficientul gazelor reziduale, presiunea i temperaura gazelor arse p r i Tr i temperatura amestecului la sfritul admisiei Ta.

    Presiunea la sfritul admisiei p a este un factor care influeneaz hotrtor coeficientul de umplere la motoarele n patru timpi i depinde de pierderile gazodinamice pe traseul de admisie.

    Pierderile de presiune la umplere Ap a pot fi calculate cu ajutorul ecuaiei lui Bemoulli, admind c umplerea se face n regim staionar.

    Dup cum se va vedea pierderea de presiune A p a este proporional cu ptratul vitezei curentului.

    Pentru traseul de admisie, ecuaia lui Bemoulli se poate scrie sub forma urmtoare:

    Po Vf0 7 Pa + + g Z = + P ' Y + + d a (2-1)Po 2 Pa 2 2

    unde: p0 i pa - densitatea ncrcturii proaspete la intrarea n conducta de admisie i n cilindru;

    W0 i Wa - viteza ncrcturii proaspete la intrarea n conducta de admisie i viteza medie la trecerea pe sub supapa de admisie;

    Z i Za - nlimea fa de sistemul de referin a axei seciunii de intrare n conducta de admisie i seciunea de trecere pe sub supapa de admisie;

    13 - coeficientul de amortizare a vitezei ncrcturii proaspeten seciunea considerat a cilindrului;

    Wd,P = ;

    Wa

    WcU - viteza medie a ncrcturii proaspete n seciunea considerat a cilindrului;

    C - coeficientul de rezisten al traseului de admisie raportat la seciunea minim.

  • Neglijnd viteza iniial la intrarea n conducta de admisie sau n carburator, respectiv, considernd W0 = 0 i diferena de nlime, adic lund Z 0 = Za , neglijnd de asemenea variaia densitii ncrcturii pe traseul de admisie ( p0- p a), se obine:

    - t (P2 + 0 ^ (2.2)Pa P o 2

    A p a = p0- pa = (P2 + 0 - ^ Po (2-3)

    Se observ c pierderile gazodinamice A pa sunt proporionale cu ptratul vitezei curentului la trecerea pe sub supapa de admisie.

    Dup ecuaia continuitii, presupunnd c n cilindru gazele au viteza medie egal cu viteza medie a pistonului, viteza W a se poate exprima n funcie de turaie astfel:

    w = w j^ e - = = k , (2.4)fa 30 f , f ;

    unde: Wm - viteza medie a pistonului;n - turaia;f - aria seciunii de trecere a gazelor pe sub supap;S - cursa pistonului;Ap - aria suprafeei pistonului;

    , S A .k - constant, k - ----- -.

    30

    Cu aceasta expresia pierderilor de presiune devine:

    a Pa = y ( P 2 + o ^ = k X , (2.5)'a 'a

    k , . * .{ )

    unde: k, - constant.Deci pierderile de presiune sunt direct proporionale cu ptratul

  • turaiei i invers proporionale cu ptratul seciunii de trecere a gazelor pe sub supapa de admisie.

    Prin urmare la construcia motorului trebuie s se tind spre micorarea coeficientului , asigurnd o form corespunztoare a canalelor de admisie i seciuni maxime ale acestora, precum i seciuni maxime de trecere a gazelor pe sub supapa de admisie. Trebuie s se prevad de asemenea coturi cu raze mari pe conducta de admisie.

    Raportul ariei suprafeei pistonului pe aria total a seciunii de

    Atrecere la supapele de admisie complet desch ise------(ia numrul supapelor

    de admisie de la un cilindru), este funcie de rapiditatea motorului i se afl n limitele urmtoare:

    Rapiditatea motorului Wm [m/s] A A f .M otoare lente (Wm sub 6,5 m/s) < 6 12-8

    M otoare de turaj mediu 6-9 9-6M otoare rapide > 9 6-4,5

    Viteza medie a gazelor la supapa de admisie este de 30-70 m/s la motoarele Diesel i de 50-80 m/s la motoarele cu aprindere prin scnteie.

    La unele motoare de automobile aceast vitez poate depi 80 m/s, atingnd chiar valori de 130 m/s. Suma coeficienilor (P 2 + 0 = 2 ,5 -4 , iar pierderile de presiune Ap a la motoarele n patru timpi sunt n limitele urmtoare:

    Apa=(0,10-0,20)po #Valorile maxime se refer la motoarele cu carburator i cu gaze,

    iar valorile minime la motoarele cu aprindere prin comprimare.La motoarele cu supraalimentare A p a depinde de presiunea aerului

    la ieirea din compresor p k i se afl n limitele:A p a = (0,04-0,1)p*.Coeficientul gazelor reziduale y r este raportul dintre cantitatea de

    gaze rmase n cilindru de la ciclul precedent Mr i cantitatea gazelor proaspete admise M ga, ambele n kmoli.

  • Reducerea cantitii de gaze reziduale se poate obine pe urmtoarele ci, pornind de la expresia:

    p VMr = ^ (2.7)

    - micorarea volumului ocupat de gazele reziduale, adic volumul camerei de ardere (Vc) prin creterea raportului de comprimare;

    - micorarea presiunii gazelor reziduale pr\- mrirea temperaturii gazelor reziduale Tr, ntruct n acest caz se

    micoreaz densitatea lor.Cu creterea raportului de comprimare e se mrete i gradul

    destinderii gazelor, din care cauz Tr se micoreaz. Creterea sarcinii i turaiei duc la mrirea temperaturii Tr.

    Pentru motoarele n patru timpi valoarea temperaturii Tr se afl n urmtoarele limite:

    - la motoarele cu carburator Tr = 900-1000 K;- la motoarele cu aprindere prin compresie Tr= 700 -900 K;- la motoarele cu gaze Tr = 750-1000K.Presiunea gazelor reziduale pr pentru motoarele fr

    supraalimentare, la putere nominal este:- pentru motoarele lentep r = (1,03-1,06)/>;- pentru motoarele rapide p r = (1,1-1,25)pa.Valoarea coeficientului gazelor reziduale y r se poate exprima i n

    funcie de raportul - , crescnd cu mrirea acestui raport, deci cu micorar

    rea presiunii pa.Temperatura gazelor la sfritul admisiei Ta este temperatura la

    care ajung gazele prin nclzirea de la pereii conductei de admisie i a cilindrilor i de la gazele reziduale.

    Aceast temperatur se poate determina din ecuaia bilanului de cldur a amestecului de gaze proaspete i reziduale, nainte i dup amestecare.

    Se presupune c amestecul se realizeaz Ia presiune constant, deci:

  • MgaC Up(T0 + A T - A Tva/) +MrCUprTr = (Mga +M) (2 .8)unde A T este nclzirea gazelor de la conducta de admisie i

    pereii cilindrilor;A Tvap - rcirea gazelor prin vaporizarea combustibilului. Neglijnd diferenele de clduri specifice, adic aproximnd:

    rezult:

    de unde:

    'M p '- 'M p r '- 'U p a

    T0 + A T - A T vap +YrTr = (1 +Y) T a,

    _ T0+A T+yrTr-A#a

    vap

    1 + YrPentru m otoarele supraalim entate:

    7-a =Tk+ A T -A T fa

  • Fig. 2.8. Variaia temperaturii la sfritul admisiei n funcie de nclzirea ncrcturii pe traseul de admisie

    Tabelul 2.2.Valorile temperaturii A T i Ta pentru diverse motoare cu ardere intern

    Tipul motorului A T [ K] Ta [K]Motoare cu carburator n patru timpi 5-20 340-400

    Motoare cu aprindere prin comprimare n patru timpi, far supraalimentare

    20-40 310-350

    Motoare cu aprindere prin comprimare n patru i doi timpi, cu supraalimentare

    5-10 320-400

    2.1.3. Calculul coeficientului de um plereDin ecuaia bilanului cantitilor de gaze n kmoli, la sfritul

    cursei de admisie, cantitatea de amestec va fi:Ma = Mga +Mr = Mga (1 + y ,) , (2.12)

    de unde cantitatea reaj^ de gaze proaspete M?a admise rezult:Mga = (2.13)

    1 + Y r

    p aVa= R M J a, deci

    (2.14)R T a

    Cu aceasta cantitatea de gaze admis devine:

  • Cantitatea teoretic de gaze proaspete admise n cilindru la volumul

    V i la p i T exprimat n kmoli va fi:

    ^ (2-16)

    Raportnd cantitatea real de gaze admise la cantitatea teoretic, se obine conform definiiei date coeficientul de umplere:

    _ Mga _ PeYa ~^o 1^ ~ u ~ 7 ~ T A----- (2 ' 17)

    M h P o v o a Yr

    nlocuind Va=eVc i Vh= (e-'\)V C, se obine n forma final:

    i \ v = (218) e 1 Po a 1 + Yr

    La puterea maxim ijv are urmtoarele valori:- motoare de carburator tjv = 0,75 - 0,85;- motoare cu aprindere prin comprimare i)v = 0,75 - 0,95.Pentru motoarele n patru timpi cu supraalimentare i pentru

    motoarele n doi timpi expresia coeficientului de umplere devine:

    G P a . k "1 /o 1 n\T iv------- ( 2 l 9 )

    G - 1 P k a 1 + Y ,

    In aceste relaii ale coeficientului de umplere urmeaz s se introduc expresiile obinute anterior pentru p, T i y r.

    Relaiile deduse sunt aproximative, deoarece au la baz ipoteze simplificatoare.

    Pentru calcule precise i pentru cercetri tiinifice trebuie s se utilizeze relaii care cuprind toi factorii ce influeneaz n realitate umplerea, relaii existente n diverse lucrri de specialitate.

    2 .1 .4 . Factorii care influeneaz asupra m rim ii coeficientului de um plere

    R aportu l de com prim are. Cu creterea raportului de comprimare

  • crete i coeficientul de umplere, ceilali parametrii rmnnd neschimbai. In realitate ns prin creterea raportului de comprimare se modific i ali parametri. Respectiv scade coeficientul gazelor reziduale i temperatura acestora, se intensific nclzirea temperaturii proaspete etc. In afar de aceasta asupra mrimii coeficientului de umplere rjv influeneaz splarea camerei de ardere. Se poate demonstra c la splarea complet a camerei de ardere, cu creterea raportului de comprimare, coeficientul de umplere se micoreaz. Prin urmare, n funcie de influena factorilor interdependeni, cu creterea raportului de comprimare, coeficientul de umplere poate s creasc, dar poate s i scad. Cercetrile experimentale au artat c raportul de comprimare influeneaz puin valoarea coeficientului de umplere.

    Presiunea la sfritu l um plerii. Presiunea pa manifest cea mai mare influen asupra mrimii coeficientului de umplere. Din relaiile (2.1) i (2.5) se vede c diminuarea pierderilor de presiune Ap a se poate realiza prin reducerea rezistenelor gazodinamice pe traseul de admisie i micorarea vitezei ncrcturii proaspete la trecerea pe sub supapa de admisie.

    In figura 2.9 se prezint variaia coeficientului de umplere n funcie de viteza ncrcturii pe sub supapa de admisie la ridicarea complet a acesteia i la regimul nominal de funcionare a unui motor de automobil n patru timpi.

    C u m r i r e a v i t eze i Wa, coeficientul de umplere se micoreaz, ceea ce trebuie avut n vedere la proiectarea sistemului de admisie, dac exist tendina mririi vitezei ncrcturii proaspete. In plaja haurat, n zona superioar sunt valorile coeficientului de umplere pentru motoarele cu aprindere prin comprimare, iar n zona inferioar pentru motoarele cu carburator.

    Presiunea gazelor reziduale influeneaz cantitatea de gaze reziduale n cilindru. La mrirea presiunii gazelor reziduale acestea se destind la nceputul cursei de admisie, iar

    ?v

    Q8

    0.7

    ^ 2

  • aspiraia ncrcturii proaspete se ncepe mai trziu, ceea ce conduce la scderea coeficientului de umplere. Aceast presiune depinde de condiiile organizrii evacurii i rezistenele gazodinamice ale sistemului de evacuare. Ca i la admisie, pierderile gazodinamice sunt proporionale cu ptratul vitezei de curgere a gazelor pe sub supap i, prin urmare, cu ptratul turaiei arborelui cotit. Avnd n vedere, c presiunea gazelor reziduale are o influen mult mai mic asupra coeficientului de umplere dect presiunea de admisie p a (vezi relaia 2.18), se admite micorarea diametrului supapei de evacuare n favoare mririi celui de la supapa de admisie, mrind coeficientul de umplere.

    T em peratu ra gazelor reziduale influeneaz asupra coeficientului de umplere numai prin intermediul coeficientului gazelor reziduale. Din expresiile (2.6) i (2.7) se observ c la mrirea temperaturii Tr coeficientul gazelor reziduale scade i n consecin se mrete coeficientul de umplere.

    nclzirea ncrcturii proaspete pe traseul de admisie ( A T) influeneaz mrirea temperaturii la sfritul admisiei Ta. Cu creterea nclzirii A T se mrete Ta i scade coeficientul de umplere.

    In figura 2.10 se prezint variaia coeficientului de umplere n funcie de nclzirea A 7 pentru un motor n patru timpi cu aprindere prin comprimare (curba 1) i cu carburator (curba 2) la:

    70=288 K i p 0=0,1 MPaDin diagram se vede c

    n c l z i r e a n c r c t u r i i A Tinflueneaz considerabil mrimeacoeficientului de umplere.

    r La motoarele cu carburatoro 20 io aT|KJ, . . o parte din cldura coninut de- Fig.2.10 Variaia coeficientului de

    umplere n funcie de nclzirea aeru asPlrat este ut,lizat. Pentru ncrcturii pe traseul de admisie n c z i r e a i v a p o r i z a r e a

    combustibilului. De cele mai multe ori, ns, cldura disponibil n aerul aspirat nu este suficient pentru vaporizarea combustibilului i din acest motiv se nclzete conducta de admisie cu gaze arse sau lichid din sistemul de rcire. O nclzire exagerat a Conductei de admisie duce la mrirea temmperaturii amestecului i la

  • scderea coeficientului de umplere.La motorul cu aprindere prin comprimare nu este necesar

    nclzirea aerului pe conducta de admisie, ci dimpotriv se caut evitarea nclzirii acestuia, dispunnd canalele de evacuare pe partea opus admisiei.

    Sarcina motorului la turaie constant influeneaz umplerea, n mod deosebit la motorul cu carburator. La micorarea sarcinii prin nchiderea treptat a clapetei de acceleraie cresc rezistenele gazodinamice, ceea ce conduce la schimbarea condiiilor de desfurare a procesului de umplere. Variaia presiunii pa n funcie de poziia clapetei de acceleraie se prezint n figura 2.11.

    La deschideri mici ale clapetei Pa de acceleraie coeficientul gazelor go. reziduale se mrete. nclzirea ncrcturii, datorit temperaturilor sczute ale pieselor, specifice sarcinilor ^ 01 mici, se reduce ntr-o anumit msur.Ins variaia nclzirii A T este ,0A nensemnat datorit cldurii furnizate Deschiderea cLapetei conductei de admisie i cantitii micide combustibil supus vaporizrii. In Fig.2.11. Variaia presiunii deansamblu, la reducerea sarcinii scade admisie # coeficientului de

    c . , , , , , umplere n funcie de poziiacoeficientul de umplere al motorului cu r ,clapetei de acceleraie

    carburator.La motoarele cu aprindere prin

    comprimare, neexistnd clapet de obturare pe traseul de admisie, rezistenele gazodinamice la o turaie constant sunt de asemenea constante. La mrirea sarcinii prin mrirea debitului de combustibil temperatura pieselor se mrete i nclzirea aerului n timpul admisie de asemenea se mrete. Prin urmare, coeficientul de umplere scade cu creterea sarcinii.

    In figura 2.12 se prezint variaia coeficientului de umplere n funcie de sarcin la un motor de tractor (curba 1). Prin eliminarea nclzirii ncrcturii proaspete i splarea complet a cilindrului de gazele reziduale, s-a determinat scderea coeficientului de umplere datorit nclzirii (curba 2), provocat de rezistenele gazodinamice din sistemul de admisie (curba 3), i de prezena gazelor reziduale (curba 4), toate n funcie de

  • sarcin.Dup cum se vede, la mrirea sarcii

    coeficientul de umplere se micoreaz numai datorit nclzirii ncrcturii proaspete cu aproximativ 4,5%.

    T ura ia m otorului la sarcin constant influeneaz procesul de umplere prin modificarea

    a x . a . j . rw /iw w w w c / r . t . A w, .. , . , , rezistenelor gazodinamice, a nclzim i acientului de umplere in

    funcie de sarcin coeficientului de gaze reziduale. mpreun cuaceti factori o mare influen manifesta fazele de

    distribuie i fenomenele dinamice care apar n sistemele de admisie i de evacuare.

    In figura 2.13 se prezint variaia unor factori care influeneaz dependena coeficientului de umplere de turaie. Cu m rirea turaiei cresc rezistenele gazodinamice, pierderile de presiune i scade presiunea pa.

    nclzirea ncrcturii proaspete se micoreaz ntr-o anumit msur din cauza reducerii timpului de transfer de cldur de la piese la gaze.

    Coeficientul gazelor reziduale se mrete cu creterea turaiei. Prin urmare, factorii analizai mai sus conduc n ansamblu la scderea coeficientului de umplere cu creterea turaiei. Se poate aprecia, c exist o coresponden ntre variaia cantitii de gaze proaspete Gga i coeficientul de umplere r;v n funcie de turaie (vezi fig.2.13), variaii ce se explic i prin variaia fazelor de distribuie. Dup cum se vede la mrirea turaiei coeficientul de umplere crete, iar dup atingerea unei valori maxime scade cu creterea n continuare a turaiei. Dup cum s-a artat mai nainte pentru asigurarea unei bune splri i umpleri a cilindrului este util lrgirea fazelor de distribuie la admisie i evacuare.

    Fazele se aleg experimental n aa fel, nct s se obin

    'n mi.

    Fig.2.13 Variaia unor factori care dau dependena coeficientului de umplere de turaie

    171 r, 1 n

  • coeficientul de umplere maxim la turaiile la care se dorete obinerea cuplului maxim.

    La micorarea turaiei sub turaia coeficientului maxim de umplere acesta scade din cauza neconcordanei fazelor de distribuie cu turaia respectiv, datorit scurgerii inverse a ncrcturii la sfritul umplerii din cilindru n conducta de admisie. La mrirea turaiei peste turaia coeficientului maxim de umplere, acesta se micoreaz ca rezultat al creterii rezistenelor gazodinamice la admisie i sub influena celorlani factori analizai mai sus.

    In figura 2.14 se arat variaia coeficientului de umplere n funcie de turaie pentru motoare cu carburator i cu aprindere prin comprimare la diverse sarcini. Curba 3 prezint variaia coeficientului de umplere n funcie de turaie la un motor cu carburator, la deschiderea complet a clapetei de acceleraie.

    La sarcini mici (curba 4) cresc rezistenele gazodinamice datorit nchiderii clapetei de acceleraie i coeficientul de umplere scade mai pronunat cu creterea turaiei. Pe Fig.2.14. Variaia coefi- msur ce se nchide clapeta de acceleraie i cientului de umplere n raportul dintre presiunea din conducta de admisie f uncVe de turaie la di- i presiunea atmosferic atinge valoarea critic, motoare diverse variaia coeficientului de umplere n funcie de reSmuri de funcionare turaie devine hiperbolic (curba 5).

    La motorul cu aprindere prin comprimare coeficientul de umplere la sarcin complet este puin superior (curba 2) celui de la motorul cu carburator (curba 3). In plus curba 2 este mai aplatisat dect curba 3, ceea ce se explic prin pierderile gazodinamice mai mici la motorul cu aprindere prin comprimare. In cazul cnd acest motor lucreaz la mers n gol, coeficientul de umplere este superior (curba 1) din cauza reducerii nclzirii pe traseul de admisie.

    Intr-un diapazon restrns de turaii coeficientul de umplere se poate mri prin utilizarea eficient a fenomenelor dinamice din conductele de admisie i evacuare (supraalimentare acustic).

  • 2.1.5. Influena fenomenelor dinamice asupra umplerii

    r 4

    Sensul undei

    -Sensul decurgere

    +

    T H

    B

    La motorul n patru timpi umplerea cilindrului cu ncrctur proaspt se repet la dou turaii ale arborelui cotit, fiind nsoit de variaii de presiune n conducta de admisie.

    La deschiderea supapei de admisie (fig .2 .15) n colector gazele se afl n repaus (A), dar deplasarea pistonului spre p.m .i. p r o v o a c n c e p e re a curgerii ncrcturii spre cilindru i se propag o und de depresiune spre intrarea n conduct din exterior (B). La captul exterior al conductei unda se reflect n sens invers ca o und de presiune (C), deplasndu- se napoi spre cilindru (D).

    Pr i n aceast reflectare se poate obine o ncrcare suplimentar a cilindrului (E).

    Utiliznd efectul

    4

    H

    1

    J

    undelor de presiune, se Fig.2 .15. Propagarea undelor de presiune n poate realiza n poarta timpul admisiei supapei o presiune superioar presiunii din cilindru n apropierea nchiderii supapei de admisie. Deci, la nchiderea supapei efectul inerional de umplere poate fi amplificat prin utilizarea undelor de presiune. Dup nchiderea supapei se reflect unda pozitiv, procesul de oscilaie, amortizndu-se dup schema F.

  • Momentul de nchidere a supapei de admisie este analizat n figura 2.16. Momentul optim este redat n varianta a, cnd presiunea din cilindru p , este egal cu presiunea din poarta supapei ps, la nchiderea acesteia cu unghiul de ntrziere (3. In cazul cnd presiunea p s este egal cu presiunea p z naintea nchiderii supapei 0 ceea ce produce refularea n c rc tu rii din cilindru n conduct. In cazul, cnd nchiderea supapei s-a produs nainte ca presiunile din cilindru i din poarta supapei s se egaleze /? , nu se utilizeaz complet efectul undelor de presiune.

    P entru o anumi t construcie a sistemului de a d m i s i e f r e c v e n e l e i ampl i tudini le u nde lo r de presiune variaz n funcie de turaie.

    In ngftra 2.17 se prezint variaia coeficientului de umplere n funcie de turaie,

    n cazul cnd umplerea este avantajat de ctre undele de presiune (a) i n cazul cnd undele de presiune au un efect invers (b), provocnd scderea coeficientului de umplere.

    Fig.2.16. Momentul nchiderii supapei de admisie

    2.1.6. Organizarea micrii ncrcturii proaspetePentru a realiza o bun formare a amestecului i o vitez de ardere

  • ridicat la nceputul aprinderii, respectiv pentru a se putea controla procesele de desfurare a arderii, ncrctura proaspt trebuie s posede o vitez i o direcie de micare riguros precizate, in acest scop, n perioada admisiei se imprim o anumit direcie de micare ncrcturii proaspete n cilindru. Cercetrile au artat, c dup ptrunderea ncrcturii proaspete n cilindru, viteza sa de micare scade brusc. Ins, direcia micrii imprimat curentului n timpul admisiei se pstreaz, iar n timpul compresiei, cnd se mrete viteza prin soluiile prevzute n construcia camerei de aredere, se valorific organizarea micrii imprimat iniial.

    La motoarele n patrutimpi canalului de admisie i se prevede o configuraie care s imprime direcia de micare dorit a ncrcturii proaspete (fig.2.18), fie prin canale

    a) nmt>min b)n a imm

    , Fig.2.17. Influena undelor de presiunetangeniale (fig.2.18,a),fie pnn ,, . , , . , ,

    . asupra coeficientului de umplerediverse paravane fixate petalerul supapei (fig.2.18,b) sau pe sediul supapei (fig.2.18,c).

    Fig.2.18 Configuraia canalului de admisie la motoarele n patru timpi

    Cteva forme ae canalelor de admisie ale motoarelor n patra timpi, cu carburator se prezint n fig.2.19, iar pentru motoare cu aprindere prin comprimare n figura 2.20.

    Cu a ju toru l unor aparate cu inerie mic, cu electrotermoanemometre dispuse n camera de ardere se poate msura viteza

  • Fig. 2.19. Forme de dispunere ale canalelor de admisie n chiulas la MAS cu diferite camere de ardere: a)semisferice; b)semipan; c)n piston

    ncrcturii n timpul admisiei n funcie de unghiul de rotaie al manivelei arborelui cotit.

    2 . 2 . U m p l e r e a m otoarelor n doi timpi

    2.2.1. Sisteme de splare

    La motoarele n doi timpi, spre deosebire de cele np a t r u t i m p i , L - --------- 1 | 'evacuarea gazelorarse din cilindru nu Fig. 2.20. Forme ale canalelor de admisie n chiulasse mai face sub la MAC cu diferite camere de ardere: a- n piston;aciunea pistonului, ci b - camer de turbulens u b a c i u n e acurentului de gaze proaspete comprimate.

  • d)

    Eficacitatea procesului de schimb de gaze la motoarele n doi timpi este determinat de calitile sistemului de baleiaj, de gradul su de perfeciune.

    In funcie de caracterul micrii curentului de gaze n cilindru, sistemele de baleiaj (splare) se mpart n sisteme cu baleiaj n bucl sau contracurent i cu echicurent.

    Sistemul de splare n bucl, sau contracurent este realizat prin lumini practicate n partea inferioar a cilindrului dup cum se vede n figurile urmtoare.

    In figura 2.21,a se prezint sistemul de splare n contracurent cu canal de admisie nclinat i piston plat. Splarea este mai bun ca n cazul precedent.

    In figura 2.21,b se prezint sistemul de splare n contracurent cu piston fasonat. Gazele de splare sunt conduse pe un drum complicat, ceea ce provoac rezistene gazodinamice mari.

    In figura 2.21,c se arat splarea cu curent n cruce, care asigur o traiectorie natural i o splare bun.

    In figura 2 .21 ,d ,e ,f se de prezint sistemul de splare n

    contracurent prin curent ntors.Curentul de gaze n acest caz este

    ndeprtat ctre peretele adiacent prin mai multe tuburi de curent ce se ntlnesc i dau stabilitate curentului general. Peretele servete drept suprafa de conducere a curentului care se ntoarce n capul cilindrului, pentru a se ndrepta apoi n jos spre canalele de scpare.

    Sistemele de baleiaj n echicurent se aplic la motoarele cu turaie

    b) ci

    Fig. 2.21 Schemele sistemelor splare n contracurent

  • ridicat i cu supraalimentare, deoarece la aceste motoare baleiajul n bucl se face cu o difuzie a gazelor proaspete n gazele arse i splarea nu mai este eficient.

    Dintre aceste sisteme de baleiaj, cea mai larg rspndire o are baleiajul mixt cu lumini i supape artat n figura 2.22.

    Schema b asigur o fun formare a amestecului la motoarele cu aprindere prin comprimare, datorit introducerii tangeniale a gazelor proaspete n cilindru. Dei aceste scheme anuleaz avantajul simplitii distribuiei motoarelor n doi timpi, ele au cptat o larg rspndire din cauza eficacitii splrii care se apropie de cea a motoarelor n patru timpi. Baleiajul n echicurent se mai poate obine i pe motoare cu doi cilindri paraleli Fig.2.22. Schemele sistemelor de ce comunic ntre ei sau cu pistoane splare n echicurent, cu supape de opuse. evacuare

    2.2.2. Influena fazelor de distribuie asupra umplerii la motorul n doi timpi

    Canalele i direcia imprimat curentului de gaze proaspete trebuie conceput n aa fel, ca acestea, ptrunznd prin lumina de admisie s mping restul gazelor n afar, tot timpul ct pistonul las deschis lumina de admisie.

    Pistonul n cursa sa ctre p.m .s. nchide nti lumina de admisie i apoi lumina de scpare dup cum se vece n figura 2.23.

    Timpul ct dup nchiderea admisiei scparea rmne deschis ntre .a. i .e. este un timp inutil ce nu se poate evita la motorul cu lumini i compresie n carter.

    Deplasarea mai departe a pistonului spre p.m .s. produce comprimarea gazelor proaspete deasupra pistonului i creaz depresiune n carter sub piston. Cnd pistonul descoper lumina de admisie n pompa

  • format de interiorul carterului gazeleproaspete sunt absorbite din conducta deadmisie n carter.

    In cursa descendent pistonul nchidemai nti lumina de admisie n pomp icomprim amestecul sau aerul din carter. Sedeschid apoi luminile de evacuare i dup oanumit deplasare a pistonului se deschid iluminile de admisie, permind gazelorproaspete s treac n cilindru i s producsplarea, respectiv umplerea.

    Fazele optime de distribuie sestabilesc din condiia ca n momentuldeschiderii luminilor de admisie, presiuneagazelor arse n cilindru s fie suficient deredus pentru asigurarea unui baleiaj eficient.Astfel, unul din elementele fundamentale careinflueneaz desfurarea procesului de baleiajeste avansul la deschiderea lumninilor de

    Fig. 2.23. Schema fazelor de , ... .. . , , , . evacuare in raport cu momentul deschideriidistribuie la motorul in doi , . , . . .lmp i luminilor de admisie. Acest avans se numete

    avans relativ i este:

    5 = a de ~ *dbLa un avans relativ prea mare