STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând...

89
Universitatea „Ștefan cel Mare” – Suceava Facultatea de Inginerie Mecanică, Mecatronică şi Management Domeniul Inginerie Mecanică Referat I STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A MOTOARELOR DIESEL DE PUTERE în cadrul tezei de doctorat: Cercetări privind frânarea de tip Jake la motoarele diesel Conducător ştiinţific: Prof. dr. ing. Ioan Mihai Drd. Ing. Manolache-Rusu Ioan-Cozmin - ianuarie 2012 -

Transcript of STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând...

Page 1: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

Universitatea „Ștefan cel Mare” – Suceava

Facultatea de Inginerie Mecanică, Mecatronică şi Management

Domeniul Inginerie Mecanică

Referat I

STADIUL ACTUAL PRIVIND

SISTEMELE DE FRÂNARE A

MOTOARELOR DIESEL DE PUTERE în cadrul tezei de doctorat:

Cercetări privind frânarea de tip Jake la motoarele

diesel

Conducător ştiinţific: Prof. dr. ing. Ioan Mihai

Drd. Ing. Manolache-Rusu Ioan-Cozmin

- ianuarie 2012 -

Page 2: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din
Page 3: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

i

CUPRINS

CUPRINS ............................................................................................................................. i

Rezumat ............................................................................................................................... iii

Cap I Sisteme auxiliare de frânare ................................................................................... 1

I.1 Introducere ................................................................................................................. 1 I.2. Istoric al apariției și evoluției sistemelor auxiliare de frânare ............................... 2 I.3. Clasificarea sistemelor auxiliare de frânare ............................................................ 5 I.4. Principiul de funcţionare a sistemelor auxiliare de frânare ................................... 6

I.4.1. Sistemul frână motor tip obturator .................................................................... 6 I.4.2. Sistemul de frână Jake (eliberarea compresiei) ............................................... 8

I.4.2.1. Sistemul de frână Jake cu mecanism pneumatic şi camă profilată .......... 8 I.4.2.2. Sistemul de frână Jake cu mecanism hidraulic de acționare ................. 14

I.4.3. Sistemul de frână tip convertor hidraulic de cuplu ........................................ 18

I.4.4. Sistemul de frână tip retarder electromagnetic ............................................... 20

Cap II. Metode folosite în modelarea și investigarea proceselor din M.A.I. ............... 23

II.1.Introducere ............................................................................................................. 23 II.2. Modelarea solicitărilor termice și mecanice ale pistonului ................................. 23

II.2.1. Modelul rețelei termice ................................................................................... 23 II.2.2. Modelul termo-mecanic ................................................................................. 24

II.2.2.1. Modelul termic ......................................................................................... 24 II.2.2.2. Modelarea forțelor de presiune ............................................................... 26

II.2.2.3. Modelul inerțial ....................................................................................... 27 II.3. Metode experimentale de determinare a temperaturii componentelor M.A.I. .... 29

II.3.1. Introducere ..................................................................................................... 29 II.3.2. Termocuple folosite în studiul motoarelor .................................................... 30 II.3.3. Templugul ....................................................................................................... 31

II.3.4. Circuite RLC (metodă telemetrică) ................................................................ 32 II.3.5. Senzori FBG (metodă optică) ......................................................................... 33

II.3.6. Poziționarea sondelor de temperatură în cadrul elementelor investigate ... 35 II.4. Modelarea curgerii gazelor în motoarele cu ardere internă ................................ 37

II.4.1. Curgerea gazelor în sistemele de alimentare-evacuare ................................ 37 II.4.2. Curgerea gazelor în cilindru .......................................................................... 39

II.5. Echipamente utilizate la investigarea curgerii gazelor ........................................ 49

Page 4: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

ii

Cap III Stadiul actual privind modelarea matematică a proceselor din frâna de

motor ........................................................................................................................................ 53

III.1 Introducere ............................................................................................................ 53 III.2. Modele matematice utilizate în studiul frânei de motor ..................................... 53

III.3. Implementarea modelelor matematice în programe de simulare ...................... 61

Cap IV. Aplicaţiile ale sistemelor de frânare auxiliare la motoarele diesel ................. 69

IV.1. Introducere ........................................................................................................... 69 IV.2.Utilizarea frânei de motor la îmbunătățirea angajării treptelor de viteză .......... 69 IV.3. Utilizarea frânei de motor la dezvoltarea de sisteme regenerative pneumatice . 73

Cap V. Concluzii şi direcţii de cercetare ......................................................................... 79

V .1. Concluzii ................................................................................................................ 79

V .2. Direcții de cercetare .............................................................................................. 80

Bibliografie ......................................................................................................................... 81

Page 5: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

iii

Rezumat

Pentru propulsarea autovehiculelor cu roţi, majoritatea motoarelor utilizate sunt motoare

cu ardere internă cu piston. Acestora, li se cere în zilele noastre, o mai bună eficienţă

volumetrică, costuri mai mici de producţie, diminuarea emisiilor de noxe poluante, şi o mai

bună fiabilitate. Într-adevăr odată cu evoluţia tehnicii, construcţia şi geometria pistonului,

împreună cu materialele din care acesta este confecţionat, precum şi tehnologiile aferente de

fabricaţie, s-au perfecţionat continuu. Astfel, motoarele moderne au devenit mai puţin

poluante, lucrând la temperaturi şi presiuni mai mari. Aerodinamica caroseriei a fost

îmbunătăţită, conducând la forţe de rezistenţă mai mici din partea aerului. De asemenea

pierderile interne ale motoarelor, generate prin frecare, precum şi cele de la nivelul interfeţei

anvelopă-drum au fost diminuate.

Toate aceste îmbunătăţiri aduse autovehiculelor, au condus la o scădere proporţională a

capacităţii native de frânare. Cu atât mai mult, această scădere este evidentă la autovehiculele

de tonaj, care sunt defavorizate din punct de vedere al ariei mici de contact a elementelor de

fricţiune din sistemele clasice de frânare. Din aceste motive precum şi datorită încercărilor de

coordonare a plutoanelor de maşini, diminuării consumului de carburant, creşterii vitezei

sigure de deplasare a rezultat necesitatea dezvoltării de noi sisteme de frânare auxiliară, sau

perfecţionarea celor deja existente.

Lucrarea de faţă constituie un punct de plecare pentru cercetările teoretice şi

experimentale viitoare. În cadrul ei, se încearcă o trecere în revistă a unor serii de studii,

efectuate de alţi cercetători, legate de problema sistemelor auxiliare de frânare.

Clasificarea principalelor sisteme auxiliare de frânare, un scurt istoric al apariţiilor

acestor sisteme, precum şi principiile de funcţionare sunt prezentate în primul capitol. Aici s-a

insistat pe descrierea mai amănunţită a funcţionării sistemului de frână motor de tip Jake.

Procesele ce au loc în timpul funcţionării motorului în regim compresor sunt analizate

într-o primă fază cu ajutorul programelor dedicate. Acestea sunt softuri de simulare numerică

sau programe de grafică asistată. Temperaturile componentelor camerei de ardere respectiv

presiunile din cilindru şi galerii reprezintă cele mai importante mărimi de intrare din cadrul

modelului matematic al frânei de motor. Din acest motiv capitolul doi prezintă principalele

tehnici şi instrumente utilizate la determinarea încărcării termice a pistonului.

Studiul schimbului de gaze este foarte important în vederea optimizării pierderilor

aerodinamice din cadrul cilindrului şi galeriilor. Astfel în cadrul celui de-al doilea capitol,

sunt prezentate câteva metode de investigare a schimbului de gaze prin punerea în evidenţă a

formarii vortexurilor, consumatoare de energie. Acest studiu, este realizat în strânsă legătură

cu condiţiile termice din cilindru.

Stadiul actual vizează investigare parametrilor specifici ce apar la funcţionarea

motorului în condiţiile acţionării frânei de tip Jake. De aceea capitolul trei prezintă un mod

teoretic de calcul, dezvoltat de Lasse Moklegaard şi alţii, pentru determinarea momentului

motor consumat de acest sistem. De asemenea în cadrul acestui capitol sunt prezentate câteva

programe de simulare utilizate de diverşi autori pentru dezvoltarea de modele numerice de

calcul.

Capitolul patru prezintă o serie de aplicaţii ale sistemelor de frânare auxiliare şi în alte

direcţii decât cea de diminuare a vitezei de deplasare. Aceste aplicaţii vizează: acţionarea mai

facilă şi mai rapidă a treptelor de viteză respectiv dezvoltarea de sisteme regenerative

pneumatice.

Lucrarea se încheie prin capitolul cinci. Aici se trag o seri de concluzii cu privire la

documentaţia studiată, trasându-se şi principalele direcţii de urmat pentru etapa următoare.

Page 6: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

iv

Page 7: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

1

Cap I

Sisteme auxiliare de frânare

I.1 Introducere

Frâna auxiliară este un dispozitiv folosit la îmbunătăţirea capacităţii de frânare a

vehiculelor, în special a celor de tonaj. Aceste sisteme au fost concepute atât pentru

menţinerea unei viteze constante în zonele de pantă cât şi pentru a permite înlocuire frânei de

serviciu în localităţi. Beneficiile majore aduse autovehiculelor prin implementarea sistemelor

de frână auxiliară, pot fi sintetizate astfel:

- minimizarea utilizării sistemului de frână de serviciu;

- creşterea duratei de viaţă a elementelor de fricţiune din cadrul frânei de serviciu;

- reducerea uzurii mecanice de exploatare a sistemului de frânare;

- prelungirea duratei de viaţă a anvelopelor;

- reducerea costurilor de întreţinere.

Sistemele utilizate la frânarea autovehiculelor pot fi împărţite în două mari clase astfel:

- Sistem de frânare clasic (frână de serviciu):

Realizare frânării are loc prin fricţiunea a două componente. Sistemul a fost proiectat

în vederea diminuării vitezei de deplasare a autovehiculelor până în momentul opririi

acestora. În cazul maşinilor de tonaj, acest sistem tinde în zilele noastre a se folosi cât

mai limitat, doar pentru cazurile de frânare de urgenţă, respectiv suplimentarea frânei

auxiliare şi în vederea staţionării;

- Sistem de frânare auxiliar:

Acest sistem este întâlnit la aproape toată gama de autocamioane de tonaj mediu sau

mare, fiind compus din sisteme care facilitează doar reducerea vitezei de deplasare,

aducând un plus de siguranţă circulaţiei rutiere.

Necesitatea implementării sistemelor de frânare auxiliare pe autocamioane este analizată

într-un studiu efectuat de firma ”Telma” [Ma96]. Studiul face o comparaţie între aria

suprafeţelor de fricţiune utilizate la frânare în cazul autoturismelor şi a autocamioanelor.

Rezultatele sintetizate în cadrul unui tabel de „Telma”, indică faptul că raportul ariilor de

fricţiune ale celor două tipuri de vehicule nu este comparabil cu raportul masic al acestora. Ca

urmare a acestor neconcordanţe, dezvoltarea şi implementarea de sistemelor auxiliare de

frânare autocamioanelor, reprezintă o necesitate.

Sistemele auxiliare de frânare, rezolvă una dintre cele mai delicate probleme ale

sistemelor clasice, la care în cazul utilizărilor repetate, pentru perioade lungi de timp,

cantitatea de căldură degajată în cupla de fricţiune, poate atinge valori însemnate. Aceste

temperaturi pot conduce la o încălzire accentuată a jantei şi scoaterea din uz a anvelopei ca

urmare a îmbătrânirii premature a materialului. Mai mult, ca urmare a temperaturilor ridicate,

materialul de fricţiune suferă modificări ale proprietăţilor mecanice şi compoziţiei chimice ce

conduc la o scădere semnificativă a eficacităţii de frânare. Trebuie menţionat că în astfel de

situaţii apare şi o uzură rapidă a elementelor de fricţiune.

Din cele menţionate se observă necesitatea diminuării utilizării frânei de serviciu în

favoarea sistemelor auxiliare de frânare.

Cercetările efectuate în ultima perioadă privind sistemele auxiliare de frânare, au arătat

că acestea pot fi utilizate la:

- adaptarea sistemelor dinamice de frână motor la controlul autovehiculelor în vederea

sporirii siguranţei circulaţiei;

Page 8: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

2

- acţionarea mai fluentă şi mai uşoară a treptelor de viteză în cadrul cutiilor automate

sau semiautomate;

- reducerea consumului de carburant;

- dezvoltarea de sisteme regenerative pneumatice.

I.2. Istoric al apariţiei și evoluției sistemelor auxiliare de frânare

Istoricul sistemelor de frânare auxiliare este util de menţionat deoarece ne furnizează o

privire de ansamblu asupra apariţiei şi dezvoltării conceptelor folosite în trecut la dezvoltarea

acestora.

Astfel încă din 1926 Sarrazin a patentat ideea folosirii curenţilor turbionari Foucault,

pentru aplicaţii ce vizează reducerea vitezei de deplasare a autovehiculelor. În 1936 „Telma”

cumpără drepturile patentului, începând producţia retarderului electromagnetic.

C. Lyle Cummins şi G.S. Haviland publica în 1961 un articol în care menţionează că

conceptul de încetinire al vehiculelor pe baza modificării ciclului motor în sensul

transformării în unul de tip compresor, datează de mai bine de 40 de ani [Cu61] , însă niciuna

dintre încercările în acest sens de până atunci nu s-au dovedit a fi sigure.

În 1956 Cummins şi alţii au început cercetările pentru dezvoltarea conceptului de

frânare cu eliberarea compresiei, în scurt timp lansând pe piaţă o primă variantă a frânei de

motor.

În 1954 “Williams Air Control” [Ma96] a dezvoltat principiul retarderului obturator de

evacuare, care se mai foloseşte şi în zilele noastre.

Cel mai utilizat concept de frână auxiliară rămâne cel dezvoltat de Cummins, ca urmare

a eficientei crescute de frânare ce poate fi obţinută prin transformarea motorului într-un uriaş

compresor. Un alt atu, ce l-a ţinut în fruntea clasamentului este modul constructiv propus de

autor. Astfel implementarea sistemului nu necesită modificări importante ale componentelor

motorului, putând fi utilizat şi pe o mare parte din motoarele care nu au fost proiectate în acest

sens.

Ca urmare a popularităţii de care se bucură, frână de motor cu eliberarea compresiei a

devenit cunoscuta sub termenul de „Jake brake”, aceasta fiind o marcă înregistrată a firmei

“Jacobs Vehicle Systems”. Acest termen, descrie un sistem auxiliar de frânare montat de

obicei în cadrul motoarelor diesel, care permite realizarea deschiderii supapei de evacuare în

imediata apropierea a momentului injecţiei. Pe durata funcţionării sistemul opreşte

alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia

cinetică a autovehiculului. Din aceste considerente, în această lucrare va fi folosit termenul

„frână Jake”, pentru cazurile în care ne referim la descrierea făcută mai sus.

Unul dintre cele mai eficiente sisteme de frânare auxiliară îl reprezintă sistemul Jake,

care asigură o putere de frânare de aproximativ 85% din puterea nominală a motorului [Ma96]

şi un timp de răspuns rapid. Trebuie amintit faptul că, pentru unele configuraţii, frâna Jake

oferă posibilitatea utilizării secvenţiale a puterii de frânare totale dezvoltate.

La polul opus din punct de vedere al eficienţei de frânare se află sistemul de frână tip

obturator de evacuare sau obturator de admisie, care în schimb nu prezintă o poluare fonică

mult diferită de cazul funcţionarii normale a motorului. În cazul acestor din urmă sisteme,

timpul de răspuns este considerabil mai mare.

Deşi sistemele de frânare Jake au o eficienţă crescută acestea generează poluare fonică

datorită evacuării bruşte a gazelor din cilindru, aflate la presiuni ridicate. Datorită acestui

neajuns, în unele zone geografice folosirea sistemului de frână Jake a fost restricţionat [Wi12].

Page 9: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

3

În vederea ameliorării zgomotului produs, asemănător focurilor de armă, a fost necesară

utilizarea de amortizoare de zgomot suplimentare în cadrul sistemului de tobe de eşapament.

Odată cu introducerea sistemelor de supraalimentare motoarelor diesel, puterea

dezvoltată de sistemul de frână Jake a cunoscut o creștere substanțială. Astfel, în 1979 W. H.

Morse și J. M. Rife prezintă în [Mo79] o comparație între trei sisteme de frână motor tip Jake,

utilizate atât la motoarelor aspirate cât și în cazul celor dotate cu turbosuflantă. Diagrama

puterii dezvoltate la frânare funcție de turația motorului este prezentată în Figura 1, unde se

observă că pentru motoarelor aspirate puterea maximă dezvoltată de sistemele de frână cu

eliberarea compresiei era în jurul valorii de 150 CP la turația de 2100rpm. Introducerea

turbosuflantelor în cadrul motoarelor a condus la dezvoltarea de alte generații de mecanisme

de acționare a supapei de evacuare, iar odată cu acestea puterea de frânare la turația de 2100

rpm, considerată turație de regim termic staționar, a crescut considerabil situându-se în jurul

valorii de 400CP.

Motoarele moderne au suferit multiple îmbunătățiri, care urmare a cerințelor de reducere

a consumului de carburant și a noxelor poluante. Aceste îmbunătățiri au condus pe de o parte

la creșterea eficienței motoarelor, iar pe de altă parte la reducerea capacității naturale de

diminuare a vitezei. Astfel a apărut nevoia creșterii puterii de încetinire dezvoltate de frâna de

motor, pentru diminuarea sau menținerea unei vitezei constante de deplasare. La sistemele de

frână Jake această creștere de putere poate fi atinsă în două moduri: prin creșterea cantității de

aer introdusă în cilindru, în cazul cursei de admisie sau printr-un control mai adecvat a

mecanismului de acționare al supapei de evacuare.

Figura 1 – Diagrama puterii funcție de turația motorului pentru diferite modele de frână

tip Jake [Mo79]

Sistemele de frână Jake au fost îmbunătățite continuu, ajungând în 2010 să poată

dezvolta puteri de frânare de aproximativ 600CP [Ja12], așa cu este ilustrat în Figura 2.

Page 10: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

4

Figura 2 – Evoluția puterii de frânare pentru sistemele de tip Jake [Ja12]

O altă mărime importantă ce caracterizează comportarea sistemelor de frână Jake este

viteza sigură de deplasare în timpul coborârii unei pante. Aceasta reprezintă viteza la care se

atinge starea de echilibru în sistemul de forțe ce acționează asupra autovehicul la coborâre. Ea

depinde de unghiul de înclinare al pantei și caracteristicile autovehiculului. Așa cum este

arătat în Figura 3, prin intermediul sistemul de frânare Cummins 25A, în 1966 valoare acestei

viteze de siguranță era de aproximativ 55km/h.

Figura 3 – Viteza sigură de deplasare funcție de puterea de frânare [Cu66]

Page 11: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

5

Figura 4 – Evoluția vitezei de siguranță între 1966-1999 [Dr01]

Prin dezvoltarea de sisteme de frână Jake mai performante și diminuarea forțelor de

rezistență ce se opun mișcării, această viteză a crescut, conducând la o creștere a eficienței

autovehiculelor. În acest sens, un grafic cu caracter informativ, Figura 4, a fost prezentat de

Maria Druzhinina și alții în [Dr01], unde se observă o creștere a acestei viteze de siguranță

între 1966 și 1999.

I.3. Clasificarea sistemelor auxiliare de frânare

Toate sistemele de frână auxiliară, montate în cadrul motoare diesel, cu scopul

menţinerii sau reducerii vitezei de deplasare, pot fi împărţite din punct de vedere al mărimilor

fizice asupra cărora acţionează, în vederea obţinerii de moment de frânare, astfel:

- frână motor;

- retarder lanţ cinematic.

Din punct de vedere al soluţiei constructive alese la proiectarea sistemului de frânare

auxiliară, există patru mari clase de sisteme de frânare auxiliare:

- frână Jake;

- frână obturator;

- retarder hidraulic;

- retarder electromagnetic.

O schemă globală ce ilustrează grafic clasificarea sistemelor de frânare auxiliare este

prezentată în (Figura 5).

Page 12: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

6

Figura 5 – Clasificarea sistemelor auxiliare de frânare

Aproape toate sistemele de frână motor enumerate se montează, pe motoarele de

cilindree mare, cu precădere peste zece litri. Abatere de la această regulă face doar sistemul de

frână de tip obturator de evacuare, care se montează la motoarele de cilindree mică şi medie.

I.4. Principiul de funcţionare a sistemelor auxiliare de frânare

Pentru înţelegerea modului de lucru al acestor sisteme, utilizate la frânare, în continuare

sunt prezentate principiile de funcţionare pentru fiecare clasă importantă.

I.4.1. Sistemul frână motor tip obturator

Automobilele echipate cu M.A.S. au montate constructiv în cadrul sistemului de admisie

o clapetă de acceleraţie. Aceasta oferă posibilitatea reglării debitului de aer funcţie de poziţia

pedalei de acceleraţie. Frânarea este indusă ca urmare a obturării parţiale sau totale a admisiei,

fapt care produce apariţia unui vacuum pe porţiunea dintre clapetă de acceleraţie şi cilindru. În

consecinţă, în cadrul cursei de admisie a fiecărui piston, umplerea cilindrului cu încărcătura

proaspătă se reduce, motorul funcţionează într-un regim stabilizat de turaţie mai scăzută, fapt

ce conduce la apariţia frânării de tip motor.

În cazul M.A.C., amestecul aer-carburant se realizează în cilindru, clapeta de acceleraţie

nefiind prezentă în admisie. Poziţia pedalei de acceleraţie este interpretată ca un parametru de

control asupra cantităţii de combustibil la nivelul pompei de injecţie sau a regulatorului. Ca

urmare folosirea acestui parametru de dozaj, nu poate fi utilizată la crearea de vacuum în

cadrul cursei umplere. O posibilitate de decelerare ar putea fi inhibarea injecţiei, însă această

măsură nu oferă un cuplu de frânare suficient de mare. Ca urmare, necesitatea unui sistem de

frânare auxiliară în cadrul M.A.C. a condus la dezvoltarea frânei de tip obturator de

evacuare. Prin utilizarea acestei soluţii constructive, este urmărită obturarea parţială sau totală

a galeriei de evacuare în aval de turbină. În consecinţă, gazele de evacuare sunt comprimate în

volumul oferit de cilindru respectiv tronsonul corespunzător galeriei de evacuare. Atâta timp

cât gazele de evacuare nu părăsesc liber cilindrul, cursa de evacuare, este transformată într-

Sisteme auxiliare de frânare

Frână motor Retarder lanț cinematic

Frână Jake Frână

obturator

Frână tip convertor

hidraulic de cuplu

Retarder

electromagnetic

cu camă profilată

cu sistem hidraulic

cu clapetă de obturare

cu supapa sertar

tip retarder

tip intarder

Design by I.C.

Manolache

Page 13: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

7

una de compresie, dar cu un raport de comprimare mai mic. Presiunea mare creată în poarta

supapei de evacuare, respectiv în galerie, îngreunează înaintarea pistonului spre punctul mort

interior (P.M.I.), consumând din energia de mişcare a autovehiculului.

Unul dintre cele mai cunoscute tipuri de sisteme tip frână obturator de evacuare Figura 6

este cel denumit ”Williams” [Tr01]. Acesta, este disponibil în două versiuni şi anume una cu

obturator de evacuare iar cealaltă cu supapă tip sertar.

Figura 6 – Sistemul de frână cu obturator de evacuare [Ex12]

Schema de principiu prezentată în (Figura 7) pune în evidenţă obturarea parţială a

galeriei de evacuare. Gazele reziduale sunt forţate să-şi modifice cursul printr-o altă conductă

de secţiune mai mică. Acţionarea supapei de obturare sau a supapei tip sertar, se face prin

intermediul unui actuator pneumatic sau electric.

Figura 7 – Schema de principiu a obturatorului de evacuare [Ba99]

Page 14: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

8

Notaţiile din desen au următoarea semnificaţie:

- 14 galerie evacuare;

- 16 extensie galerie evacuare cu diametrul mai mic;

- 20 obturator;

- 22 articulaţie obturator;

- 24 cilindru acţionare supapa;

- 26 electrovalvă de comandă;

- 30 buton cuplare în bord a frânei de motor.

În cadrul (figurii 7), alimentarea actuatorului ce acţionează asupra obturatorului se face

prin intermediul unei electrovalve de comandă. Aceasta este situată de cele mai multe ori la

nivelul podului pedalier. Prin acţionarea electrovalvei, obturatorul situat pe galeria de

evacuare schimbă traiectoria gazelor, dirijându-le spre o conductă de secţiune mai mică. În

acest mod se realizează un moment motor rezistent ce conduce la consumarea energiei

cinetice a arborelui. Trebuie menţionat faptul că în momentul utilizării sistemului de frână,

obturatorul joacă rolul unui convertor de cuplu activ.

I.4.2. Sistemul de frână Jake (eliberarea compresiei)

Sistemele din această categorie au fost dezvoltate de mai multe companii, găsindu-se

într-o largă varietate de forme constructive. Spre deosebire de sistemele de tip obturator,

acestea prezintă o mai bună eficienţă de frânare precum şi un timp de răspuns mai mic. Cu

toate acestea, aşa cum am menţionat mai sus, aceste sisteme prezintă şi unele dezavantaje.

Deşi au fost studiate şi îmbunătăţite de-a lungul timpului, în ceea ce priveşte eficacitatea de

frânare şi timpul de răspuns, ele se mai confruntă încă cu problema poluării fonice.

Din punct de vedere constructiv, mecanismul de deschidere a supapei de evacuare, poate

fi acţionat prin:

- sistem cu camă profilată;

- sistem cu acţionare hidraulică.

I.4.2.1.Sistemul de frână Jake cu mecanism pneumatic şi camă profilată

Mecanismul cu camă de evacuare profilată a fost utilizat de către mai multe firme

producătoare de motoare la implementarea frânei de motor. Dintre acestea Iveco respectiv

Volvo au optat pentru folosirea acestui concept, dezvoltând însă sisteme proprii de frână Jake.

Componentele specifice ale sistemului de frână Jake utilizate în soluţia constructivă a

motorului Iveco Cursor 13, sunt:

- o cama profilată, ce prezintă pe suprafaţa de rulare o proeminenţă de 0,8mm aşezată

astfel încât să deschidă supapa de evacuare în avans de PMI cu 2-3 grade RAC;

- un sistem de conducte alimentate cu aer comprimat, controlat de o electrovalvă, care

comandă momentul de început şi sfârşit al modului de lucru în frâna de motor;

- un cilindru pneumatic ce acţionează asupra braţului culbutor în vederea măririi

presiunii de contact dintre rola de citire şi camă;

- un calculator de gestiune a sistemului ce poate comuta funcţie de acţiunile şoferului, în

trei moduri.

Schema de principiu este prezentată în (Figura 8).

Page 15: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

9

Figura 8 – Schema de principiu a sistemului de frână Jake cu camă profilată şi sistem

pneumatic de acţionare

1- camă evacuare;

2- braţ culbutor;

3- supapă evacuare;

4- cilindru pneumatic;

5- electrovalvă de comandă;

6- buton comandă (on/off);

7- chiulasă;

8- compresor;

9- calculator gestiune proces;

10- proeminenţă camă;

11- senzor ambreiaj;

12- senzor frână;

13- potenţiometru pedală acceleraţie.

Modificarea netă a eficacităţii de frânare pe parcursul unui ciclu motor este prezentată în

Figura 9a pentru diferite poziţii ale arborelui cotit, în cazul motorului aspirat cât şi în cazul

turbo-supraalimentării Figura 9b.

Page 16: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

10

Page 17: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

11

Figura 9a – Eficiența de frânare în cazul motoarelor aspirate [Iv07]

Page 18: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

12

Figura 9b – Influenţa turbo-supraalimentării asupra eficienţei de frânare [Iv07]

Câteva imagini care pun în evidenţă soluţia constructivă utilizată la realizarea sistemului

de frânare auxiliară a motorului Cursor 13 sunt prezentate în ( Figura 10).

(a)

Rampă comună alimentare aer

Design by I.C.

Manolache

Manolache

Page 19: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

13

(b)

(c)

Figura 10 – Elemente caracteristice sistemului de frână motor la motorul CURSOR 13

După cum se observă din schema de principiu, acest sistem nu foloseşte decât o

electrovalvă, în capătul rampei comune, care comandă presiunea de aer din camera cilindrului

pneumatic. Această electrovalvă este montată sub capacul chiulasei pentru minimizarea

timpul de răspuns a sistemului. Semnalul on/off este primit de la butonul de comanda prin

intermediul calculatorului de gestiune a sistemului. Urmare a simplităţii soluţiei constructive

şi a numărului redus de elemente, costurile de producţie ale sistemului sunt reduse. Un

dezavantaj îl poate constitui faptul că sistemul nu poate fi montat pe motoare care nu au fost

proiectate în acest sens. Sistemul pune la dispoziţia şoferului trei moduri de funcţionare şi

anume:

- frână de motor decuplată;

- frână de motor cuplată cu posibilitatea reglării din acceleraţia maşinii;

- frână de motor concomitent cu frâna de serviciu.

În cazul în care frână de motor este activă, la selectarea oricărui mod, prin utilizarea

pedalei corespunzătoare cu poziţia selectată, presiunea de aer din rampa comună face ca

cilindrul hidraulic să fie deplasat în sus, modificând în acest fel presiunea de contact dintre

camă şi rola de citire. Proeminenţa camei, de ordinul zecimilor de milimetru, poate fi astfel

detectată de rola culbutorului. Eficienţa frânei de motor creşte odată cu mărirea turaţiei ca

urmare a sporirii numărului de cicluri motoare în unitatea de timp, caz în care efectul cuplului

de frânare se însumează. La turaţii ale arborelui cotit între 1400-1700 rot/mim, turbosuflanta

cu geometrie variabilă, poate intra în funcţiune funcţie de senzorul de turaţie al arborelui cotit,

temperatura lichidului de răcire, şi presiunea de supraalimentare din galeria de admisie. În

Cilindru Pneumatic

Design by I.C.

Manolache

Page 20: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

14

consecinţă suflanta aduce o îmbunătăţire a capacitaţii de umplere a cilindrului prin creşterea

densităţii aerului. Astfel cuplul de frânare, dezvoltat în cadrul cursei de compresie va conduce

la o îmbunătăţire a eficienţei frânei de motor.

I.4.2.2. Sistemul de frână Jake cu mecanism hidraulic de acţionare

Sistemul de frână motor cu mecanism hidraulic de acţionare a supapei, prezintă un

circuit mare ce trebuie parcurs de fluidul de lucru. Din acest motiv umplerea sistemului

hidraulic respectiv acţionarea pistonului secundar, poate determina apariţia de întârzieri

importante în răspunsul sistemului. Acest sistem, ca şi cel prezentat anterior, prezintă o bună

eficientă de frânare odată cu creşterea turaţiei motorului respectiv cu intrarea în funcţionare a

geometriei turbinei.

Principalele elemente componente ale acestui sistem de frânare sunt prezentate în

(Figura 11).

Figura 11 – Elementele componente ale sistemului de frână Jake cu mecanism hidraulic

[Te12]

Sistemul de frână motor în discuţie poate fi implementat cu uşurinţă pe motoare chiar

dacă iniţial acesta nu a fost prevăzut cu acest sistem. O imagine de ansamblu a sistemului este

prezentată în (Figura 12).

Page 21: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

15

Figura 12 – Imagine de ansamblu a sistemului hidraulic de acţionare a supapei [Pa12]

Funcţionarea acestui sistem este prezentată prin intermediul câtorva imagini. Dacă

sistemul este inactiv, supapa solenoid nu permite trecerea uleiului spre sistemul hidraulic de

acţionare după cum reiese din Figura 13.

Figura 13 – Sistem inactiv [Ja05]

Când modul de frânare este selectat, supapa solenoid este alimentată cu tensiune

permiţând trecerea uleiului către restul ansamblului. Valva de control şi bila ei sunt acţionate

de uleiul de alimentare sub presiune, permiţând să treacă ulei către circuitul celor două

pistoane (Figura 14).

Page 22: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

16

Figura 14 – Umplerea sistemului hidraulic cu fluid de lucru [Ja05]

Uleiul de presiune joasă împinge pistonul principal spre exterior astfel încât acesta vine

în contact cu culbutorul. Ca urmare a mişcării ascendente a culbutorului, în sistemul hidraulic

are loc o creştere a presiunii prin acţiunea unui piston în cilindrul de înaltă presiune. Acesta

conduce la revenirea bilei valvei de control în poziţia iniţială. Deşi electrovalva solenoid

rămâne alimentată, valva de control nu mai permite alimentarea sistemului cu ulei. Astfel,

ansamblul hidraulic în această fază este divizat în două zone cu presiuni diferite după cum se

vede în Figura 15.

Figura 15 – Mecanismul de creştere al presiunii de alimentare [Ja05]

Presiunea înaltă creată după valva de control învinge rezistenţa sistemului de arcuri,

conducând la dezlocuirea pistonului secundar. Acesta se află în contact cu tachetul supapelor

de evacuare. În consecinţă mişcarea pistonului secundar cauzează deschiderea supapelor de

evacuare (Figura 16).

Page 23: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

17

Figura 16 – Deschiderea supapei de evacuare [Ja05]

Mişcarea culbutorului este urmărită de pistonul principal, ca urmare a presiunii de ulei.

La rândul său, pistonul secundar urmează mişcările pistonului principal ca urmare a portanţei.

La închiderea supapelor, mişcarea ascendentă a pistonului secundar, respectiv cea

descendentă a pistonului principal, conduce la atingerea de valori apropiate celor iniţiale în

cazul presiunii. Ciclurile continua atâta timp cit electrovalva solenoid este alimentată cu

tensiune. În caz contrar, sistemul permite valvei de control să se închidă, evacuând uleiul din

sistem. Trebuie menţionat că în acest caz forţa arcului valvei de control învinge presiunea

joasă, permiţând evacuarea uleiului din circuitul celor două pistoane ca în Figura 17.

Figura 17 – Descărcarea sistemului [Ja05]

După parcurgerea acestor etape, sistemul frână motor cu mecanism hidraulic de

acţionare a supapei de evacuare este pregătit pentru un nou ciclu de funcţionare.

Determinare eficienţei frânei de motor pe fiecare cilindru în parte, ne poate ajută la

diagnosticarea problemelor de compresie ale motoarelor. Un exemplu în acest sens este

prezentat în continuare. Deoarece în practică investigarea computerizată a compresiei relative

între pistoane nu oferă rezultate absolute ci raportate la valorile de fabrică, graficul eficienţei

de frânare al cilindrilor un autocamion marca Iveco dotat cu motor Cursor 13 a fost de un real

folos. Testul de compresie arăta o compresie relativă a pistoanelor cu deviaţii de numai 5%.

Page 24: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

18

Această valoare este considerată acceptabilă ţinând cont de numărul de ore de funcţionare,

însă motorul prezenta presiuni ridicate ale gazelor în carter. Prin efectuarea testului de frână

motor s-a putut stabili că eficacitatea pe un anumit cilindru era foarte scăzută. La demontare s-

a găsit pe cilindrul respectiv pistonul din (Figura 18).

Figura 18 – Fisură în pistonul motorului Cursor 13

I.4.3. Sistemul de frână tip convertor hidraulic de cuplu

Acest sistem de decelerare foloseşte principiul de funcţionare al ambreiajului. Ca

urmare mărimea cea mai importantă a instalaţiei o reprezintă forţa portantă ce poate fi

transmisă prin intermediul unei cantităţi de fluid. Fluidul de lucru este introdus în cavitatea

creată de două carcase prevăzute cu palete. Cele două carcase se numesc rotor, aflată în

mişcare de rotaţie, respectiv stator aflat în repaus. Astfel de sisteme de frânare se întâlnesc

montate îndeosebi pe maşinile de tonaj, în mai multe variante constructive. Fluidul de lucru

utilizat poate fi atât uleiul cutiei de viteze cât şi alte fluide stocate în rezervoare dedicate. Din

punct de vedere constructiv, se pot distinge două mari clase de sisteme de frânare tip

convertor hidraulic de cuplu [So09] cunoscute sub numele de:

- retarder;

- intarder.

Această deosebire, constă în faptul că intarderul este alimentat cu fluid de lucru din

cadrul cutiei de viteze, iar căldura degajată este preluată de sistemul de răcire clasic. Pe de altă

parte retarderul este un sistem de frână auxiliară de sine stătător, necesitând pompă de ulei

suplimentară, bazin pentru lichidul de lucru precum şi sistem propriu de răcire.

Intarderul are avantajul că supraîncălzirea uleiului cutiei de viteze nu este posibilă,

aflându-se întotdeauna la aceeaşi temperatură ca şi cea a lichidului de răcire. Aceasta

construcţie însă încarcă suplimentar axa motorului, ca urmare a locului de montaj. Rotorul

intarderului este legat rigid de flanşa arborelui cotit, iar statorul de carcasa cutiei. Eficienţa de

frânare a acestui sistem este dependentă atât de cantitatea de lichid ce intră în volumul dintre

rotor şi stator dar şi de turaţia arborelui cotit.

Retarderul prezintă acelaşi mod de funcţionare doar că rotorul este rigidizat cu trenul de

ieşire al cutiei de viteze sau cu axul cardanic. Deşi acest sistem este mai scump, el oferă

particularitatea că eficienţa de frânare nu depinde de turaţia motorului. Astfel turaţia rotorului

este funcţie de raportul de transmisie al diferenţialului, dimensiunile anvelopelor respectiv

viteza de deplasare. Fluidul de lucru folosit este de obicei un ulei hidraulic cu viscozitate

ridicată care oferă o mai mare capacitate portantă şi deci o mai accentuată reducere a vitezei

de deplasare a vehiculului.

Principiul de funcţionare al acestui sistem de frânare este prezentat în Figura 19.

Design by I.C. Manolache

Design by I.C.

Manolache

Page 25: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

19

Figura 19 – Schema de principiu a frânei tip convertor hidraulic de cuplu

Acţionarea acestor sisteme de frânare poate fi controlată prin intermediul unui levier de

comandă cu mai multe trepte, situat la nivelul bordului.

Sistemele de tip convertor hidraulic de cuplu, montate pe lanțul cinematic nu pot oferi

aceleași performante de frânare la viteze mici de deplasare ca si sistemele de frână motor.

Acest lucru se datorează faptului că aceste sisteme prezintă o descrește aproape pătratică a

puterii de frânare dezvoltate, odată cu scăderea vitezei de deplasarea autovehiculului. Mai

mult în cazul utilizării sistemului de tip retarder pentru viteze mari de deplasare, sunt necesare

măsuri suplimentare de siguranță cu privire la solicitările din articulațiile de transmisie,

precum și menținerea unei temperaturi adecvate a fluidului de lucru.

O comparație între puterea de frânare dezvoltată de cele două sisteme, tip retarder

respectiv frână tip Jake, funcție de viteza de deplasare a autovehiculului este prezentată în

Figura 20.

Figura 20 – Modificarea puterii de frânare cu viteza de rulare pentru sistemul de frână

Jake respectiv cel de tip retarder [Cu66]

Arbore

Stator Rotor

Rezervor ulei

Supapa suprapresiune

Pompa ulei

Design by I.C.

Manolache

Page 26: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

20

I.4.4. Sistemul de frână tip retarder electromagnetic

Un alt sistem auxiliar de frânare este cel ce foloseşte efectul curenţilor turbionari [Su11]

(Foucault). Aceştia sunt generaţi de câmpul magnetic constant al unui magnet permanent sau

electromagnet, în masele metalice aflate în mişcare. Aceşti curenţi generează în materialul

unui disc metalic, aflat în mişcare de rotaţie, forţe ce se opun sensului de mişcare (Figura 21).

Astfel energia cinetică a discului este transformată în energie calorică. Aplicaţii ale acestui

fenomen au fost dezvoltate de Telma pentru diminuarea vitezei de deplasare a

autovehiculelor.

Figura 21 – Efectul curenţilor Foucault [Su11]

Pentru a putea ţine pasul cu restricţiile de poluare, cerinţele de economicitate a

carburantului, respectiv creşterea eficienţei motoarelor termice, a fost necesar reducerea pe cât

posibil a rezistenţei de rulare, frecărilor din lanţul cinematic, respectiv masa totală a

autovehiculelor. Îmbunătăţirile aduse motoarelor, modificarea formei aerodinamice a

caroseriei şi utilizarea de materialele superioare, au condus inevitabil la diminuarea eficienţei

de frânare naturale. Astfel a apărut necesitatea implementării de sisteme auxiliare de frânare

mai ales la autovehiculele grele.

Companii precum Telma şi altele au început să producă sisteme de frânare auxiliare

bazate pe efectul curenţilor Foucault. În 1990, pentru a înlătura imaginea de sisteme greoaie şi

voluminoase ale sistemele de tip retarder electromagnetic, Sumitomo Metal Industries a lansat

retarderul „Neotard” cu o greutate de aproximativ 40 kg şi dimensiuni reduse [Su11].

Locul de montaj a acestor sisteme poate fi atât pe arborele de transmisie (cardan), cât şi

la extremitatea posterioară a cutei de viteze sau înaintea diferenţialului.

Aşa cum poate fi observat în Figura 22, retarderul electromagnetic este alcătuit din două

părţi componente: un rotor respectiv un stator, separate printr-un interstiţiu de ordinul

milimetrilor.

Page 27: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

21

Figura 22 – Schema de principiu a retarderului electromagnetic

Statorul este acea parte a ansamblului ce conţine bobinele sau magneţii permanenţi.

Alegerea electromagneţilor este favorabilă magneţilor permanenţi deoarece se pot obţine

diferite cupluri de frânare, funcţie de intensitatea curentului din spirele bobinelor. Trebuie

menţionat faptul că statorul este fixat rigid de caroseria autovehiculului.

Rotorul este reprezentat de unul sau două discuri metalice, concentrice cu statorul, aflate

în mişcare de rotaţie. Acestea pot prezenta mici „aripioare” utilizate la o răcire mai eficientă.

Rotorul este fixat de arborele de transmisie prin intermediul unor flanşe respectiv articulaţii

universale (aşa numitele cruci cardanice). Acest sistem de frânare auxiliară nu necesită

elemente suplimentare pentru răcire, nu produce zgomot, frânarea nerealizându-se prin

frecare. El poate fi capabil să dezvolte puteri de frânare comparabile cu ale sistemelor de

frânare tip Jake.

Arbore de transmisie

Rotor

Bobină Stator

Design by I.C. Manolache

Page 28: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

22

Page 29: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

23

Cap II.

Metode folosite în modelarea și investigarea proceselor din M.A.I.

II.1.Introducere

Analiza sistemelor auxiliare de frânare ale motoarelor, este strâns legată de regimul

termic al componentelor camerei de ardere, precum şi de modul realizării schimbului de gaze.

Modul de frânare în regim compresor al motorului poate determina o creştere însemnată a

temperaturilor elementelor camerei de ardere. Acest lucru are loc mai ales în cazul înserierii

motorului cu un retarder de evacuare. În schimb, o cantitate mai mare a masei de aer introdusă

în cilindru, în cadrul cursei de admisie poate spori substanţial eficienţa sistemului de frânare

tip Jake.

În concluzie, dezvoltarea de noi sisteme de frânare de tip decompresor, poate fi făcută

doar printr-o atentă analiză asupra solicitărilor introduse. Aceasta constă într-o serie de teste

de rezistenţă la solicitări termice şi mecanice a componentelor motorului. După cum a fost

menţionat mai sus o deosebită importanţă o are şi schimbul de gaze din cadrul ciclului motor,

care poate influenţa hotărâtor eficienţa sistemului.

În acest sens capitol face o prezentare a principalelor modele teoretice şi instalaţii de

investigare a procesului de curgere a gazelor, respectiv a solicitărilor termo-mecanice ale

componentelor camerei de ardere.

II.2. Modelarea solicitărilor termice şi mecanice ale pistonului

Procesul de transfer termic din zona camerei de ardere poate fi modelat prin diverse

metode. Acestea pot fi simple reţele termice, ecuaţii diferenţiale uni, bi sau tridimensionale,

sau modele realizate cu ajutorul softurilor de grafica asistată ce folosesc metodele elementului

finit. Prin determinarea nivelului de încărcare termică a diferitelor zone ale camerei de ardere,

cum ar fi pistonul, supapele, injectorul, chiulasa, cilindrul, etc., se pot propune soluţii pentru

un control mai adecvat al răcirii acestor elemente, ce pot fi aplicate şi în cazul utilizării unui

sistem de frânare motor.

II.2.1. Modelul reţelei termice

Acest model ce foloseşte rezistenţe şi capacitori, este un mod foarte util şi eficient de

estimare grosolană a proceselor de conducţiei, convecţiei şi radiaţiei din cadrul motoarelor

termice. Modelul reţelei termice este folosit în special pentru cazurile în care zona de studiu

prezintă fluctuaţii importante ale temperaturii, putându-se calcula rezistenţa termică de

transfer între aceste regiuni. Rezistenţa termică este definită, după cum se ştie din

termodinamică ca raportul dintre diferenţa de temperatură şi cantitatea de căldură raportată la

suprafaţă.

RqT / sau

AQ

TR

Această relaţie a fost obţinută pe baza analogiei cu legea lui Ohm în care rezistenţa

electrica a unei rezistenţe, este definită ca raportul dintre diferenţa de tensiune de la bornele

rezistorului şi curentul ce îl traversează.

I

VR

Astfel rezistentele termice în cazul transferului conductiv, respectiv radiativ pot fi scrise

că:

Page 30: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

24

L

AQ

TRcond

respectiv

1

AQ

TRconv

În [Uz08] este întâlnit un asemenea model utilizat la studiul transferului termic, în cazul

stării de echilibru, dintre gazele din cilindru şi lichidul de răcire. O reţea simplă formată din

patru puncte de legătură este prezentată în (Figura 23).

Figura 23 – Reţea simplă de rezistori pentru studiul transferului termic [Uz08]

II.2.2. Modelul termo-mecanic

Temperaturile ridicate din timpul funcţionarii motorului micşorează nivelul solicitărilor

permise şi a durităţii materialului, putând cauza probleme serioase cum ar fi dilatarea sau

fisurarea capului pistonului. Deformaţiile termice şi mecanice influenţează jocul de montaj, cu

urmări asupra timpului de viaţă al motorului. Dezvoltarea unui model global cât mai complet,

care să descrie corect comportările dinamice ale pistonului este prezentat în [Ta04]. Aici,

autorii dezvoltă un model tridimensional de analiză cu element finit care va fi descris în

continuare. Deoarece pistonul este organul de maşină din motor care lucrează în cel mai

complex mediu, fiind expus mai multor solicitări în timpul funcţionarii, modelul

tridimensional trebuie să trateze atât solicitările mecanice cât şi cele termice. Solicitarea

mecanică este una complexă, efectuată de către presiunea gazelor din camera de ardere, din

partea forţelor de inerţie ce iau naştere ca urmare a schimbărilor repetate de direcţie de

deplasare a pistonului. Utilizarea modelului facilitează determinarea temperaturii teoretice de

lucru, expansiunea termică, deformaţiile mecanice şi eforturile la care este expus pistonul în

cazul solicitărilor.

Modelul este dezvoltat pe baza unui piston diesel cu cameră de ardere axi-simetrică în

capul pistonului. Datorită simetriei pistonului este posibilă analiza doar unui sfert din piston

care diminuează volumul de calcul.

Modelul termomecanic este alcătuit pe baza a trei modele dezvoltate individual. Acesta

sunt:

- modelul termic;

- modelul presiunilor;

- modelul inerţial.

II.2.2.1. Modelul termic

Formularea matematică a modelului termic este dată de o ecuaţie de tip Laplace pentru

distribuţia de temperatură din interiorul pistonului:

0 Tk

Căldura schimbată prin convecţie de către suprafaţa superioară a camerei de ardere cu

gazele fierbinţi, este descrisă de legea de răcire a lui Newton:

Page 31: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

25

TThTk s

De asemeni condiţiile schimbului termic prin cele două plane de simetrie, sunt puse în

evidenta de ecuaţia:

0Tk

Prin aplicarea metodei elementelor finite ecuaţiei, s-au obţinut temperaturile de lucru,

care au fost reprezentate în (Figura 24),folosind codul culorilor pentru a pune în evidenta

nivelul de temperatură.

Figura 24 – Analiza termica a pistonului [Ta04]

Analiza deplasărilor introduse de expansiunea termică este foarte importantă în cazul

pistonului. Din acest motiv în (Figura 25) este prezentat efectul solicitărilor termice in cele

trei direcţii.

Din cadrul modelului se obţine că o deplasare aproximativ uniformă de 0.32 mm are loc

în toate cele trei direcţii (x,y,z) la nivelul coroanei, iar valoarea maximă este atinsă pe muchia

coroanei pistonului având o valoare de 0.333 [Ta04], cum se poate vedea în (Figura 26).

Figura 25 – Expansiunea termica [Ta04]

Page 32: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

26

Figura 26 – Expansiune atermica în planul YZ [Ta04]

Se observă că aceste valori sunt considerabil mai mari faţă de cea din partea inferioară a

fustei. Valoarea deformaţiilor în zona superioară a fustei, care are rolul de reazem al

pistonului, este de 0.23mm [Ta04]. Ca urmare a valorilor prezentate anterior, pistonul este

construit cu dimensiuni diferite ale fustei, respectiv coroanei. În unele cazuri, sunt adoptate

chiar soluţii precum folosirea de materiale cu coeficienţi diferiţi pentru fustă faţă de coroană

sau răcirea suplimentară a interiorului capului pistonului.

II.2.2.2. Modelarea forțelor de presiune

Acest model este descris de ecuaţia tridimensională cu explicitarea deformaţiilor a lui

Navier, care are forma:

0232 0 TTgradu

Acest model este analizat de asemeni cu ajutorul metodei elementului finit. Forma

deformată a modelului, ca urmare a solicitărilor mecanice din partea presiunii gazelor de

ardere este prezentată în (Figura 27).

Figura 27 – Forma deformată a meşului pentru modelul presiunilor [Ta04]

Page 33: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

27

Aceasta solicitare este presupusă a fi uniformă, acţionând doar în partea superioară a

pistonului. Valoarea presiunii gazelor poate fi calculată din ciclu termodinamic real specific

motorului pe care se efectuează studiul. Pistonul în cadrul acestui model suferă o deformaţie

complexă. După direcţia z prezintă o deformaţie ca urmare a forţelor de presiune, iar faţă de

axa pistonului, acesta are o deformaţie de încovoiere. Din figură se observă că deformaţiile în

zona coroanei sunt pozitive iar la partea inferioară a fustei prezintă valori negative importante.

Acest comportament al fustei este posibil datorită construcţiei specifice, care în partea

superioară prezintă rigiditate mare, apoi devine mai flexibilă.

Solicitările cele mai importante din acest model sunt expuse în (Figura 28). Se observă

că solicitările coroanei sunt uniforme şi practic egale ca valoare cu presiunea gazelor de

ardere. Valoarea tensiunii z creste treptat, atingând un maxim pe axa bolţului pistonului.

Figura 28 – Analiza tensiunilor z ale modelului presiunilor [Ta04]

II.2.2.3. Modelul inerţial

Solicitările inerţiale sunt calculate la punctul mort superior sau la punctul mort inferior

unde acceleraţia atinge valori maxime, fiind descrisă de relaţia:

L

rra

222

în care:

- r este raza arborelui cotit;

- ω viteza unghiulară a arborelui cotit;

- L reprezintă lungimea bielei.

Autorul calculează solicitările din nodurile discretizării cu ajutorul unui algoritm

implementat în programul Fortran. Datele obţinute sunt introduse ca solicitări prestabilite în

modelul inerţial. După efectuarea calculelor cu ajutorul metodei elementelor finite sunt

obţinute următoarele concluzii:

- deformaţiile datorate forţelor de inerţie sunt mult mai mici decât deformaţiile presiunii ;

- fusta este supusa unei deformaţii importante după direcţia y, maximul fiind obţinut în

partea inferioara a acesteia;

- modelul inerţial are o comportare opusă modelului presiunilor după cum se poate vedea

în (Figura 29).

Page 34: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

28

Figura 29 – Valorile deformaţiilor modelului inerţial şi cel al presiunilor [Ta04]

În (Figura 30) se prezintă câmpul de tensiuni al componentei z din cadrul modelului

inerţial. Asemeni modelului presiunilor, tensiunile de tracţiune sunt aproximativ uniforme pe

coroana pistonului crescând în valoare odată cu înaintarea spre axul bolţului, unde se atinge

valoarea maximă.

Figura 30 – Analiza tensiunilor z ale modelului inerţial [Ta04]

Astfel în timpul translaţie pistonului între PME şi PMI, solicitările inerţiale joacă un rol

benefic în sensul că ajută la diminuarea solicitărilor presiunii asupra axei pistonului.

Comportarea pistonului la oboseală este generată de forţele inerţiale doar în momentele în

care acesta se afla la PMI sau în timpul efectuării cursei de evacuare.

Page 35: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

29

Obţinerea deformaţiilor totale ale modelului termomecanic se face prin sumarea

rezultatelor obţinute la studiul modelelor individuale mai sus prezentate. Autorii

concluzionează că solicitările cele mai importante din cadrul acestui model sunt cele termice.

Solicitările mecanice influenţează în mod principal axa pistonului în plus acestea nu au o

importanţă deosebită deoarece cele două efecte, inerţial şi al presiunilor, se anulează reciproc.

Solicitările inerţiale rămân cele mai importante care contribuie la oboseala axului pistonului.

Temperaturile cele mai ridicate au fost înregistrate în partea superioară a muchiei camerei de

ardere. Zona locaşurilor de segmenţi suportă o dilatare uniformă semnificativă în toate cele

trei direcţiile. Deformaţiile datorate temperaturilor înalte au valori importante în zona

superioară a fustei pistonului putând conduce la uzura prin frecare sau chiar gripaj.

II.3.Metode experimentale de determinare a temperaturii componentelor M.A.I.

II.3.1. Introducere

Acest subcapitol prezintă o scurtă descriere a principalelor instrumente utilizate la

determinarea temperaturilor din cadrul motoarelor cu ardere internă. Atunci când efectuăm un

studiu asupra încărcării termice a motorului, adesea, este mai facilă separarea acestuia în şase

subsisteme şi anume:

- Sistemul de admisie;

- Sistemul de evacuare;

- Camera de ardere;

- Mediul de răcire exterior;

- Sistemul de răcire-ungere interior;

- Părţile solide ale motorului.

Sistemul de admisie sau evacuare este compus din tubulaturi complexe prin care circulă

încărcătura proaspătă sau gazele de evacuare .Cel mai complex subsistem însă, este

reprezentat de camera de ardere. Aici energia chimică a combustibilului este transformată în

energie mecanică prin intermediul mecanismului bielă-manivelă. Mediul de răcire exterior din

cadrul motoarelor cu ardere internă, este reprezentat de către aerul ce spală suprafeţele

exterioare ale componentelor.

Transferul termic în motoare este un fenomen complex. Procesul de ardere, în care este

produsă puterea, se desfăşoară la temperaturi ridicate. O parte din cantitatea de căldura

degajată în procesul arderii, rămâne înmagazinată în elementele camerei de ardere sau a

elementelor solide ale motorului. O alta, este eliminată în timpul cursei de evacuare spre

mediul ambiant, sau preluată de lichidul de răcire. Ca urmare, încărcătura proaspătă primeşte

un flux termic de la componentele camerei de ardere. Prin intermediul transferului termic, se

produce o diminuare a eficienţei volumice, iar în cazuri extreme, acesta poate conduce la

preaprinderi. Pentru a preveni aceste complicaţii cauzate de punctele fierbinţi, componentele

solide sunt răcite cu ajutorul fluidului de lucru a sistemului de răcire. Complexitatea acestui

proces este determinată şi de faptul că acesta are loc repetat intr-un timp foarte scurt. Din

cauza acestor factori procesul de transfer termic din motoare este greu de caracterizat.

Transferul termic al motorului cu ardere internă afectează considerabil performantele,

emisiile poluante cât şi eficienţa de frânare. Înlăturarea unei cantităţi prea mari de căldură din

cilindru poate conduce la o micşorare a lucrului util efectuat pe ciclu. Variaţiile de

temperatură pot cauza uzuri importante ale componentelor motoarelor, iar temperaturile prea

ridicate conduc la gripaj. Din acest motiv un bun management al transferului termic este

important pentru mărirea timpului de exploatare al motoarelor. Toate aceste lucruri ne arată

importanţa care trebuie acordată fenomenului de transfer termic al motorului începând încă

din stadiul de proiectare.

Page 36: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

30

II.3.2. Termocuple folosite la studiul transferului termic al M.A.I.

În 1821 Thomas Seebeck a descoperit că între două conductoare din materiale diferite

puse în contact, apare un curent electric atunci când cele două joncţiuni se află la temperaturi

deferite. Astfel, a fost dezvoltat termocuplul ca traductor activ ce furnizează o tensiune

termo-electrică de valori relativ reduse, proporţională cu temperatura. Acest instrument nu

necesită sursă de alimentare exterioară, deoarece energia necesară funcţionarii este preluată

din mediu al cărei temperatură se măsoară. Principiul de funcţionare al termocuplului se

bazează pe efectul termoelectric direct. Fenomenul invers îl reprezintă efectul Peltier, care

constă în absorbţia sau generarea unei cantităţi de căldură în zona joncţiunii dacă termocuplul

este parcurs de un curent electric.

După cum a fost precizat, tensiunea electromotoare generată depinde de diferenţa de

temperatură dintre cele două joncţiuni, iar pentru intervale mici ale domeniului de măsurare

este descrisă de relaţia:

...)()( 3

21

2

2121 TTcTTbTTaE

în care a,b,c reprezintă constante de material iar T1 şi T2 temperaturile celor două joncţiuni.

Folosirea termocuplelor ca sonde de temperatură reprezintă o bună alegere deoarece ele

furnizează o bună precizie, cost redus, o măsurare flexibilă, sigură şi rapidă.

Cu toate că termocuplele funcţionează bine pentru măsurători în regim staţionar,

prezintă o problemă legată de timpul de răspuns, atunci când este vorba de o comparaţie cu

timpul de desfăşurare al unui ciclu motor. În consecinţă pentru eliminarea acestui neajuns au

fost dezvoltate termocuple confecţionate din filme subţiri, depuse în vid. Termocuplele astfel

obţinute pot fi poziţionate în locuri mai puţin accesibile, influenţând nesemnificativ procesul

de transfer termic.

Firma „Vatell” a dezvoltat o sondă de temperatură alcătuită din termocuple cu filme

subţiri legate în serie şi separate prin intermediul unui izolator. Această construcţie a avut în

vedere că în imediata apropiere a celor două joncţiuni există doar o mică diferenţă de

temperatură. Însă în sensul de a avea o măsurătoare cât mai precisă, este necesar ca diferenţa

dintre cele două temperaturi să fie cât mai mare. Acest lucru poate fi realizat prin utilizarea

unui număr mare de termocuple cu filme subţiri legate în serie, formând aşa numitele pile

termoelectrice. În acest fel micile diferenţe de temperatură sunt sumate, rezultând o diferenţă

importantă de temperatură.

Primul care a realizat maturatori asupra temperaturii pistonului şi ale fluxului de căldură

a cilindrului a fost dr. G. Eichelberg în 1939. El a efectuat studii pe motoarele în doi şi patru

timpi cu diferite dimensiuni ale alezajului cilindrului şi la diferite încărcări. S-au folosit

termocuple montate în peretele cilindrului la distante mici faţă de suprafaţa camerei de ardere.

Cea mai mare problemă în folosirea termocuplelor la măsurarea temperaturilor

pistonului o reprezintă transmiterea semnalului înafara motorului. Acest lucru a fost realizat

prin poziţionarea adecvată a firelor termocuplelor folosite pe suprafaţa pistonului şi a bielei.

Cu toate acestea firele subţiri ale termocuplelor se pot rupe uşor datorită solicitărilor de

încovoiere cauzate de mişcarea alternantă cu viteze mari a pistonului. Pentru rezolvarea

acestei probleme firele au fost pozate de-a lungul unui arc de oţel inoxidabil, care a suportat

mare parte din solicitarea de încovoiere. În plus s-a optat pentru împărţirea firului de extensie

al termocuplului în vederea creşterii timpului de funcţionare. Cu acest dispozitiv s-au putut

trasa profilele de temperatură ale pistonului şi peretelui cilindrului pentru viteze mici de

rotaţie ale arborelui motor. O concluzie în urma acestui studiu, a fost că aproximativ 40% din

căldura intrată în corpul pistonului ieşea prin regiunea segmenţilor. Din aceasta, 33% părăsea

pistonul prin zona primului segment. [Ei39]

Page 37: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

31

În sensul de a mari robusteţea dispozitivelor de transfer al semnalului spre exteriorul

motorului, au fost dezvoltate mai multe mecanisme. Un asemenea mecanism a fost propus de

către Scholp şi alţii [Sc47].Acest dispozitiv foloseşte un terminal din oţel inoxidabil care este

rigidizat cu interiorul fustei pistonului. Terminalul coboară mai jos de punctul mort exterior şi

face contact permanent cu un alt terminal poziţionat pe corpul blocului motor. Dispozitivul

oferă multe avantaje, printre care: nu conduce la oboseală de încovoiere, asigură penetrarea

filmului de ulei şi o deplasare minimă a contactului pentru a reduce vibraţiile acestuia.

Dispozitivul mai prezintă un mecanism de cuplare/decuplare pentru a mari durata de viaţă, util

în cazul când nu sunt culese date. Mecanismul prezentat a fost capabil să efectueze teste la

viteze de până la 1800rmp.

În sensul de a mări plaja de viteze la care pot fi efectuate măsurători ale temperaturii,

Furuhuma şi alţii au dezvoltat două ansamble pentru determinarea temperaturii, folosite atât

pe motoarele în doi timpi cât şi pentru cele în patru timpi. În locul sistemului de legătură

folosit de Eichelberg, acesta foloseşte un sistem de arcuri. Conductoarele termocuplelor au

fost pozate în acest caz de-a lungul unei bucăţi de oţel ataşat pistonului, apoi de-a lungul unui

arc de lungime mare către un punct fix. Această construcţie necesită o suprafaţă mare în

carterul motorului şi de asemeni folosirea unui arc cu caracteristici speciale.

O altă soluţie constructivă folosită de Furuhuma, Tada şi alţii a fost folosirea unui sistem

de conducte ce traversau camera de ardere, prin care treceau conductoarele termocuplelor. O

bucată de conductă era ataşată coroanei pistonului. Prezenţa conductei micşora volumul

camerei de ardere cu 0,65% iar rata de compresie a fost alterată în acest caz cu 0,3%,

indicatorii din diagramele indicate înainte şi după montaj fiind similari [Fu64]. O problemă

importantă era izolarea firelor termocuplelor. De asemenea temperaturile dezvoltate în camera

de ardere puteau arde izolaţia conductoarelor termocuplelor distrugându-le. Ca metodă de

protecţie s-a optat pentru răcirea conductelor în sensul menţinerii izolaţiei în stare bună un

timp cât mai îndelungat. Răcirea conductei a condus inevitabil la o răcire suplimentară a

pistonului respectiv a încărcăturii proaspete. Cu toate acestea sistemul construit prezintă

robusteţe şi putea funcţiona până la viteze de 8000 rpm [Fu64].

Temperaturile măsurate pe motoare rapide au condus la următoarele concluzii:

- Temperatura pistonului este influenţată de viteza şi încărcarea motorului;

- Segmenţii sunt componentele care elimină cea mai mare parte din căldura

pistonului;

- Modelul de propagare a căldurii se modifică foarte puţin cu viteza şi încărcarea;

- Componenta radială a transferului termic este mai mare în secţiune perpendiculară

pe bolţ decât în secţiune paralelă cu acesta. Transferul termic în direcţie

circumferenţiară fiind mic.

II.3.3. Templugul

Un alt instrument utilizat în determinarea temperaturii pistonului este un şurub din oţel

ce îşi modifică duritatea funcţie de timpul de expunere şi nivelul temperaturii maxime. Acest

dispozitiv numit templug este folosit pentru determinarea temperaturii în locuri greu

accesibile.

Ciclul ideal de încălzire-răcire pentru măsurarea temperaturii maxime ar fi următorul:

templugul este încălzit rapid la temperatura maximă, menţinut un anumit timp la această

temperatură urmat de o răcire rapidă. Acest ciclu simulează condiţiile de utilizare folosite la

generarea curbelor principale de calibrare, necesare pentru diminuarea erorilor. Trebuie

menţionat faptul că templugurile au o variaţie mai însemnată cu temperatura decât cu timpul.

Page 38: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

32

Temperaturile maxime şi minime care pot fi determinate cu ajutorul

templugurilor,funcţie de timpul de expunere sunt prezentate în (Tabelul 1).

Timpul de expunere Temperatura minima oC Temperatura maxima

oC

1 ore 127 649

4 ore 104 660

24 ore 80 660

100 ore 74 619

Tabelul 1 – Intervalul de temperaturi măsurabile funcţie de timpul de expunere [Tm12]

Forma constructivă a templugurilor este cu cap îngropat, aceasta oferind o mai bună

protecţie la coroziune, iar materialul folosit la construcţia acestora, prezintă aceeaşi rezistenţă

la coroziune ca şi oţelul carbon sau aliajele unor oteluri inoxidabile. În anumite cazuri ele pot

fi însă încapsulate sau placate.

După cum am menţionat cele mai multe locaţii de testare cu templuguri sunt zonele

critice extrem de solicitate ale diferitelor piese în mişcare care nu pot fi măsurate cu uşurinţă

cu alte instrumente de investigare. O asemenea piesă poate fi şi pistonul motoarelor cu ardere

internă după cum este arătat în (Figura 31).

Figura 31 – Locul de montaj al templugurilor [Sh03]

Această metodă de determinare a vârfurilor de temperatură este limitată de cel puţin

patru variabile importante: materialul în sine, procesul de revenire, modul de expunere la

temperaturile ridicate respectiv timpul de expunere.

II.3.4. Circuite RLC (metodă telemetrică)

Deşi au fost aduse numeroase îmbunătăţiri în evaluarea procesului de transfer termic, ce

utilizează tehnicile de măsurare cu ajutorul termocuplelor cu fire, este bine ştiut că astfel de

sisteme necesită o muncă asiduă de întreţinere în scopul extragerii unei cantităţi minime de

informaţie. O abordare alternativă este utilizarea sistemelor telemetrice.

La început s-au folosit astfel de sisteme telemetrice cu circuite RLC simple dezvoltate

de Lawrason şi Rollwitz [La67]. Această idee a fost îmbunătăţită de Burrahm şi alţii [Bu92].

Astfel circuitul standard RLC a fost legat la un circuit multiplexor cu şapte canale

independente pentru transmiterea datelor. Utilizarea sistemelor telemetrice cu infraroşu sau

bluetooth, permitea obţinerea de date precise în condiţii de funcţionare normale ale

motoarelor.

În (Figura 32), este prezentat un monocilindru, pe pistonul căruia sunt montate 15

termistore legate la un multiplexor. Ieşirea multiplexorului este transformată în impulsuri de

către convertorul V/F montat în interiorul pereţilor pistonului. Emiţătorul în infraroşu IR

Page 39: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

33

transmite acest şir de impulsuri de o anumită frecvenţă până la foto-detectorul montat în

partea inferioară a blocului motor. Semnalul primit de foto-detector este transmis mai departe

unui receptor înafara motorului. Receptorul converteşte impulsurile de frecvenţă primite în

forme de undă ce pot fi analizate. Pentru a se diferenţia temperaturile primite de la cei 15

termistori fiecare termistor emite impulsuri de frecvenţă specifică. Un al 16-lea canal este

adăugat pentru transmiterea uni semnal fictiv, de frecvenţă foarte înaltă, astfel încât să se

poată identifica cu uşurinţă canalele funcţie de forma de undă.

Timpul total necesar de captare este de aproximativ 8-10 secunde [Fr11]. Prelevarea

datelor se desfăşoară în următorul mod: motorul este pornit şi adus la starea de echilibru

termic şi la turaţia dorită. Apoi sunt colectate date timp de 10 secunde. Motorul este adus la o

alta turaţie şi alte 10 secunde sunt necesare pentru preluarea datelor. Procesul continuă până la

cea mai mare turaţie. La turaţii ridicate, o cantitate mare de ulei este aruncată prin barbotaj în

partea interioară a capului pistonului, existând posibilitatea alterării informaţiei din trenul de

impulsuri.

Figura 32 – Metoda telemetrica de determinare a temperaturilor pistonului [Fr11]

Ca urmare a acestui fenomen întâlnit la turaţii mari de funcţionare, au fost dezvoltate

noi metode de determinare a temperaturilor din cadrul motoarelor cu ardere internă.

II.3.5. Senzori FBG (metodă optică)

O altă metodă de determinare a temperaturilor capului pistonului foloseşte tehnica FBG.

Aceasta este o metodă optică de investigare a temperaturilor. Acest sistem de determinare a

temperaturilor este compus din patru elemente principale şi anume: o sursă de lumină, o fibră

optică pentru transfer, un senzor FBG (gen prismă) şi un foto-detector. După ce lumina a fost

concentrată cu ajutorul unui ansamblu de focusare pe fibra optică, ea este transmisă către

Page 40: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

34

capul pistonului. Când pistonul atinge PME lumina este trimisă printr-un senzor FBG, dacă

fibra optică de transfer este aliniată cu intrarea senzorului. Lumina este descompusă de

senzorul FBG funcţie de temperatura capului pistonului, apoi este colectată cu ajutorul unei

alte fibre optice de transfer. În final intensitatea luminii transmise este măsurată, putându-se

face conversia în temperatură.

Figura 33 – Metoda optică de determinare a temperaturilor pistonului [Wa04]

În (Figura 33) sunt prezentate cele mai importante elemente folosite la realizarea

ansamblului de măsurare a temperaturilor pistonului. Accesul optic este posibil prin

intermediul a două orificii realizat în corpul cilindrului. Se observă că orificiile practicate în

cilindru sunt închise prin intermediul unor ferestre din safir pentru a asigura etanşeitatea.

Figura 34 – Canal de montaj al senzorului FBG [Wa04]

În vederea aplicării acestui principiu de măsurare, autorul a fost nevoit de a aduce câteva

modificări pistonului, respectiv motorului cu răcire pe aer, pe care s-au efectuat măsurătorile.

Astfel în capul pistonului a fost realizat un canal cu caracteristicile din (Figura 34), pentru

introducerea fibrei optice care conţinea senzorul. De asemeni în cilindru au fost practicat găuri

filetate pentru montarea unui dispozitiv de centrare care putea efectua translaţii după toate

cele trei direcţii din spaţiu.

Deoarece senzorii FBG sunt sensibili atât la temperatură cât şi la tensiuni mecanice, în

studiul efectuat de Dennis M. Ward, este înlăturat efectul tensiunilor. Astfel senzorul era

Page 41: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

35

introdus intr-un tub de otel inoxidabil, amplasat în capul pistonului, iar acesta a fost acoperit

printr-un proces de galvanizare.

Prin intermediul acestei metode era posibila determinarea precisă a temperaturii maxime

a capului pistonului.

II.3.6. Poziţionarea sondelor de temperatură în cadrul elementelor investigate

Pentru determinarea temperaturilor pistonului, sondele utilizate, fie ele termocuple sau

templuguri nu sunt poziţionate la întâmplare ci în locuri bine precizate, în care ne aşteptăm la

vârfuri de temperatură sau pe muchiile care fac trecerea între două suprafeţe ale pistonului.

După cum a fost arătat în numeroase studii suprafaţa capului pistonului este mai caldă

decât restul corpului acestuia, mai mult în centrul acestei fete se ating vârfuri de temperatură.

Astfel M. Hamzehei şi M. Rashidi descriu în [Ma06] locurile cele mai importante de instalare

a termocuplelor ce pot fi vizualizate şi în (Figura 35).

Figura 35 – Poziţia de instalare a termocuplelor în cadrul pistonului [Ma06]

Deoarece o mare cantitate de căldură este evacuată la nivelul zonei port-segmenţi, mai

exact în dreptul locaşului primului segment, o importanţă deosebită o are rezistenţă termică

dintre cămaşă şi segmenţi. Datorită acestei rezistenţe termice şi necesităţii de determinare a

coeficientului de transfer, un punct de montaj al sondei de temperatură se află la nivelul

canalelor de segmenţi (punctul 3) din figură [Ma06]. Coeficientul de transfer termic convectiv

al diferitelor puncte din spatele pistonului este diferit deoarece aici acţionează pulverizatorul

de ulei, a cărui acţiune termică nu este bine descrisă. De asemenea în articolul [Ma06], autorii

descriu în detaliu alegerea tuturor locurilor de montaj ale termocuplelor din partea interioară a

pistonului în concordanţă cu (Figura 35).

Pentru fixarea termocuplelor, sunt practicate găuri cu diametru mai mic decât cel al

termocuplului utilizat, acesta fiind introdus în locaş forțat. Din motive de siguranţă, se aplică

deasupra un strat subţire de răşină epoxidică, care împiedică mişcarea termocuplului în timpul

funcţionării motorului. Grosimea stratului de răşină trebuie bine determinată pentru stabilirea

cu exactitate a erorii de măsurare introdusă de această rezistenţă termică suplimentară.

Pentru o caracterizare completă a câmpului de temperaturi din elementele ce vin în

contact cu gazele de ardere, în [Ma06], sunt prezentate şi locurile de montaj de la nivelul

chiulasei după cum poate fi văzut în (Figura 36).

Page 42: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

36

Figura 36 – Poziţia de instalare a termocuplelor pe chiulasă [Ma06]

B. Y. Lee şi W. J. Kim, prezintă un alt mod de abordare a problemei poziţionării

sondelor de temperatură în cadrul pistonului. Spre deosebire de modelul anterior, în [Le08]

sunt utilizate templuguri în vederea determinării câmpului de temperatură. După cum este

prezentat în (Figura 37), punctele de măsurare sunt situate în apropierea a opt linii radiale

aşezate la unghiuri de 45 de grade. Figura prezintă şi temperaturile maxime înregistrate în

grade Celsius, observându-se un maxim de temperatură în punctul 12 din secţiunea 1. Acest

punct este situat în dreptul bujiei incandescente [Le08].

Figura 37 – Punctele de măsurare pe suprafaţa pistonului LPLI [Le08]

Drept urmare a utilizării acestui mod de poziţionare, sunt acoperite toate zonele

importante precum cele situate sub supapele de admisie respectiv evacuare, muchia camerei

de ardere a capului pistonului, centrul respectiv marginile coroanei. Această poziţionare

conferă în acelaşi timp un caracter de simetrie problemei.

Page 43: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

37

II.4. Modelarea curgerii gazelor în motoarele cu ardere internă

Modelarea procesului de schimb a gazelor (admisie şi evacuare) reprezintă o etapă

importantă a înţelegerii fenomenelor fizice care însoţesc ciclurile motor.

Mişcarea aerului din interiorul cilindrului în timpul cursei de admisie are o mare

influentă asupra performantelor motorului. Această mişcare influenţează în mod direct rata de

umplere,raportul de comprimare, schimbul termic şi eficienţa sistemului de frână motor. De

asemeni pornirea motoarelor, şi procesele care au loc în timpul arderii, sunt direct influenţate

de caracteristica mişcării aerului în cadrul cilindrului şi galeriilor de admisie-evacuare.

Procesul de admisiune a motoarelor cu ardere internă, are un caracter tranzitoriu şi complex.

Pentru studiul acestui proces, în cazul motoarelor cu ardere internă, este necesară tratarea

problemei sub forma unui ansamblu format din galeriile de admisie, evacuare şi cilindru.

Fenomenele de curgere a gazelor din zona supapelor de admisie şi evacuare, de cele mai

multe ori, au fost studiate experimental. Aceste experimente au fost efectuate în cazul curgerii

staţionare şi au urmărit caracteristica mişcării aerului în imediata apropiere a supapelor. Dintre

cercetătorii care au efectuat asemenea studii pot fi amintiţi: Kang şi Reitz în 1999, Gazeaux şi

Thomas în 2001 respectiv Yun în 2002. Ei au stabilit că fluxul de aer ce trece prin interstiţiul

supapei la admisie, interacţionează cu peretele, formând structuri turbionare. Principalele

mişcări efectuate de fluidul de lucru în cilindru sunt de două feluri:

- mişcări de învârtire (vârtejuri);

- mişcări de rostogolire.

Introducerea fluidului în cilindru cu un caracter turbulent important este posibilă cu

ajutorul unei geometrii adecvate a galeriei de admisie respectiv viteze mari de deplasare a

masei de aer prin aceasta. În cadrul cursei de compresie această mişcare turbionară este de

dorit să rămână cât mai intensă şi stabilă în vederea generării condiţiilor optime de aprindere

şi ardere. Forma geometrică a camerei de ardere joacă de asemeni un rol important care

trebuie luat în calcul.

Un studiu a lui Huang din 2005, a permis descrierea caracterului curgerii instantanee în

timpul cursei de admisie şi comprimare. Acesta a folosit cilindri transparenţi în care s-au

introdus gaze cu particule vizibile, datele fiind preluate cu ajutorul camerelor de filmat rapide.

Un alt mod de determinare a comportării curgerii gazelor, a fost efectuat de diverşi

autori baza pe simulărilor în programe cu modul CFD. Dificultăţile numerice ale problemei au

fost evite prin adoptarea de ipoteze simplificatoare asupra modelului geometric precum şi prin

folosirea metodei volumului finit. Simularea numerică permite prezicerea rezultatelor pentru o

gamă largă de probleme, cu parametri şi condiţii la limită dintre cele mai diverse, dificil de

obţinut experimental.

II.4.1. Curgerea gazelor în sistemele de admisie-evacuare

Modelarea curgerii gazelor în cadrul sistemelor de admisiei şi evacuare ale motoarelor,

este importantă deoarece permite evaluarea performantelor motorului. Pentru studiul

procesului de schimb a gazelor, mulți cercetători au dezvoltat numeroase model care să

descrie cât mai precis pierderile gazo-dinamice, printr-o bună aproximaţie a coeficientul de

pierderi de presiune. Acest coeficient de pierderi este estimate de obicei cu relaţii de forma:

mp

ppK 21 , pentru cazul în care se cunoaşte diferenţa de presiune statică dintre două puncte.

Chan şi alţii în [Ch86], au arătat însă că această expresie nu este tocmai precisă deoarece ține

cont de numărul Mach şi raportul debitelor atunci când geometria rămâne aceeaşi.

Page 44: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

38

În acest sens Winterbone şi alţii au definit o altă formulă de calcul a coeficientului de

pierderi a presiunii. Această forma a fost folosită la studiul pierderilor de presiune introduse

de îmbinări în “T” ale conductelor. Această formă are următoarea expresie:

comun

avalamonte

up

upup

K

2

22

2

1

2

1

2

1

Forma de exprimare a coeficientului de pierderi introdusă de Winterbone, a fost

îmbunătăţită de către D. Chalet şi P. Chesse prin stabilirea unei dependenţe funcţie de unghiul

care se formează între axele conductelor, raportul secţiunilor respectiv geometria îmbinării de

tip “Y”, utilizată în auto [Ch10]. Pentru a determina legătura dintre coeficientul de pierderi,

unghiul sub care se face îmbinarea şi raportul secţiunilor, ei au folosit un program de grafică

(Gambit), cu modul CFD. Prin intermediul simulărilor, a fost pus în evidenţă nivelul

pierderilor gazo-dinamice, introduse ca urmare a formării unei importante mişcări turbionare.

Locul de formare al vortexurilor, funcţie de geometria îmbinării conductelor, şi sensul de

curgere al gazelor este prezentat în (Figura 38).

Figura 38 – Forma vortexului la îmbinarea în ”Y” a țevilor [Ch10]

Dinamica gazelor și valorile pierderilor de presiune din cadrul galeriilor de admisie-

evacuare respectiv din cilindru, au fost obținute de autori, pe baza simulărilor efectuate asupra

modelului prezentat în (Figura 39) .

Figura 39 – Modelul utilizat la calculul pierderilor de presiune [Ch10]

Page 45: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

39

Rezultatele obţinute în urma testelor au arătat o bună concordanţă cu datele obţinute

experimental pentru încărcarea maximă a motorului, respectiv o mai bună aproximare faţă de

literatura de specialitate (Figura 40).

Figura 40 – Dependenţa cuplului motor cu turaţia arborelui cotit [Ch10]

II.4.2. Curgerea gazelor în cilindru

Curgerea gazelor în interiorul cilindrului este influenţată de mai mulţi factori. Influenţa

acestora a fost studiată de numeroși cercetători prin utilizarea softurilor CFD sau a metodelor

PIV. Studiile au urmărit prezicerea nivelului de influenţă al acestor factori asupra formării şi

menţinerii unui grad ridicat de turbulenţă în cilindru. Un caracter turbulent important, conduce

la pornire mai uşoară, deoarece asigură o mai bună omogenizare a încărcăturii proaspete, o

ardere mai completă şi în consecinţă reducerea volumului de noxe poluante.

La Seoul, în 2000, este publicat un articol [Yo00] în care autorii efectuează o analiză

tridimensională a modului de curgere al gazelor în cilindru cu ajutorul softului „Fire”. Ei se

axează pe studiul dinamicii curgerii generate de modificarea unghiului de intrare a portului de

admisie. Softul “Fire” are inclus un modul CFD, capabil să simuleze curgeri staţionare sau

tranzitorii, laminare sau turbulente cu număr Reynolds mic sau mare. Aceste avantaje îl fac un

bun instrument de modelare pentru geometrii complexe, limitele domeniului de calcul putând

fi staţionare sau în mişcare [Yo00]. Pentru generarea automată a meşului, autorii folosesc un

program specializat numit „Icem”. Cu ajutorul acestui instrument gridul a fost generat prin

urmărirea a trei paşi principali:

- Divizarea domeniului de calcul în blocuri logice de mici dimensiuni;

- Formarea de reţele de discretizare pentru fiecare faţă a blocurilor;

- Discretizarea întregului domeniu de calcul (meşarea volumului).

Studiul este efectuat pentru patru valori ale unghiului format de axa portului de admisie

cu generatoarea cilindrului după cum urmează: 15; 23; 30 respectiv 40 de grade. Valoarea de

Page 46: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

40

23 de grade a fost aleasă pentru studiu datorită faptului că instalaţia practică pe care s-au făcut

determinările experimentale prezenta acest unghi.

În funcţie de unghiul de inclinare folosit, diferenţa de presiune dintre poarta supapei şi

presiunea în cilindru, generează diferite distribuţii de viteză în volumul gazelor. Această

distribuţie a vitezelor de curgere este prezentată în (Figura 41), prin intermediul unei secţiuni

longitudinale după axa portului de intrare respectiv axa cilindrului.

Figura 41 – Distribuţia vitezelor pentru diferite unghiuri de aşezare a portului de admisie

[Yo00]

Prin introducerea jetului de aer prin spaţiul oferit de supapă şi scaun, se observă din

simulare că în cilindru iau naştere două mişcări de rostogolire. Una este în sens anti-orar,

localizată sub supapa de admisie iar o alta în sens orar sub supapa de evacuare. Modul de

curgere determinat de modificarea unghiului de admisie în stadiul iniţial al umplerii nu diferă

semnificativ. Odată cu creşterea unghiului de înclinare al portului de admisie, față de

orizontală, se observă că jetul de aer este indus mai cu putere pe verticală. Putem spune că

distribuţia vitezelor pe verticală prezintă o creştere așa cum se vede în (Figura 42).

Page 47: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

41

Figura 42 – Distribuţia vitezelor pentru diferite unghiuri de aşezare a portului de admisie

la 4650RAC [Yo00]

În (Figura 43), când pistonul se află la PME, se observă că cele două rotaţii de sens

contrar, generate la trecerea peste supapa de admisie fuzionează. Astfel turbulența acoperă cea

mai mare parte a cilindrului.

Figura 43 – Distribuţia vitezelor pentru diferite unghiuri de aşezare a portului de admisie

la PME [Yo00]

Page 48: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

42

Concluziile simulării pun în evidență faptul că pentru unghiuri mici de înclinare a

portului de admisie, jetul de aer introdus, determină un raport global de rostogolire mai mare

decât în cazul unghiurilor mari de inclinare.

Raportul de rostogolire este definit ca o rotaţie organizată a mişcării de umplere în jurul

axei principale a cilindrului. Acesta a fost calculat de autori pentru a exprima mişcarea de

rotaţie printr-un număr normalizat. Variaţia raportului de rostogolire funcţie de unghiul de

rotație a arborelui cotit, pentru cele patru unghiuri de inclinare ale portului de admisie este

prezentată în (Figura 44).

Figura 44 – Variaţia raportului de rostogolire cu unghiul de rotație a arborelui cotit [Yo00]

Din grafic se observă că la 3900RAC este atins un vârf al acestui raport iar în jurul

valorii de 4300RAC aceasta trece prin zero. Astfel se poate concluziona că datorită trecerii

jetului prin interstiţiul supapei, se atinge valoarea maximă, iar după 3900RAC cele două

rotaţii, orar respectiv anti-orar, încep fuziunea [Yo00]. După PME valoarea raportului de

rostogolire scade ca urmare a diminuării spre zero a sursei de impuls, care consolida curgerea

în cilindru. După PME se înregistrează o uşoară creştere a valorii raportului de rostogolire.

Prin modificarea unghiului portului de admisie spre valori mici se observă o creştere a

energiei cinetice globale dinaintea închiderii supapei de admisiei. În cadrul procesului de

compresie, valorile energiei cinetice turbulente sunt destul de ridicate chiar şi pentru unghiuri

mari de inclinare a portului de admisie aşa cum este prezentat în (Figura 45).

Page 49: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

43

Figura 45 – Variaţia energiei cinetice turbulente cu unghiul arborelui cotit [Yo00]

În 2008 Z. Barbouchi şi J. Bessrour efectuează o simulare numerică a câmpurilor de

temperatură respectiv a distribuţiei vitezelor fluidului în interiorul unui cilindru. Etanşeitatea

era realizată de un piston plat axi-simetric în partea inferioară respectiv o supapă aşezată axial

în partea superioară, aşa cum se poate vedea în (Figura 46).

Figura 46 – Schema de principiu cu precizarea locaţiilor condiţiilor la limită [Ba08]

Prin acest studiu autorii urmăresc dezvoltarea metodologiei de calcul bazate pe metoda

elementului finit. Avantajul acestei metode constă în faptul că permite descrierea comportării

fluidului acolo unde el vine în contact cu alte structuri. Pentru a putea lua în calcul variabilele

domeniului, deci şi forma deformată a discretizării autorii utilizează o metodă arbitrară Euler-

Lagrange. Pentru discretizarea spaţială a domeniului de fluid, cu ajutorul metodei elementului

Page 50: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

44

finit, limitele domeniului coincid întotdeauna cu particulele de fluid [Ba08]. În interiorul

domeniului, din cauza deplasărilor importante ale fluidului se adoptă rapoarte diferite a

meşului deformat. În aceste condiţii meşul va fi deformat în funcţie de viteza de deplasare a

particulei de fluid iar zonele limită în funcţie de viteza de deplasare a pistonului respectiv

supapei. Restul domeniului este deformat cu o viteză rezultată prin interpolarea dintre viteza

de deplasare a pereţilor mobili şi viteza nulă a pereţilor ficşi, în scopul păstrării unei bune

calităţi a discretizării.

Autorii folosesc pentru modelul matematic următoarele ecuaţii:

Ecuaţia de continuitate:

0

wdiv

Ecuaţia momentului:

t

tt wwuPwwdivt

w

3

2)(

în care t reprezintă vâscozitatea turbulentă dată de relaţia:

2kCt ; C reprezintă o

constantă iar ww este matricea (wi wj)

Ecuaţiile modelului k-:

Gkdivkwdiv

t

k

k

t

respectiv

k

CGk

Cdivwdivt

t

2

21

Constantele C C1 C2 k fiind preluate din mai multe experimente efectuate anterior.

Ecuaţia energiei:

Tdivpt

TwCdivt

TCtp

p

Condiţiile la limită au fost impuse în patru zone (L1-L4) ale modelului aşa cum sunt

prezentate în Figura 41. Pentru temperaturi, condiţiile la limită sunt de tip Neumann cu

excepţia peretelui L1, unde s-au folosit condiţii de tip Dirichlet[Ba08].

Metoda arbitrară Euler-Lagrange folosită la studiul cinematic, permite modelarea

mişcării meşului funcţie de condiţiile de mişcare a pereţilor mobili(piston, supapă). Această

metodă combinată este aleasă deoarece, metoda clasică a lui Euler este avantajoasă din punct

de vedere al păstrării regularităţii meşului însă are aplicabilitate doar în cazul domeniilor fixe.

Pe de altă parte, metoda clasică a lui Lagrange trebuie introdusă în cadrul modelului, deoarece

ea poate descrie mişcările domeniului funcţie de viteza particulei de fluid.

Câmpul de viteze şi liniile de curent sunt simulate cu ajutorul unui program de grafică

(Fluent), pentru diferite unghiuri de rotație ale arborelui cotit. Aşa cum se observă din (Figura

47), autorii găsesc că structura curgerii este turbulentă, fiind reprezentată de un vârtej ce

ocupă marea majoritate a camerei de ardere.

Page 51: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

45

Figura 47 – Modelarea câmpului de viteze [Ba08]

Rezultatele prezentate în (Figura 47), prezintă distribuția vitezelor pentru motoare

aspirate, deci cauza formării structurilor turbionare se datorează în exclusivitate mişcării

descendente a pistonului. Se observă că o parte din masa gazului coboară paralel cu peretele

din partea dreaptă a cilindrului, iar o altă parte loveşte acest perete, efectuând o întoarcere şi

urcă spre zona superioară a camerei de ardere. Datele simulării prezintă că odată cu

parcurgerea ciclului motor, până la 1800 RAC, intensitatea câmpului vitezelor scade tinzând la

zero, deoarece la acest unghi viteza pistonului este nulă.

Simularea liniilor de curent rezultate prin aplicarea metodei elementului finit modelului,

sunt prezentate în (Figura 48).

Figura 48 – Simularea liniilor de curent [Ba08]

Figura 48 scoate în evidență trei structuri turbionare și anume: una principală, ce ocupă

mare parte din camera de ardere şi două secundare, una în coltul din dreapta sus al camerei de

ardere iar cealaltă în poarta supapei. Rezultate asemănătoare au obţinut şi alţi cercetători

precum Theodorakakos, Raghay şi Hakim [Ba08].

Temperatura gazelor în faza de admisie este o mărime importantă care poate asigura un

grad mare de umplere, o aprindere mai uşoară şi o ardere completă. Din aceste considerente,

cu ajutorul modelului, a fost determinată distribuţia câmpului de temperatură, (Figura 44), din

timpul cursei de admisie, pentru mai multe valori ale unghiului de rotație a arborelui cotit.

Page 52: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

46

Figura 49 – Câmpul de temperaturi pentru diverse grade RAC [Ba08]

Din (Figura 49), se observă că temperatura cea mai scăzută se înregistrează în mijlocul

turbulenţei, respectiv în colţul din dreapta jos a cilindrului. Temperatura prezintă o creştere

dinspre centrul turbulenţei înspre peretele cilindrului, având un maxim în zona benzii roşii din

figură, apoi scade din nou spre peretele cilindrului. Cunoaşterea câmpului de temperaturi şi a

distribuţiei de presiune permite determinarea densităţii aerului la sfârşitul cursei de admisie şi

deci al ratei de umplere a cilindrului.

De-a lungul timpului au fost propuse mai multe modele de calcul pentru descrierea

comportării turbulente a fluidelor. Cel mai folosit dintre aceste este modelul k-, dezvoltat de

Launder şi Spalding în 1974 [Br00].

O altă metodă de investigare a distribuţie de viteză a gazului din cilindru este bazată pe

tehnica PIV. Prin asamblarea a circa 400 de fotografii obţinute ajutorul instalaţiei

experimentale descrisă în capitolul II.5, autorii descriu evoluţia mişcării de rostogolire în

planele de simetriei şi compensare. Studiul se realizează pentru cursele de admisie şi

compresie, pentru două forme ale capului pistonului. Vectorii vitezelor, respectiv liniile de

curent corespunzătoare, sunt prezentate în (Figurile 50-51) cu ajutorul unei metode de pozare

prezentată în [Hu05].

Figura 50 – Evoluţia mişcării de rostogolire în timpul cursei de compresie: a)în planul de

simetriei şi b) planul de compensare pentru forma pistonului plat [Hu08]

Page 53: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

47

Figura 51 – Evoluţia mişcării de rostogolire în timpul cursei de admisie: a)în planul de

simetriei şi b) planul de compensare pentru forma pistonului plat [Hu08]

După cum se observă în cadrul (Figurii 51.a), în cursa de admisie 1500

RAC se

generează un vortex cu rotaţie anti-orară, având un focar instabil, care datorită liniilor de

curent, are tendinţa de deplasare spre colţul din dreapta jos. La 1790

RAC se observă cum

turbulenţa se dezvoltă, ocupând cea mai mare parte a cilindrului. În timpul cursei de

comprimare, aşa cum arată în (Figura 50.a), vortexul creat în timpul cursei de admisie, ca

urmare a deplasării pistonului spre PME, îşi păstrează coerenţa, având focarul situat de

asemeni în coltul din dreapta jos. După PME, câmpul vitezelor este influenţat de modificarea

condiţiilor la limită, adică de poziţia şi viteza de deplasare a capului pistonului. Astfel

mişcarea ascendentă a fluidului din apropierea capului se întâlneşte cu curentul creat de vortex

cu mişcare anti orară descendentă. Ca urmare a acestui fapt focarul vârtejului va suferi o

mişcare ascendentă uşoară. Între 270-3000

RAC, vortexul devine stabil (liniile de câmp curg

în interior tinzând spre un punct), însă o deplasare laterală a acestuia este sesizată după

direcţia z. Mai mult, în planul de compensare vârtejul care se formează la începutul admisiei,

are o mişcare a liniilor de curent în sens orar. Acesta evoluează pe parcursul admisiei

schimbându-şi mişcarea în sens anti-orar. În acest fel autorii conclud că analiza 2D nu este

suficientă şi că o tratare tridimensională a curgerii este de dorit [Hu08].

În ideea de a face o analiza cantitativă asupra puterii de mişcare turbulentă indusă de

pistonul plat respectiv cel concav, autorii definesc un indice numit raport de rostogolire. Acest

indice este funcţie de viteza motorului şi de gradele de rotație a arborelui cotit având expresia:

n

Y

u

X

v

T

n

i iCAv

2

1

,

Page 54: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

48

în care termenul Y

u

X

v

reprezintă componenta verticală a turbulenţei, ω viteza radială a

arborelui cotit, iar n numărul total de puncte ale gridului.

Prin urmare raportul de rostogolire instantanee CAvT , , poate fi interpretat ca raportul

vitezei unghiulare medii a vortexurilor în planul ţintă, la un anumit unghi de rotație a arborelui

cotit împărţit la viteza medie a arborelui.

Prin folosirea ecuaţiei de mai sus, rapoartele de rostogolire instantanee ale curgerii în

cilindru pentru cazul pistonului plat respectiv concav sunt reprezentate în Figura 52.

Figura 52 – Variaţia raportului de rostogolire cu unghiul arborelui cotit [Hu08]

Se observă că în timpul cursei de admisie, raportul de rostogolire este în general mai

mare în planul de compensare decât în planul de simetrie, pe când în timpul cursei de

compresie situaţia stă exact invers. Pistonul cu suprafaţa concavă produce o rată de rostogolire

instantanee mai mare decât cel plat doar în planul de simetrie. În planul de compensare

pistonul cu coroana plată, produce o valoare mai mare a raportului de rostogolire decât cel

concav. În timpul cursei de comprimare pistonul plat asigura un raport mai mare de

rostogolire atât în planul de simetrie cât şi în cel de compensare.

Variaţia intensităţii turbulenţelor pentru fiecare plan este reprezentată în (Figura 53)

funcţie de unghiul arborelui cotit.

Figura 53 – Variaţia intensităţii turbulenţelor cu unghiul arborelui cotit [Hu08]

Page 55: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

49

Figura pune în evidență faptul că intensitatea turbulenţelor în timpul cursei de admisiei

şi compresie este mai mare în planul de simetrie decât în planul de compensare. De asemeni

se observă ca în toate cazurile pistonul cu forma plată a coroanei produce intensităţi mai

importante de turbulenţă faţă de pistonul puţin concav. Acest aspect este observat cel mai bine

în cadrul cursei de compresie în planul de compensare.

Figura 54 – Mărimile de ieşire: a) moment motor b)putere motor [Hu08]

Figura 55 – Emisia de hidrocarburi funcţie de turaţia motorului [Hu08]

Pentru a pune în evidenţă influenţa formei celor două pistoane folosite asupra

performanţelor motorului autorii trasează diagramele momentului, puterii, respectiv emisiilor

de hidrocarburi funcţie de turaţia motorului. Astfel conform (Figurilor 54-55) se poate trage

concluzia că motorul cu piston plat conduce la un cuplu respectiv putere mai mare şi un nivel

mai scăzut de hidrocarburi faţă de pistonul cu formă puţin concavă.

II.5. Echipamente utilizate la investigarea curgerii gazelor

Încă din anii 80` mai mulţi cercetători au studiat caracterul curgerii în cilindri cu

ajutorul metodei de măsurare a vitezelor cu laser de tip Doppler (LDV). Aceştia au reuşit să

prezinte profilul vitezelor pe durata admisiei şi caracterul turbulentelor din cilindru. Mai

recent cercetările în domeniu structurii curgerii gazelor în cilindri se realizează cu ajutorul

metodei de măsurare a vitezelor particulelor cu ajutorul imaginilor(PIV). Diferenţa dintre PIV

şi LDV consta în faptul că PIV redă câmpul de viteze bidirecţional în timp ce LDV măsoară

viteza particulei într-un punct. În urma cercetărilor efectuate de către Khalighi, Reeves,

Page 56: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

50

Ghandhi, Huang şi alţii, evoluţia vârtejurilor turbionare în timpul cursei de admisie a fost

reprezentată cu acurateţe. Astfel s-a fost arătat că evoluţia structurii vortexurilor, mai ales în

cadrul cursei de compresie, depinde de mai mulţi factori cum ar fi: geometria camerei de

ardere, geometria pistonului, zona de strivire respectiv lungimea bielei.

Înainte de utilizarea formei concave a capului pistonului, se credea că pistoanele cu

această formă erau capabile de a spori intensitatea turbulentelor din cilindri, și odată cu

aceasta și puterea motorului.

În 2008 R.F. Huang H.S. Yang şi C.-N. Yeh efectuează un studiu asupra proceselor

temporale şi spaţiale a structurii curgerii în cilindri respectiv asupra intensităţii turbulenţelor

pentru cursele de admisie şi compresie, cu ajutorul unei metode de măsurare a vitezelor

particulelor. Pentru studiu sunt folosite două pistoane cu forme diferite ale coroanei. Studiul

viza studierea influenţei formei pistonului asupra structurii turbulenţelor. Un alt obiectiv al

studiului realizat în [Hu08], este de a căuta posibilităţi de corelare a relaţiilor dintre curgerea

în cilindru şi performantele motorului.

Schiţele pistoanelor folosite sunt prezentate în (Figura 56), alături de modelele solide.

Figura 56 – Piston cu formă a) plată; b) concavă [Hu08]

Studiu este efectuat pe un motor în V acţionat cu un motor electric. În vederea realizării

măsurătorilor cu tehnica PIV, unul dintre cilindri a fost confecţionat din plexiglas transparent

ca în (Figura 57).

Figura 57 – Motor modificat pentru instalarea echipamentului PIV [Hu08]

Page 57: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

51

Datorită acestei construcţii, raza laserului poate trece prin peretele cilindrului iar camera

video de mare viteză are în planul imaginii interiorul cilindrului. În acest mod sistemul este

pregătit pentru înregistrarea mişcării de amestecare, când aceasta se va produce. Modificările

aduse motorului, conduc la un raport de compresie mai mic cu 0,7% pentru respectivul

cilindru [Hu08]. Instalaţia de înregistrare este fixă, iar pentru diminuarea erorilor de citire este

testată la vibraţii. Astfel aceasta prezintă o amplitudine maximă pe direcţie axială de 2m

respectiv pe direcţie laterală de 8m la 2000rpm. Această amplitudine corespunde pentru

aproximativ 0,04 respectiv 0,16 pixeli, deci fără a influenţa semnificativ acurateţea imaginii

[Hu08].

Proiectarea corespunzătoare a sistemelor de admisie-evacuare influenţează semnificativ

umplerea cilindrului, afectând eficienţa motorului. Un studiul al curgerii fluidelor în cadrul

acestor sisteme prezintă o importanţă deosebită. Un stand experimental pentru investigarea

pierderilor de presiune a fost conceput de David Chalet şi Pascal Chesse [Ch10], pentru a-şi

valida modelul matematic propus pentru coeficientul pierderilor de presiune din conductele

specifice folosite în industria auto. Prin intermediul acestui echipament experimental a fost

posibilă analiza curgerii în ambele sensuri cu impunerea de condiţii ce puteau fi monitorizate.

Studiul viza comportarea undei de presiune în imediata apropiere a joncţiunii de tip ”Y”, a trei

conducte prezentate în (Figura 58).

Figura 58 – Stand experimental pentru determinarea pierderilor de presiune în joncțiunea

de tip “Y” [Ch10]

Două din capetele libere ale conductelor au fost concepute de autori ca fiind etanşate

rigid, iar a treia era prevăzută cu o membrană detaşabilă. Unghiul dintre conductele 2 şi 3 este

stabilit la valoarea de 45grade [Ch10]. Instalaţia prezintă un set de trei senzori de presiune

montaţi la o distanţă de 10 cm faţă de joncţiune, iar presiunea în instalaţie era stabilită prin

depresurizare la valoarea de 0,7 bari [Ch10]. În momentul în care membrana era înlăturată,

diferenţa de presiune dintre presiunea atmosferică şi presiunea din interiorul instalaţiei făcea

ca un val de presiune să treacă prin zona de măsurare, respectiv prin joncţiune. Traductorii de

Page 58: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

52

presiune piezo-rezistivi furnizau un semnal care era amplificat prin intermediul unui sistem de

achiziţie .

Datele experimentale au fost analizate cu ajutorul unui calculator, iar o comparație între

presiunile înregistrate de traductorul numărul doi, literatura de specialitate şi noul model

teoretic de calcul al pierderilor de presiune, a fost efectuată prin trasarea graficului din Figura

59.

Figura 59 – Comparaţie intre date experimentale, literatura de specialitate şi noul model

teoretic de calcul al presiunilor propus de David Chalet şi Pascal Chesse [Ch10]

Autorii trag concluzia că modelele din literatura de specialitate au dificultăţi în

estimarea cu precizie a căderii de presiune intre conductele 1 şi 2. Această dificultate pare a

avea rădăcinile în modul de exprimare al coeficientului de pierderi de presiune care în

literatură nu ţine cont de curgerea de regim staţionar sau tranzitoriu [Ch10].

Page 59: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

53

Cap III

Stadiul actual privind modelarea matematică a proceselor din frâna de motor

III.1 Introducere

Autovehiculele prezintă o anumită capacitate constructivă de diminuare a vitezei de

deplasare ca urmare a însumării forţelor de rezistenţă ce se opun mişcării. Aceste forţe sunt:

- Forțele de rezistenţă aerodinamică;

- Forțele de rezistenţă la rulare (din partea anvelopelor);

- Forţele de frecare generate în cuplele de fricțiune ale sistemului clasic de frânare;

- Forțele de rezistenţă introduse prin utilizarea sistemelor auxiliare de frânare;

- Forțele inerțiale și de fricțiune introduse de elementele lanţului cinematic.

Studiile din ultimii ani, efectuate în domeniul autovehiculelor rutiere, au condus la o

îmbunătățire a eficienţei motoarelor. Această creştere a fost posibilă prin diminuarea

rezistenţei aerodinamice, ca urmare a studiilor efectuate asupra curgerii fluidelor, diminuarea

pierderilor de putere din interiorul motorului, prin utilizarea de noi materiale sau

perfecţionarea lagărelor de rotaţie şi eficientizarea ungerii.

Prin aceste îmbunătățiri aduse autovehiculelor, a fost introdusă inevitabil o diminuare a

capacităţii naturale de încetinire, simţindu-se nevoia creșterii capacităţi de frânare.

Sporirea eficienţei de frânare este posibilă prin utilizarea adecvată sistemelor auxiliare

de frânare. În acest sens se impune un control mai riguros asupra modului de acţionare a

acestor sisteme, urmărindu-se diminuarea pe cât posibil a timpului de răspuns. Diminuarea

întârzierilor de acționare a sistemelor de frână motor presupune cercetările în vederea

dezvoltării de sisteme variabile de acţionare. Firme precum Cummins, Jacobs şi Volvo fac

eforturi pentru dezvoltarea de astfel de sisteme.

Propunerea de noi moduri de control, asistate electronic, este posibilă doar prin

dezvoltarea de modele matematice complete care să descrie cât mai precis comportarea

sistemelor de frână în cadrul motoarelor cu ardere internă.

III.2. Modele matematice utilizate în studiul frânei de motor

Încă din 1981 Paul S. Fancher şi alţii propun un model matematic pentru determinarea

aportului de putere necesar din partea sistemelor clasice de frânare, pentru menţinerea

constantă a vitezei de deplasare la coborârea unei pante. Acest studiu dorește obţinerea de

informaţii, referitoare la condiţiile de funcţionare, care impun utilizarea sistemelor auxiliare

de frânare.

Având în vedere acţiunea forţelor de rezistenţă, în [Fa81], autorii propun o expresie

matematică prin care poate fi calculată puterea ce trebuie absorbită de sistemul de frânare

clasic în vederea menţinerii unei viteze constante de deplasare funcție de unghi de înclinare al

pantei. Puterea necesară de frânare ( ), generată de o singură roată, în cazul neutilizării

sistemelor auxiliare de frânare, respective neglijării pierderilor interne ale motorului este dată

de autori sub forma:

în această ecuaţie semnificaţia mărimilor este următoarea :

- numărul total de roţi;

-masa totală a autovehiculului;

-unghiul planului înclinat;

Page 60: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

54

- forţa totală de rezistenţă din partea anvelopelor;

- forţa aerodinamică;

-viteza de coborâre;

-puterea absorbită de motor prin încetarea alimentării.

Ecuaţia este scrisă pe baza echilibrului de forţe din sistemul descris în (Figura 60).

Figura 60 – Sistemul de forţe ce acţionează la deplasarea pe o pantă de unghi θ

Deoarece în domeniul autovehiculelor, este utilizată puterea, exprimarea forțelor de

rezistență se face prin folosirea relaţiei , ( [m/s]).

Astfel, rezistenţa aerodinamică este calculată în [Fa81] cu ecuaţia:

unde:

- coeficient de pierderi ≈ 0.002;

- coeficient ce ţine seama de influenţa dispozitivelor speciale de reducere a pierderilor

≈ [0.09-0.75];

Puterea pierdută ca urmare a rezistenţei căii de rulare, ce ţine cont de caracteristicile

anvelopelor şi textura drumului este introdusă de autori cu relaţia:

în care:

- puterea absorbită datorită forţelor de rezistenţă la rulare;

- coeficient ce ţine cont de interfaţa drum/anvelopă (≈ 0.012);

- coeficient ce ţine seama de forma constructivă a anvelopelor (≈1 pentru anvelope

diagonale, ≈0.7 pentru anvelope radiale).

În Fa81 se arătă că măsurile din ce în ce mai accentuate de reducere a consumului de

carburant au determinat reducerea capacitaţii naturale de încetinire a vehiculelor cu

aproximativ 100CP pentru viteze de deplasare de 88.5 km/h [Fa81].

Relaţia de calcul a puterii necesare de frânare, dezvoltată de sistemele auxiliare de

încetinire, poate fi scrisă sub forma unei ecuaţii de echilibru astfel:

unde:

Putere furnizată la coborârea unei pante de unghi poate fi calculată cu relaţia:

A

G

Gsinθ

A θ

Design by I.C.

Manolache

Gcosθ

Page 61: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

55

Folosirea în mod continuu a sistemului de frânare clasic, conduce la supraîncălziri ale

elementelor de fricţiune, şi în consecință la diminuarea eficienţei de frânare. Din acest motiv,

autorii, propun o relație de calcul a puterii de frânare maxime ce poate fi dezvoltată de

sistemul de frânare clasic, pentru menţinerea unei viteze constate la coborâre, cu impunerea

temperaturii limită acceptate în elementele de fricțiune. Relaţia folosită în [Fa81] pentru

descrierea acestei puteri de frânare , este următoarea:

în care:

- coeficient de răcire funcţie de viteza de siguranţă;

- temperatura mediului ambiant;

- temperatura iniţială (la începutul pantei);

- temperatura finală (impusă);

L - lungimea pantei;

τ – constanta termică de timp a frânelor;

–timpul necesar pentru coborirea pantei de lungime impusă, cu viteza de siguranţă .

Prin aplicarea acestei relaţii se poate preciza necesitatea folosirii, sau nu, a sistemelor de

frânare auxiliare. Utilizare adecvată a sistemelor de frânare, conduce la o îmbunătăţire a

consumului de carburant, respectiv creşterea eficacităţii autovehiculelor printr-o creştere a

vitezei medii de deplasare.

Lasse Moklegaard şi Anna G. Stefanopoulou propun în cadrul unui raport de cercetare

din anul 2000, un model de calcul ce înglobează şi aportul frânei de motor. În acest sens,

autorii completează ecuaţia de echilibru a puterilor, din cazul acţiunii sistemului de frânare

clasic, cu un termen corespunzător puterii dezvoltate de frâna de motor ( ). Relaţia este

prezentată în [La00] sub forma:

în care:

- momentul de inerţie totală a autovehiculului;

- viteza motorului (rad/s);

- puterea motorului;

- puterea din partea forţei gravitaţionale;

- puterea din partea rezistenţei aerodinamice;

- puterea din partea frânei de serviciu;

- puterea din partea rezistenţei la rulare;

- numărul de 0RAC la care începe producerea evenimentului de frânare;

- numărul de 0RAC la care are loc injecţia de combustibil;

- valoarea deplasării pedalei de frână faţă de valoarea de referinţă;

- unghiul pantei.

În cazul coborârii unei pante cu viteză constantă, ca urmare a utilizării sistemului de

frână motor,

iar . Astfel, ecuaţia de echilibru de mai sus devine:

Page 62: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

56

în care: , reprezentând puterea naturală de frânare a autovehiculului.

Prin introducerea relaţiilor de calcul ale puterilor dezvoltate, şi plin aplicarea unei

metode de liniarizare modelului matematic, autorii arată în [La00] că puterea absorbită în

modul de frânare, poate fi scris sub forma unui polinom de gradul doi de forma:

unde: reprezintă raportul căldurilor specifice ale aerului

În [St00], aceeaşi autori, descriu comportarea sistemului de frână motor de tip Jake.

Aproximările făcute pentru dezvoltarea modelului, sunt următoarele:

- Galeriile de admisie-evacuare şi cilindrul sunt umplute cu fluid aflat la presiune

pozitive;

- Temperaturile şi presiunile au o distribuţie omogenă;

- Fluidul de lucru este presupus a fi un gaz ideal.

Orice eveniment din cadrul modelului, este raportat în fiecare moment la unghiul de

rotaţie al arborelui cotit. Datele de intrare ale modelului sunt: debitul de combustibil, viteza

motorului respectiv profilul şi duratele de deschidere ale supapelor de evacuare[St00].

Modelul este descris de starea de presiuni şi de debitele masice, prin utilizarea principiului de

conservare a masei şi energiei.

Aşa cum arată (Figura 61), autorii împart motorul asupra căruia se efectuează studiul, în

cinci volume distincte şi anume:

- Galeria de admisie;

- Galeria de evacuare faţă;

- Galeria de evacuare spate;

- Colectorul galeriei de evacuare;

- Cilindru.

Figura 61 – Repartizarea volumelor in cadrul unui motor [St00]

Ecuaţiile diferenţiale ce descriu umplerea în regim dinamic a galeriei de admisie, sunt

prezentate în [St00] sub forma:

Page 63: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

57

unde:

, - reprezintă debitul masic respectiv temperatura compresorului;

- este masa aerului introdusă în galeria de admisie de compresorul turbosuflantei;

- debitul masic dinspre galeria de admisie spre cilindru;

- debitul masic al curgerii dinspre cilindru spre galeria de admisie;

- presiunea din galeria de admisie;

- volumul galeriei de admisie;

- constanta universală a gazului ideal.

Indicii utilizaţi în relaţie se referă la :

c – compresor;

i – galeria de admisie;

cilj – cilindri, cu j=1…6;

Galeria de evacuare, în cazul tipului de motor studiat, este formată din două părţi ce se

unesc într-un tronson numit colectorul galeriei de evacuare. Astfel caracterizarea galeriei de

evacuare este realizată prin scrierea ecuațiilor de stare a presiunii şi debitului masic pentru

fiecare din cele trei volume. Volumele faţă şi spate ale galeriei de evacuare au ecuaţiile de

stare diferite doar ca notaţie. Din acest motiv în [St00] autorii prezintă doar ecuaţiile

diferenţiale pentru partea faţă a galeriei de evacuare sub forma:

Indicii suplimentari utilizaţi în aceste relații se referă la:

ef – partea din faţă a galeriei de evacuare;

ec – colectorul de evacuare;

t – turbină.

Notaţiile de genul Wxy sau Wyx se referă la sensul în care are loc curgerea fluidului, de la x la

y respectiv de la y la x.

În mod similar, ecuaţiile de stare pentru colectorul de evacuare sunt prezentate sub

forma:

Indicele er se referă la partea spate a galeriei de evacuare.

Ecuaţiile diferenţiale ce descriu starea de presiuni şi debit masic din cilindru, în regim

dinamic sunt de forma:

Page 64: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

58

Indicele este folosit pentru a descrie volumele faţă şi spate în mod simultan.

reprezintă rata aparentă de ardere a combustibilului. Acesta este folosită pentru calculul

căldurii generate pe ciclu. Iar reprezintă valoarea cea mai mică a puterii calorice pentru

combustibilii folosiţi la utilajele de tonaj mic.

Volumul cilindrului pe parcursul unui ciclu variază funcţie de gradele de rotaţia ale

arborelui cotit. Din acest motiv, autorii descriu volumul cilindrului cu o relaţie de forma:

unde:

Notaţiile din aceste ecuaţii au următoarea semnificaţie:

- volumul minim al camerei de ardere;

- raportul de comprimare;

- raportul dintre lungimea bielei şi raza manivelei;

- unghiul de rotaţie al arborelui cotit (0RAC);

- viteza motorului.

Pentru determinarea debitului masic ce trece prin interstiţiul oferit de supapă, sau alte

restricţii de la nivelul galeriilor, autorii propun utilizarea unui model de curgere cvasi-static.

Acesta este dezvoltat pe baza următoarelor ipoteze simplificatoare:

- Curgere unidimensională;

- Regim staţionar;

- Fluidul de lucru este un gaz ideal, compresibil.

Iar relaţia ce descrie acest model este dată sub forma:

în care:

- coeficient de descărcare;

- o funcţie ce descrie ari de curgere oferită de supapă;

- o funcţie ce descrie curgerea prin orificii;

- presiunea în aval de orificiu;

- presiunea respectiv temperatura în amonte de orificiu.

Prin utilizarea condiţionării de tip ”if”-”otherwise”, autorii definesc funcţia . Astfel

debitul masic ce trece dinspre galeria de admisie spre cilindru, este calculat cu ajutorul datelor

din diagrama ariei momentane oferite de supapa de admisie. În mod asemănător este calculat

şi debitul masic dinspre cilindru spre galeria de evacuare.

Profilul deschiderii supapei de evacuare pentru producerea evenimentului de frână

motor, este asemănător cu cel de acţionare al supapei pentru cazul efectuării cursei de

evacuare. Diferenţa constă în valoarea 0RAC pentru început şi sfârşit acționării supapei de

evacuare. Astfel, în acest caz, debitul masic prin orificiu va folosi aceeaşi relaţie matematică,

cu menţiune că funcţia ce descrie noul profil va fi alta.

Pentru descrierea regimul dinamic al turbosuflantei, autorii apelează la ecuaţiile de

conservare a energiei axului, respectiv prin descrierea modului de variaţie în timp al vitezei de

rotaţie a acestuia.

Momentul motor produs în modul normal de funcţionare, respectiv cel consumat în

modul de frânare este calculat prin particularizarea relaţiei prezentate în [La00] sub forma:

Page 65: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

59

unde reprezintă alezajul cilindrului.

Momentul (cuplul) total este obţinut prin sumarea momentelor generate sau absorbite de

fiecare cilindru în parte.

Un alt model matematic dezvolta de Seykens şi alţii dorește descriere funcționării unui

sistem de frână motor format prin înserierea unuia de tip Jake cu unul de tip obturator de

evacuare. Pentru atingerea obiectivului propus, autorii propun îmbunătăţirea unui model deja

existent, dezvoltat de „TNO Science and Industry”, numit DYNAMO [Se06],. Completările

aduse modelului existent, vizează descrierea comportării caracteristice componentelor

motorului pentru modul de funcționare în regim de frână.

În cazul utilizării sistemelor de frână motor, aşa cum este de aşteptat, condiţiile din

timpul procesului de schimb al gazelor nu vor mai fi aceleaşi ca în cazul funcţionarii normale.

Dezvoltarea metodelor de management ale motoarelor în timpul funcționării în modul de

frână, prin anticiparea cuplului de frânare funcţie de viteza motorului nu este suficientă. În

plus, este necesară explicitarea altor doi parametri determinanţi pentru acest proces. Acești

parametri sunt temperatura de evacuare respectiv debitul masic al gazelor, care sunt în strânsă

legătură cu funcţionare motorului în regim compresor.

Principalele elemente, a căror comportare este descrisă de autori în [Se06], sunt:

- Supapa de tip obturator ce este întâlnită în aval de turbosuflantă şi oferă posibilitatea

restricţionării parţiale a curgerii;

- Supapa de evacuare, care în cadrul acțiunii sistemului de frână motor, efectuează două

deschideri succesive pe parcursul unui singur ciclu. Prima deschidere se realizează

pentru producerea evenimentului de frânare, la sfârşitul cursei de comprimare, iar

cealaltă pentru evacuarea gazelor rămase şi reluarea ciclului motor;

- Turbosuflanta, care în acest mod de funcționare, prezintă o comportare diferită ca

urmare a presiunii ridicate ce se menţine în galeria de evacuare.

- Modelul frânei tip obturator:

Modelul matematic al frânei de motor tip obturator de evacuare este propus de autori

prin intermediul unor ipoteze simplificatoare astfel:

Pentru cazul în care obturator este în poziţie deschis, segmentul galeriei de evacuare

care conţine acest sistem de frânare poate fi modelat prin intermediul unei conducte cu un

anumit coeficient de pierderi gazo-dinamice( ):

în această ecuaţie mărimile au următoarea semnificaţie:

- reprezinta densiatea gazului din cilindru;

- viteza gazului;

- aria secţiunii de curgere a gazelor;

- debitul masic; - presiunea (egală cu presiunea medie în zona restricţiei); - temperatura;

Page 66: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

60

- R constanta universală a gazului ideal.

În cazul închiderii obturatorului, modelarea curgerii gazelor ca urmare a micşorării

secţiunii de trecere, este descrisă de debitul maxim ce străbate orificiul. Formularea

matematică este prezentată prin utilizarea ecuaţiei de curgere a fluidelor compresibile, sub

forma:

în această ecuaţie semnificaţia mărimilor este următoarea:

- coeficient de descărcare (în concordanţă cu datele măsurătorilor experimentale); - aria echivalentă a curgerii; - raportul căldurilor specifice (coeficient de transformare adiabatică); - , presiunea totală înainte şi după orificiu; - temperatura totală.

În cazul ambelor ecuaţii ale modelului frânei de motor tip obturator este necesară

cunoaşterea presiunii dinaintea supapei fluture, care de fapt este presiunea de la ieşirea din

turbină. În acest sens, autorii fac aproximarea că această componentă fiind montată în

imediata apropiere a turbinei, modificările de temperatură pot fi neglijate iar presiunea

dinaintea obturatorului poate fi calculată cu ecuaţia de stare a gazului ideal.

- Modelul frânei tip Jake:

Cuplul motor este calculat în [Se06], cu ajutorul relaţiei:

în această ecuaţie semnificaţia mărimilor este următoarea:

- puterea indicată efectuată prin arderea gazelor;

- puterea de pompaj efectuată de motor;

- pierderile de putere din interiorul motorului (considerate aceleaşi în oricare mod de

operare al motorului);

- viteza motorului.

Ţinând cont de faptul că în momentul acţionării frânei de motor injecţia este întreruptă

prin intervenţia calculatorului de motor, va avea valoare nulă. diferă de modul normal de

operare al motorului, deoarece prin închiderea obturatorului are loc o creştere a presiunii din

poarta supapei de evacuare. Această creştere de presiune conduce la o creştere a lucrului de

pompaj efectuat pe ciclu.

Puterea de pompaj este descris de autori, în cazul funcţionarii normale a motorului de

ecuaţia:

în această ecuaţie semnificaţia mărimilor este următoarea:

- presiunea din galeria de admisie;

- presiunea din galeria de evacuare;

- cilindreea totală a motorului;

- respectiv

reprezintă presiunea medie efectivă de pompaj (în acord datele

motorului).

Page 67: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

61

În cazul combinării celor două sisteme de frânare, înafara puterii de frânare introduse de

obturator îşi mai aduce aportul şi frână de motor de tip Jake. Influenţa frânei de motor de tip

Jake este pusă în evidenţă prin introducerea unui nou termen de putere [Se06].

Deoarece lucrul mecanic efectuat de motor în cursa de compresie este puternic

influenţat de masa de fluid prinsă în cilindru la sfârşitul cursei de admisie, această cantitate

poate fi determinată din procesul schimbului de gaze. Din acest motiv în [Se06], ecuaţia ce

descrie lucrul mecanic pierdut prin introducerea frânei tip Jake( ), va fi funcţie de

diferenţa de presiune dintre admisie şi evacuare, aşa cum este arătat în continuare:

unde este presiunea medie efectivă corespunzătoare frânei de tip Jake.

- Modelarea debitului masic:

Debitul masic pentru motoare aspirate ( ), în cazul umplerii cilindrului este luat

proporţional cu eficienţa volumică ( ) respectiv debitul masic teoretic ( ) determinat pe

baza condiţiilor din galeria de admisie. Diferenţa de presiune ( ) de-a lungul ciclului

influenţează în mod semnificativ procesul de umplere, fiind funcţie de viteza motorului ( ).

Astfel modelul de calcul al debitului masic poate fi scris sub forma:

În cazul motoarelor de cilindree mare, folosite la autovehiculele de tonaj, turația

motorului nu afectează în mod semnificativ eficienţa volumică (având un interval restrâns de

oscilare), din acest motiv autorii consideră importantă doar diferenţa de presiune ( ).

Temperatura gazelor de evacuare poate fi calculată ca sumă între temperatura din galeria

de admisie şi o anumită temperatură dezvoltată de-a lungul ciclului motor. Aceasta din urmă

temperatură este funcţie de cantitatea de combustibil injectată în cilindru, de raportul aer

combustibil, respectiv de viteza motorului. Deşi condiţiile de funcţionare se pot schimba

brusc, de la regimul normal la cel al frânei de motor, temperatura motorului va respecta

aceasta schimbare dar intr-un mod mai atenuat. Viteza de variaţie a temperaturii de la valoarea

iniţială ( ) la cea de echilibru, pentru cazul frânei de motor ( ),este descrisă de o ecuaţie

de forma:

unde este constanta de timp pentru acest model.

- Modelul turbosuflantei:

Modelul ”DYNAMO”, folosit de autori ca punct de plecare, nu este capabil să exprime

satisfăcător debitul masic al turbinei în timpul funcţionarii frânei de motor. Această

comportare necorespunzătoare a turbinei era introdusă de faptul că raportul presiunilor de la

intrarea şi ieşirea acesteia era foarte mic în acest mod de funcţionare. De asemeni viteza

turbinei avea valori inferioare funcţionării normale [Se06]. Din acest motiv autorii propun un

alt model de descriere a funcționării turbosuflantei pentru implementarea în DYNAMO.

III.3. Implementarea modelelor matematice în programe de simulare

Siguranţa în funcţionare precum şi gradul de performanţă al sistemului poate fi obţinut

prin realizarea de simulări în cadrul programelor dedicate cum ar fi: GT-Power,

Matlab/Simulink sau NI Lab VIEW.

Page 68: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

62

În 2001, Lasse Moklegaard Maria Druzhinina şi Anna G. Stefanopoulou, introduc

modelul frânei de motor propus în [Dr01], sub formă de cod „C” în mediul de simulare

Matlab/Simulink. Rezultatele obţinute în cazul tranziţiei din starea normală de funcţionare în

modul de frână motor sunt prezentate în (Figura 62).

Figura 62 – Răspunsul sistemului la comutarea modurilor de funcţionare [Dr01]

Din prima diagrama stânga sus a (Figura 57), se observă că simularea s-a desfăşurat

pentru o viteză impusă, de valoare constantă, de 1600 rpm. Ultima diagramă din partea

dreaptă pune în evidenţă comanda de întrerupere a alimentării cu carburant în cadrul celui de-

al cincilea ciclu de funcţionare. Autorii au folosit un artificiu pentru a preîntâmpina erorile de

extrapolare. Astfel în a treia diagramă din partea stângă, graficul presiunii din cilindru ne

permite să observăm că autorii au optat pentru stoparea injecţiei cu unui ciclu înainte de

producerea evenimentului de frânare. Acţionarea supapei pentru producerea frânării are loc la

685 0RAC (ultima diagramă din stânga jos). Răspunsul în presiune, simulat de mediul

Matlab/Simulink, pentru galeriile de admisie şi evacuare demonstrează importanţa deosebită

Page 69: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

63

ce trebuie acordată descrierii comportării turbosuflantei pentru o bună aproximare a

modificării cuplului motor sau a cuplului de frânare. Cuplul total instantaneu este trasat în

diagrama a patra din partea dreaptă. Se observă că timpul necesar tranziţiei complete între cele

două moduri (atingerea valorilor maxime)este de aproximativ 15 cicluri. Sistemele de frână

motor fără mecanisme de acţionare variabilă a supapei introduc o întârziere de aproximativ

0,6 sec, faţă de sistemele de frână de serviciu pneumatice care prezintă o întârziere medie de

numai 0,3secunde [Dr01]. Din acest motiv autorii vor utiliza modelul matematic propus

anterior pentru dezvoltarea de controlere pentru actuatoarele (servomotoarele) utilizate la

acţionarea sistemelor de frână motor.

Validarea modelului propus a fost realizată prin compararea rezultatelor obţinute din

mediul de simulare cu datele experimentale măsurate. Astfel în (Figura 63), autorii prezintă o

comparaţie între datele măsurate şi simulate ale valorii medii a cuplului motor, respectiv a

cuplului de frânare. Eroarea introdusă prin această simulare fiind mai mică de 14% [Dr01].

Figura 63 – Comparaţie între valorile puterii simulate respectiv măsurate [Dr01]

O altă comparaţie realizată pentru validarea modelului a fost efectuată de autori, între

valorile măsurate și simulate a presiunilor din cilindru, atât în modul de frânare cât şi în modul

normal de funcţionare. Trebuie menționat că măsurătorile au fost efectuate pentru mai multe

valori ale turaţiei respectiv pentru încărcări diferite. Datele obţinute în [Dr01], sunt prezentate

în (Figura 64).

Page 70: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

64

Figura 64 – Comparaţie între valorile măsurate şi simulate ale presiunii din cilindru pentru

diferite încărcări şi valori ale turaţiei în ambele moduri de funcţionare [Dr01]

Şi în acest caz,după cum se poate vedea în (Figura 64) eroarea introdusă este foarte

mică. Drept urmare modelul propus de autori poate fi folosit la descrierea acceptabilă a

comportării sistemelor de frână Jake.

Un alt soft utilizat la modelarea proceselor din motoarele cu ardere internă, în cazul

folosirii sistemelor de frână motor, este şi GT-Power. Programul este folosit de către

Frederico A. A. Barbieri şi alţii, la descrierea comportării sistemului hidraulic de acționare a

supapei de evacuare, propus în [Fr10], pentru realizarea evenimentului de frână motor,

precum şi pentru determinarea mărimilor caracteristice motorului din acest caz. În cadrul

articolului din 2010, autorii urmăresc obţinerea unui profil de ridicare a supapei de evacuare

cât mai apropiat de profilul ideal descris în [Sc92], (Figura 65).

Figura 65 – Profilul ideal de ridicare al supapei de evacuare pentru realizarea frânei de motor

[Sc92]

Page 71: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

65

După descrierea amănunţită a sistemului hidraulic implementat la nivelul braţului

culbutor, al unui motor MWM Internaţional, autorii dezvoltă un model 1D de analiză cu

ajutorul softului GT-Power.

Prin intermediul model 1D a fost posibilă realizarea de simulări asupra:

- Performanţelor sistemului de frână motor;

- Comportării mecanismului hidraulic de acţionare al supapelor de evacuare;

- Studiul curgerii gazelor;

- Studiul influenţei turbosuflantei asupra capacităţii de frânare;

- Studiul temperaturilor şi presiunilor din galeriile de admisie-evacuare.

Acest sistem foloseşte un ansamblu hidraulic de blocare a braţului culbutor pentru

poziţia deschis a supapei de evacuare. În acest sens, ansamblul este alimentat cu ulei sub

presiune înaltă, doar atunci când presiunea din poarta supapei depăşeşte o anumită valoare.

Această valoare a presiunii din evacuare este atinsă ca urmare a acţiunii unui sistem de frânare

de tip obturator.

Câteva cadre care ne prezintă modelarea mecanismului hidraulic de acţionare propus în

[Fr10], respectiv modelarea cilindrului, sunt prezentate în (Figurile 66 şi 67).

Figura 66 – Modelarea mecanismului hidraulic de acţionare [Fr10]

Page 72: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

66

Figura 67 – Modelarea galeriilor de admisie-evacuare şi a cilindrului motor [Fr10]

Analiza profilului de deschidere a supapei de evacuare a fost realizată prin intermediul

modelului dezvoltat în GT-Power, iar profilul obţinut pentru diferite turaţii ale motorului, este

prezentat în (Figura 68).

Figura 68 – Profilul supapei de evacuare pentru diferite turaţii motor [Fr10]

Validarea modelului s-a realizat prin compararea datelor de ieşire cu datele măsurate pe

un motor MWM Internaţional. În (Figura 69) se observă o deviaţie de numai4,1% respectiv

Page 73: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

67

4,7% între valorile măsurate şi simulate ale puterii de frânare, pentru turaţii de 2100 respectiv

2300rpm.

Figura 69 – Comparaţie între valorile măsurate şi simulate ale puterii de frânare [Fr10]

Ca urmare a posibilităților complexe de simulare și a rezultatelor destul de precise

furnizate, așa cum este arătat în [Fr10], el reprezintă un instrument util de studiul a sistemelor

de frână motor.

Page 74: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

68

Page 75: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

69

Cap IV.

Aplicaţiile ale sistemelor de frânare auxiliare la motoarele diesel

IV.1. Introducere

Pe lângă funcţia principală de decelerare, sistemele auxiliare de frânare pot aduce şi alte

beneficii autovehiculelor pe care sunt implementate. Astfel de-a lungul timpului au fost

dezvoltate şi perfecţionate mai multe aplicaţii, care utilizează beneficiile aduse de sistemele de

frânare. Cele mai cunoscute astfel de aplicaţii sunt:

- Angajarea mai lină şi mai facilă a treptelor de viteză, în cazul cutiilor de viteze

automate, sau semiautomate;

- Îmbunătăţirea controlului longitudinal al autovehiculului;

- Utilizarea ca surse de alimentare pentru sistemele regenerative pneumatice.

IV.2.Utilizarea frânei de motor la îmbunătăţirea angajării treptelor de viteză

Posibilitatea conferită de utilizarea sistemului de frânare motor și anume cea de

diminuare rapidă a vitezei de deplasare, este folosită de Heuvel şi alţii intr-o aplicaţie care

urmăreşte o mai rapidă şi lină angajare a treptelor de viteză. În acest sens, autorii dezvoltă un

model matematic de calcul, pe care îl implementează în mediul Matlab/Simulink. Prin aceasta

se urmăreşte dezvoltarea unui instrument de calcul cu aplicabilitate la studiul angajării

treptelor de viteză, pentru cutiile automate sau semiautomate, montate pe autovehiculele de

tonaj.

Pentru a valida modelul propus autorii efectuează o serie de măsurători asupra celor mai

importante variabile din cadrul modelului frânei de motor. Acestea sunt: momentul de frânare,

debitele masice aspirate, respectiv temperatura de evacuare. Valorile măsurate sunt comparate

cu cele obținute din simulare. O astfel de comparație între valorile debitului masic al

turbosuflantei funcție de turația motorului este prezentată în (Figura 70).

Figura 70 – Debitul masic al turbinei funcţie de turaţie [Se06]

Page 76: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

70

Alţi parametri importanţi ai turbinei sunt viteza respectiv temperatura la ieşire a

acesteia. Viteza turbinei este direct proporţională cu debitul masic prin turbina în timp ce

temperatura de ieşire este funcţie de temperatura din galeria de evacuare.

În (Figura 71) este făcută o comparaţie între valorile măsurate şi simulate ale

momentului, debitului masic respectiv temperaturii de evacuare, pentru cazul acţionarii

separate a frânei de motor tip Jake respectiv a frânei tip obturator evacuare. Graficele prezintă

modificarea acestor valori funcție de viteza motorului.

Page 77: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

71

Figura 71 – Variaţia parametrilor principali ai frânei de motor cu turaţia [Se06]

Pentru cazul acționării simultane a celor două sisteme de frânare, momentul intrării lor

în funcţiune, precum şi modificarea turaţiei, sunt evidenţiate în (Figura 72). Aici caracteristica

turaţiei ține cont și de întreruperea alimentării cu carburant.

Figura 72 – Caracteristica turaţiei în momentul acţionarii frânei de motor [Se06].

Page 78: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

72

Din figură, se observă o scădere a turaţiei în momentul întreruperii alimentarii cu

combustibil, însă datorită faptului că standul experimental foloseşte un dinamometru setat la

valoarea de 2100rpm, aceasta începe imediat să înregistreze o creştere. În acelaşi timp

activarea sistemului de frânei tip Jake respectiv tip obturator de evacuare, este sesizată printr-

o scădere bruscă.

Autorii concluzionează că modelul oferă o precizie satisfăcătoare pentru valorile

simulate, cu excepţia temperaturii la ieşirea din turbină respectiv a vitezei turbinei, care

necesită îmbunătăţirea modelului fizic pentru o mai bună precizie.

Obţinerea de valori apropiate de cele măsurate, în cazul simulării momentului motor cu

ajutorul modelului propus, a făcut posibilă utilizarea acestuia ca instrument de calcul în

dezvoltarea controlerelor utilizate la comanda cutiilor de viteze automate şi semiautomate. Un

studiu preliminar pentru determinarea îmbunătăţirii timpului de comutare al vitezelor a fost

realizat de autori pe baza modelului propus, rezultatele fiind prezentate în graficele (Figurii

73).

Figura 73 – Caracteristica schimbării treptelor de viteză cu şi fără acţiunea sistemului de

frână motor tip obturator de evacuare [Se06].

Din ultimul grafic al Figurii 73, se observă că la fiecare schimbare de treaptă este

acţionată supapa de obturare, care produce o creştere a presiunii gazelor din galeria de

evacuare. Menţinând poziţia pedalei de acceleraţie la acelaşi nivel, pe parcursul întregii

Page 79: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

73

desfăşurării a măsurătorilor, se observă fiecărei creşteri a presiunii din evacuare îi corespunde

o tendinţă accentuată de diminuare a vitezei motorului. Odată cu această scădere a turației,

generată de acţiunea sistemului de frânare, este adusă o îmbunătăţire semnificativă timpului

de forfecare a vitezelor, ce este evidențiat în primul grafic.

IV.3. Utilizarea frânei motor la dezvoltarea sistemelor regenerative pneumatice

În cazul motoarelor cu ardere internă, sistemele regenerative permit recuperarea unei

cantităţi din energia pierdută în diferite procese, cum ar fi evacuarea gazelor, în vederea

depozitarii sau transformării într-o altă formă de energie ce poate fi utilizată ulterior în

vederea diminuării consumului de carburant sau îmbunătăţirii eficienței altor sisteme.

O astfel de aplicaţie, este propusă de Cho-Yu Lee şi alţii în [Ch11]. Aplicația utilizează

gazele evacuate în modul e frână motor, aflate la presiune ridicată. Acestea sunt captate prin

intermediul unui sistem de conducte, dezvoltat de autori, într-un rezervor. Modul de

funcţionare al motorului în regim de frână, prin intermediul sistemului propus de Cho-Yu Lee

și alții, oferă atât o eficienţă de frânare comparabilă cu cea a unui sistem clasic de frână motor

precum şi posibilitatea de stocare a unei importante cantităţi de aer în rezervorul ataşat, la

presiuni de până la 10 bari. Prin aerului din rezervor, se pot efectua diverse operaţiuni, dintre

care amintim pornirea motorului prin intermediul unui demaror pneumatic sau chiar prin

acţionarea adecvată asupra timpului de deschidere a supapelor. Schema de principiu a acestui

sistem este prezentată în (Figura 74).

Figura 74 – Schema de principiu a sistemului regenerativ pneumatic [Ch11]

După cum se vede, figura prezintă principalele elemente componente ale sistemului.

Pentru realizarea frânarii, galeria de admisie necesită reproiectată în vederea dobândirii unei

rezistenţe mecanice adecvate valorii forțelor de presiune. Această etapă este necesară

deoarece solicitările termice şi cele mecanice din partea presiunii gazelor, vor avea valori

neobişnuit de mari pentru tronsonul galeriei de admisie cuprins între poarta supapei şi supapa

de sens. Elemente principale constituente ale acestui sistem sunt: supapa de sen (8),

Page 80: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

74

actuatoarele (5) şi (6), cu o acţionare variabilă a deplasării supapelor, debitmetrul (13), ce

controlează debitul de aer la ieşirea din rezervor, respectiv valva de control (10), care verifică

cantitate de aer introdusă în rezervorul (12).

Prin intermediul acestei soluţii constructive, sistemul reuşeşte comutarea facilă în trei

moduri distincte de funcţionare:

- Modul normal de funcţionare al motorului;

- Modul de funcţionare în regim de frânare;

- Modul de pornire motor (demaror).

Cele trei moduri distincte de funcţionare, pentru un motor în patru timpi, sunt prezentate

de autori schematic prin intermediul (Figurii 75).

Figura 75 – Modurile de funcţionare ale sistemului regenerativ pneumatic [Ch11]

Sistemul regenerativ pneumatic, în regimul compresor, menţine deschise supapele de

admisie prin intermediul actuatoarelor (5) şi (6). În acest fel, prin interstiţiul creat între

supapele de admisie şi scaunele lor, se realizează alimentarea rezervorului concomitent cu

realizarea frânarii. Consumarea energiei cinetice a vehiculului are loc ca urmare a rezistenţei

de curgere întimpinate de gazele din cilindru la trecerea prin interstiţiu mic oferit de supapele

de admisie, respectiv prin creşterea presiunii din galeria de admisie.

Studiul dinamicii gazelor pentru motorul cu caracteristicile precizate în [Ch11] este

realizat de autori prin intermediul softului WAVE.

Profilul de acţionare a supapelor pentru cele trei moduri de funcționare, precum şi cel al

valvei de control şi debitmetrului sunt prezentate în (Figura 76).

Page 81: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

75

Figura 76 – Profilul de acţionare al supapelor,valvei de control şi debitmetrului [Ch11]

Din (Figura 76), se observă că actuatoarele (5) şi (6) menţin deschise supapele de

admisie atât în modul de frânare cât şi în cel de pornire pe toată durata ciclului motor. Valva

de control se deschide în cadrul cursei se compresie în apropierea PMI, iar debitmetrul este

utilizat în cursa de destindere a modului demaror pentru a imprima o mişcare descendentă

pistonului.

Pentru motorul de 7250 cm3, utilizat în experimente, autorii conclud ca în modul

compresor este necesar un timp de numai 9,6 secunde pentru a se realiza o creştere de

presiune de 6,1 bari intr-un rezervor de 151 litri, la turaţia de 1500 rpm [Ch11]. Totuşi odată

cu creşterea presiunii în rezervorul de stocare, scade eficienţa de frânare, ca urmare a apariţiei

efetului de arc din partea gazelor comprimate. Astfel, cea mai mare parte din energia utilizată

la comprimare este restituita arborelui cotit prin mecanismul biela-manivelă în cadrul cursei

de destindere.

Punerea la punct a modului de pornire are câteva neajunsuri legate de faptul că cu cât

este mai importantă cantitatea de aer introdusă în cilindru în cursa de admisie, cu atât mai

mare va fi energia pierdută în următoarea cursă de compresie. Chiar şi aşa, după cum este

prezentat în diagrama p-v a (Figura 77), mişcarea descendentă imprimată pistonului în cursa

de destindere, produce lucru mecanic pozitiv utilizat la pornirea motorului.

Figura 77 – Diagrama p-v a motorului în modul demaror [Ch11]

Page 82: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

76

Ca urmare, utilizarea modului de funcţionare demaror este destul de dificil de

implementat în practică, mai facila fiind folosirea de startere pneumatice.

În vederea studiului unui astfel de sistem, cu impunerea unei comportări logice, autorii

dezvoltă un model de calcul în Matlab/Simulink. După efectuarea simulărilor asupra

modelului sistemului se observa ca 26,8% din energia de frânare a fost recuperată (Figura 78),

iar consumul de combustibil este îmbunătăţit cu 6,2% (Figura 79) [Ch11].

Figura 78 – Analiza comparativă a momentului de frânare efectuat şi cel utilizat [Ch11]

Figura 79 – Analiza comparativă a consumului de carburant a aceluiaşi motor în cazul

utilizării sau neutilizării sistemului regenerativ pneumatic [Ch11]

Page 83: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

77

Sisteme regenerative pneumatice şi hidraulice au fost dezvoltate într-o primă fază ca o

alternativă pentru sistemele regenerative electrice. O analiză mai detaliată arată că motoarele

hibride electrice, deşi sunt mult mai scumpe aduc o economie de aproximativ 15%, faţă de

cele hibride hidraulice care pot economisi până la 50% din carburant cu o capacitate de

regenerare de până la 70% din energia pierdută în mod normal [Ch11].

Page 84: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

78

Page 85: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

79

Cap V. Concluzii şi direcţii de cercetare

V .1. Concluzii

1. Sistemele de frânare clasice, prezintă dezavantajul că nu pot asigura frânarea

autovehiculelor în bune condiţii pentru întreaga gama de combinaţii al unghiurilor de

înclinare şi lungimii pantelor, de pe drumurile publice. Astfel componentele de fricţiune

ale acestor sisteme se supraîncălzesc în cazul utilizărilor repetate sau pentru perioade

îndelungate de funcţionare.

2. Prin studiile realizate, ”Telma” a arătat necesitatea dezvoltării unor noi sisteme de

frânare, care să înlăture dezavantajele menţionate.

3. Pornind de la concluziile „Telma” constatăm că până în prezent au apărut sistemele de

frânare auxiliare, care pot dezvolta puteri de frânare de aproximativ 85% din puterea

nominală a motorului. Funcţionarea acestor sisteme auxiliare au ca dezavantaj faptul că

există o dependenţă a puterii de frânare funcţie de turaţia motorului sau a roţilor

tractoare.

4. Odată cu dezvoltarea tehnicii, motoarele cu ardere internă au suferit numeroase

îmbunătăţiri în ceea ce priveşte fiabilitatea, eficienţa, consumul de carburant precum şi

volumul de noxe poluante. Rezistenţa aerodinamică, din partea aerului, precum şi cea de

rulare din interfaţa anvelopă-drum au fost diminuate. Toate acestea au diminuat

capacitatea naturală de încetinire a autovehiculelor. În acest fel a apărut nevoia de

dezvoltare a noi sisteme auxiliare de frânare sau creşterea eficienţei celor deja existente.

5. Prin studiile efectuate şi în urma analizei eficacităţii de frânare şi a timpului de răspuns

a sistemelor auxiliare am constat că cele mai eficiente sisteme auxiliare de frânare

rămân cele de tip Jake.

6. Cel mai mare dezavantaj al sistemelor Jake îl reprezintă poluarea fonică, care apare ca

urmare a evacuării gazelor din cilindru spre finalul cursei de compresie printr-un ajutaj

convergent de secţiune mică format de supapă pe sediu.

7. Sporirea eficienţei de frânare a sistemelor tip Jake este posibilă prin dezvoltarea unor

sisteme mecanice, hidraulice sau electrice care permit acţionarea supapelor de admisie

şi/sau evacuare după o anumită lege predeterminată. Cercetări în acest sens sunt în

studiu de firme precum ”Volvo”, ”Cummins” şi ”Jacobs”.

8. S-a prezentat care este stadiul actual privind modelele matematice dezvoltate pentru

studierea fenomenelor la frâna de motor. S-a constatat că datele de intrare care

influenţează semnificativ rezultatele calculelor sunt debitul de combustibil, viteza

motorului respectiv profilul şi duratele de deschidere ale supapelor de evacuare.

9. Analizând modelările termo-mecanice efectuate până în prezent în procesul de frânare

de tip motor [Ta04] afirmă că solicitările termice au cea mai mare influenţă în

funcţionare, prin mecanismul de dilatare a pistonului.

10. Modelele teoretice dezvoltate până în prezent la descrierea comportării motoarelor cu

ardere internă în regim compresor sunt funcţie de valoarea unghiului de rotaţie a

arborelui cotit. Ecuațiile ce descriu funcționarea motorului în regim de frânare utilizează

principiul de conservare al masei şi energiei fiind scrise sub forma unor ecuații de stare

a presiuni şi debitului masic.

11. S-a constat că există şi alte beneficii ale sistemelor de frână motor, acestea fiind

utilizate şi în aplicaţii care vizează o angajarea mai rapidă a treptelor de viteză,

coordonarea plutoanelor de autovehicule respectiv dezvoltarea de sisteme regenerative

pneumatice.

12. Întrucât sistemele de frână motor au şi o serie de dezavantaje desprindem ideea că sunt

necesare noi studii care vizează modelări matematice şi experimente.

Page 86: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

80

V .2. Direcţii de cercetare

Ca direcţii de cercetare pentru perioada următoare îmi propun următoarele :

1. Dezvoltarea unui model teoretic care să descrie desfăşurarea proceselor din motor la

tranziţia dintre modul normal de funcţionare şi modul de frânare tip Jake;

2. Efectuarea unui studiu asupra solicitărilor termice a componentelor camerei de ardere,

care se pot supraîncălzi, deoarece nu mai beneficiază de răcirea din partea jetului de

combustibil;

3. Analiza ciclului motor, pentru funcţionarea în modul de frânare de tip Jake faţă de

cazul clasic;

4. Determinarea parametrilor energetici, funcţionali, constructivi ai motorului cu ardere

internă pe parcursul procesului de frânare motor comparativ cu funcţionarea normală,

funcţie de valoarea avansului la deschiderea şi închiderea supapelor de evacuare;

5. Modelarea proceselor de curgere a gazelor în cilindru şi galerii, pe parcursul acţiunii

sistemului de frână motor, cu ajutorul unui program cu modul CFD;

6. Simulări privind funcţionarea motoarelor diesel de putere în cazul implementării

sistemului de frânare motor Jake;

7. Construcţia unui stand experimental în vederea efectuării de măsurători necesare

validării modelului teoretic.

Page 87: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

81

Bibliografie

[Ma96] C. MAXWELL and E. GURDJIAN. (1996, Jul.) www.rvtechstop.com. [Online].

www.rvtechstop.com/articles/accbrk.pdf

[Ba99] G. A. Baker, "Automatic compression brake muffler," USA Patent 5979596, Nov. 9,

1999.

[Iv07] Academia Iveco, ""Curs de specializare(Diagnosticare motoare Iveco E2,E3,E4)"," in

, București, 2007.

[Te12] (2012) TEC Brake. [Online]. http://www.tecbrake.net/theory.htm

[Pa12] Pacbrake. (2012) Pacbrake Diesel Engine Brakes & Parts. [Online].

http://www.pacbrake.com/files/images/hi_res/engine_brake_specifics.gif

[Ja05] Jacobs vehicle systems. (2005) Jacobs vehicle systems. [Online]. http://jake-

brakes.com/support/faqs.php

[So09] ugly_cat2003. (2009, Jun.) forum.softpedia.com. [Online].

http://forum.softpedia.com/lofiversion/index.php/t557635.html

[Su11] (2011) Sumitomo metals. [Online].

http://www.sumitomometals.co.jp/e/osakasteelworks/ritada/index.html

[Uz08] K. UZUNEANU, T. PANAIT, and M. DRĂGAN, ""Modeling the heat transfer în the

piston head of a spark ignition engine supplied with ethanol–gasoline blend","

Termotehnica, vol. 2/2008, 2008.

[Ta04] Tahar M. Abbes, Maspeyrot P., Bounif A., and Frene J., ""A thermomechanical

model of a direct injection diesel engine piston"," vol. vol. 218 Part D, 2004.

[Ei39] Eichelberg G., ""Some New Investigations on Old Combustion-Engine Problems","

vol. vol. 148, 1939.

[Cu61] L. C. Cummins, "“The jacobs engine brake, a new concept în vehicle retarders”,"

1961.

[Sc47] SCHOLP A., FURMAN G., and BINDA P., ""An Instrument for Piston Temperature

Measurement"," no. Technical Paper 470173, 1947.

[Fu64] Furuhama S., Tada T., and Nakumura T., "“Some Measurements of the Piston

Temperatures in a Small Type Gasoline Engine”," vol. Vol. 7, 1964.

[Tm12] Corporate Headquarters. (2004, Apr.) TEMPLUG USER INFORMATION GUIDE.

[Online]. http://testing-engineers.com/images/TEMPLUGMAN.pdf

[Sh03] Shin hung instrument co. (2003) Thermo couple. [Online]. http://www.shinhung-

instrument.co.kr/product/thermocouple4.asp

[La67] Lawrason G. and Rollwitz W., ""A Temperature Telemetry Technique for

Reciprocating Engines"," no. Paper 670026 , 1967.

Page 88: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

82

[Bu92] Burrahm R., Davis J., Perry W., and De Los Santos A., ""Development of a Piston

Temperature Telemetry System"," no. Paper 920232, 1992.

[Fr11] Free WordPress Themes. (2011) Autoville. [Online].

http://autoville.blogspot.com/2011/07/piston-temperature-measurement-using.html

[Wa04] Dennis M. Ward, ""ENGINE PISTON TEMPERATURE MEASUREMENTS FOR

THERMAL LOADING USING A FIBER BRAGG GRATING (FBG) EMBEDDED

INTO THE PISTON SURFACE"," University of Wisconsin - Madison, 2004.

[Ma06] MAHDI HAMZEHEI and MANOCHEHR RASHIDI, ""Determination of Piston and

Cylinder Head Temperature Distribution în a 4-Cylinder Gasoline Engine at Actual

Process"," in , Elounda, Greece, 2006.

[Le08] B. Y. Lee and W. J. Kim, ""Thermal analysis of a liquid-petroleum-liquid injection

engine piston using the inverse heat conduction method"," in , vol. Part D vol. 222 pp.

1033-1045, 2008.

[Wi12] Wikipedia. (2012, Jan.) Wikipedia the free encyclopedia. [Online].

http://en.wikipedia.org/wiki/Compression_release_engine_brake

[Ch86] Chan C. L., Winterbone D. E., Nichols J. R., and Alexander G. I., ""A detailed study

of compact exhaust manifolds applied to automotive diesel engines"," in , London,

1986.

[Ch10] David Chalet and Pascal Chessel, ""Fluid dynamic modeling of junctions in internal

combustion engine inlet and exhaust systems"," vol. Vol.19 No.5, 2010.

[Yo00] Young-Nam Kim, Hee-seok Ann, Kyoung-Min Cho, Woo-Tae Kim, and Jae-Kwon

Choi, ""The Computational Investigations of the Intake Port Inclined Angle

Variations on the In-cylinder Flow Patterns and the Tumble Ratio în şi Engine"," no.

Paper Number: 2000-05-0096, 2000.

[Ba08] Barbouchi Z. and Bessrour J., ""Numerical simulation of aerodynamic and thermal

fields inside a cylinder of an alternative engine"," vol. Vol.3, 2008.

[Br00] J. Bredberg, S-H. Peng, and L. Davidson, "”On the wall boundary condition for

computing turbulent heat transfer with k -ω models”," in Proceedings of the ASME

Heat Transfer Division, Orlando, Florida, 2000.

[Hu05] Huanga R.F., et al., ""Topological flow evolutions în cylinder of a motored engine

during intake and compression strokes".," vol. Volume 20, no. 1, 2005.

[Hu08] HuangR.F., Yang H.S., and Yeh C.N., ""In-cylinder flows of a motored four-stroke

engine with flat-crown and slightly concave-crown pistons"," vol. Volume 32, no. 5,

2008.

[Fa81] Paul S. Fancher, James O`Day, Howard Bunch, Michael Sayers, and Christopher B.

Winkler, ""Retarders for heavy vehicles: evaluation of performance characteristics

and in-service costs"," 1981.

[La00] Lasse Moklegaard, Anna G.Stefanopoulou, and other, "”Advanced Braking Methods

for Longitudinal Control of Commercial Heavy Vehicles”," 2000.

[St00] Lasse Moklegaard and Anna G. Stefanopoulou, "”Transition from combustion to

variable compression braking”," SAE, no. 10.4271/2000-01-1228, p. 11, Mar. 2000.

[Mo79] W. H. Morse and J. M. Rife, "”Compression engine brake performance with

turbocharged diesel engines”," Society of Automotive Engineers, no. 790769, Aug.

1979.

[Se06] X.L.J. Seykens, R.S.G. Baert, F.P.T. Willems, W. Vink, and I.T.M. van den Heuvel,

""Development of a dynamic engine brake model for control purposes"," in New

Page 89: STADIUL ACTUAL PRIVIND SISTEMELE DE FRÂNARE A … · alimentarea combustibilului, transformând motorul într-un compresor, ce consumă din energia cinetică a autovehiculului. Din

83

trends in engine control, simulation and modelling, Rueil-Malmaison, France / Ed. G.

Corde, 2-4 october 2006, pp. 320-329.

[Fr10] Frederico Augusto Alem Barbieri, Ederson Claudio Andreatta, Celso Argachoy, and

Hildebrando Brandao, ""Decompression engine brake modeling and design for diesel

engine application"," SAE International, no. 2010-01-1531, p. 11, May 2010.

[Sc92] T. N. Schmitz, H. Bergmann, and H. Daeuble, ""The new Mercedes-Benz engine

brake with decompression valve"," SAE, no. Technical Paper 920086, 1992.

[Ch11] Lee Cho-Yu, Zhao Hua, and Ma Tom, ""Pneumatic regenerative engine braking

tehnology for buses and commercial vehicles"," vol. 4, no. 3, 2011.

[Ja12] Jacobs Vehicle Systems Inc. (2012) Jacobs Vehicle Systems. [Online].

http://www.jacobsvehiclesystems.com/files/media/Product/Model%20Intebrake%20

Sell%20Sheet%20-%20final%20copy.pdf

[Cu66] Don D. Cummins, "”The Jacobs engine brake aplication and performance”," Society

of Automotive Engineers, no. 660740, 1966.

[Dr01] Lasse Moklegaard, Maria Druzhinina, and Anna G. Stefanopoulou, ""Compression

Braking for Longitudinal Control of Commercial Heavy Vehicles"," Berkeley

University of California, Santa Barbara, Research Reports ISSN 1055-1425, 2001.

[Tr01] Trucktcom. (2001, Aug.) TruckTroubles.com. [Online].

http://www.zafr.com/trucktcom/retarder.htm

[Ex12] (2012) Tomorrow's Engineering Today. [Online].

http://www.gtpp.co.uk/index.php?page=Exhaust-Brakes