Studiul galeriilor de admisie

CUPRINS

CAPITOLUL 1

Fenomene acustice1.1Caracteristici ale vibraţiilor acustice..............................................................31.2 Tipuri constructive de amortizoare de zgomot..............................................51.3 Principii de funcţionare ale amortizoarelor de zgomot.................................71.4. Modalităţi de reducere a zgomotului1.4.1 Absorbţia sunetului în mediu1.4.1.1 Ecuaţia de propagare a undei...............................................................81.4.1.2 Atenuarea undelor acustice.....................................................................91.4.1.3 Absorbţia superficială a sunetului.......................................................111.4.2 Reducerea zgomotului prin modificarea profilului elementelor componente ale amortizorului de zgomot.......................................................131.4.3Realizarea turbionari incarcaturi proaspete la admisie……………………………………………………………………………...…………141.4.4 Metode pentru marirea vitezei de ardere………………….………………………….171.4.5Caracteristici ale curgeri sub supapa.........................................................231.4.6. Comparatie intre MAC si MAS................................................................25

CAPITOLUL 22.1 Traseul de evacuare şi admisie.................................................................28

CAPITOLUL 3Concluzi…………………………………………………………………………33

BIBLIOGRAFIE.................................................................................................35

CAPITOLUL 1FENOMENE ACUSTICE

1.1 Caracteristici ale vibraţiilor acustice

Vibraţiile produse de un punct material, ca şi cele produse de un corp oarecare, aşezat într-un mediu elastic, se transmit particulelor mediului aflat în contact cu punctul sau corpul care vibrează, luând naştere o perturbaţie. Mediul fiind elastic datorită interacţiunii dintre particulele mediului, această perturbaţie nu rămâne localizată într-o regiune în jurul sursei de perturbaţie, iar particulele puse în mişcare antrenează particulele învecinate, formându-se astfel undele elastice care iau alternativ forma unei compresiuni sau a unei rarefieri (expansiuni) [34, 45, 57, 72, 108].

Undele acustice reprezintă una dintre varietatea de unde elastice existente. Undele acustice, privite prin prisma senzaţiei pe care o produc asupra organului auditiv, se pot împărţi în: unde sonore, care produc senzaţia de sunet, unde ultrasonore, ale căror frecvenţe depăşesc frecvenţa sunetului cel mai înalt perceput de organul auditiv al omului şi unde infrasonore având frecvenţe inferioare frecvenţei sunetului cel mai grav perceput de organul auditiv al omului.

Dacă traiectoria este liniară şi deplasarea particulei se produce în direcţia propagării undei, atunci, undele corespunzătoare se numesc unde longitudinale. Acesta este cazul undelor acustice într-un fluid. Dacă traiectoria este liniară şi deplasarea particulei se produce după o direcţie perpendiculară pe direcţia propagării undelor, atunci, undele corespunzătoare se numesc unde transversale.

Regiunea mediului elastic care se găseşte în stare de vibraţie, fiind sediul unor unde acustice, se numeşte câmp acustic. În caz particular, când undele acustice produc senzaţia de sunet, sediul acestor unde ia denumirea de câmp sonor.

Sunetele reprezintă vibraţii acustice cu frecvenţe cuprinse în general între 16 Hz şi 20000 Hz. Studiile acustice prezintă modul în care urechea umană percepe un anumit zgomot, utilizând noţiunile de intensitate acustică, presiune acustică şi putere acustică.

Nivelul de intensitate acustică, în decibeli, se calculează cu relaţia:

L I=10⋅lgII 0 (dB) (3.1)

Deoarece urechea umană şi multe aparate acustice nu sunt sensibile faţă de intensitate, s-a introdus nivelul de presiune acustică:

L=20⋅lgpp0 (dB) (3.2)

Pentru estimarea cantitativă a zgomotului se defineşte nivelul de tărie al zgomotului, exprimat prin relaţia:

Λ=20⋅lg( pp0

)f =1 kHz (foni) (3.3)

În funcţie de nivelul de tărie al zgomotului, există mai multe categorii de efecte exercitate de zgomot asupra urechii umane (fig. 3.1).

Problema care se pune la evacuarea gazelor din tobele de eşapament nu este de a determina efectul pe care îl are zgomotul asupra urechii umane, ci reducerea nivelului de tărie al zgomotului sub o anumită limită.

Doi factori sunt luaţi în considerare când se doreşte obţinerea unei configuraţii silenţioase. Primul este zgomotul datorat funcţionării mecanismelor de distribuţie, care este un zgomot de origine mecanică. Al doilea şi principalul factor de zgomot, pe plan cantitativ, este datorat expansiunii bruşte a gazelor în atmosferă. Pentru a defini exact eficacitatea practică a unui amortizor de zgomot, trebuie să se determine reducerea numărului de decibeli pe care o realizează acesta în condiţii bine precizate. Cifra care corespunde diferenţei dintre valorile măsurate fără şi cu amortizor de zgomot, este cea indicată ca marcă a eficacităţii amortizorului de zgomot. Această cifră reprezintă atenuarea zgomotului realizată cu un amortizor de zgomot:

ΔL=L−La (dB) în care:L – valoarea nivelului de presiune acustică fără amortizor;La - valoarea nivelului de presiune acustică cu amortizor.

Fig. 3.1 Nivele de zgomot

1.2 Tipuri constructive de amortizoare de zgomot

Amortizoarele de zgomot se împart după mai multe criterii:a) După modul de reducere al zgomotului [34, 45, 57, 72, 108]:

- amortizoare active- amortizoare reactive

La amortizoarele active rolul principal în reducerea zgomotului îl joacă materialul fonoabsorbant (vată minerală, pâslă minerală clasică, plăci fonoabsorbante şi în special cochiliile din vată minerală de diferite grosimi şi diametre interioare). Prin propagarea undelor acustice în materialul fonoabsorbant apar pierderi care sunt condiţionate de frecarea vâscoasă la circulaţia gazului prin porii materialului, de frecarea internă la deformarea structurii materialului, precum şi de schimbul de căldură dintre gazul din pori şi structura materialului. La incidenţa undei acustice pe suprafaţa materialului poros, debitul de gaz se divizează pe diferiţi pori, îngustându-se până la dimensiunile lor. Viteza creşte şi astfel se produce o absorbţie a energiei acustice.

În figura 3.2 este prezentat un amortizor cu o cameră de secţiune transversală circulară.

Amortizarea L se calculează cu relaţia:

(dB) (3.5)în care:

- funcţie de coeficientul de absorbţie acustică al materialului fonoabsorbant ( ) din care este realizat tratamentul acustic al amortizorului; l - lungimea amortizorului (m);

P- perimetrul secţiunii camerei amortizorului (m);Di - diametrul interior al camerei (m);Sc - suprafaţa secţiunii camerei amortizorului (m2);

Fig. 3.2 Amortizor cu cameră de secţiune transversală circulară

Un alt tip de amortizor activ se bazează pe pierderea de energie acustică produsă în urma unei dilatări şi comprimări a undelor la intrarea şi ieşirea din amortizor şi este realizat sub forma unei camere, ale cărei dimensiuni sunt mari în raport cu lungimea de undă a vibraţiilor acustice, având pereţii interiori trataţi cu materiale fonoabsorbante. Acest tip de amortizor este prezentat în figura 3.3.

Fig. 3.3 Tip de amortizor activ

Amortizarea L este:

Δ L=10⋅lgAS (dB) (3.8)

în care:A - absorbţia fonică a camerei (m2 UA);S - secţiunea canalului axat (m2);În cazul vitezelor mari se pot utiliza amortizoare cu camere, reprezentate

prin cavităţi de destindere în secţiunea tubului, funcţionarea bazându-se pe principiul filtrelor acustice. Particularitatea acestor sisteme este capacitatea lor de a lăsa să treacă fără o amortizare sensibilă, oscilaţii având frecvenţele într-unul sau în mai multe domenii şi să anuleze sau să reflecte spre sursă toate oscilaţiile având frecvenţele în afara acestor domenii. Amortizorul reactiv cel mai simplu este constituit dintr-o singură cameră, fiind prezentat în figura 3.4.

Fig. 3.4 Amortizor reactiv

Amortizarea este:

Δ L=10⋅lg (1+14⋅(m− 1

m)2⋅sin2 k⋅lc )

(dB) (3.10)în care:

m=S2

S1 - raportul dintre secţiunea camerei de destindere şi cea de îngustare;lc - lungimea camerei de destindere (m);k - numărul de undă;

k=2⋅π⋅f

c (rad/m); (3.11)f - frecvenţa sunetului (Hz);c - viteza de propagare a sunetului în aer (m/s).

b) Constructiv deosebim [34, 45, 57, 72, 108]:- manşon demontabil- integrate

Cel mai răspândit dintre sistemele de reducere a zgomotului se prezintă sub forma unui manşon demontabil ce se fixează la gura configuraţiei. Cea de-a doua categorie reuneşte sistemele denumite “interne” sau “integrate”, la care sistemul de evacuare al configuraţiei permite răcirea gazelor înainte de a fi eliminate.

1.3 Principii de funcţionare ale amortizoarelor de zgomot

Valoarea nivelului de presiune acustică este [34, 45, 57, 72, 108]: L=Lexp+Ls+ Lmec (dB) (3.12)

în care:Lexp - nivelul de presiune acustică datorat expansiunii bruşte a gazelor (dB);Ls - nivelul de presiune acustică datorat vitezei (dB);Lmec - nivelul de presiune acustică datorat supapelor(dB).Principiul de funcţionare al unui amortizor de zgomot se bazează pe

realizarea unui sistem funcţional care să recicleze gazele şi să oprească expansiunea bruscă a acestora, evacuând gazele treptat şi înlăturând astfel efectul sonor.

1.4. Modalităţi de reducere a zgomotului1.4.1 Absorbţia sunetului în mediu1.4.1.1 Ecuaţia de propagare a undei

Notând cu dilatarea, definită ca raportul dintre variaţia unui volum considerat şi volumul său iniţial, se poate scrie:

δ=dVV 0 sau V=V 0⋅(1+δ ) (3.18)

Ţinând seama de relaţiile (3.13) şi (3.17), rezultă:

δ=∂ ξ∂ x (3.19)

Dacă densitatea iniţială a mediului este 0, ea va deveni, în urma perturbaţiei

produse, ρ', iar raportul dintre variaţia densităţii şi densitatea iniţială, numit

condensare, este:

s=ρ'−ρ0

ρ0 sau ρ'=ρ0⋅(1+s ) (3.20)Dacă s şi sunt cantităţi mici,s≈−δ (3.23)

deoarece se poate neglija produsul s⋅δ foarte mic în comparaţie cu s sau cu δ , aproximaţia fiind valabilă şi în cazul real pentru valori a lui s şi δ care nu depăşesc 10-3 pentru undele sonore obişnuite.

În cazul propagării sunetului într-un mediu, pe măsură ce ne îndepărtăm de sursa sonoră, intensitatea sunetului scade. Această scădere se datorează atât răspândirii energiei sonore în spaţiu, intensitatea scăzând invers proporţional cu pătratul distanţei, cât şi absorbţiei în mediul care se propagă, în mediu producându-se o disipare de energie.

În cazul propagării undelor acustice într-un mediu fără disipare de energie, cazul ideal, prin aplicarea legii a doua a lui Newton se obţine ecuaţia de mişcare a fluidului după direcţia Ox:

−∂ p∂ x

=ρ0⋅∂ v∂ t (3.24)

Într-un mediu în care se produc pierderi de energie acustică, cazul real, ţinând seama de forţa de disipare, considerată în prima aproximare proporţională cu viteza particulei în mediul considerat, notând factorul de proporţionalitate cu R, ecuaţia mişcării fluidului se poate scrie:

−∂ p∂ x

=ρ0⋅∂ v∂ t

+R⋅v(3.25)

Ecuaţia diferenţială a propagării undelor acustice într-un mediu în care se produce disipare de energie:

ρ0⋅c2⋅ ∂2ξ∂ x2

=ρ0⋅∂2 ξ∂ t2

+R⋅∂ ξ∂ t (3.37)

∂2 ξ∂ t2

+ Rρ0

⋅∂ ξ∂ t

=c2⋅ ∂2 ξ∂ x2

(3.38)Soluţia generală a acestei ecuaţii este de forma:

(3.39)

Înlocuind pe ξ şi derivatele sale în ecuaţia (3.38), se obţine:

(3.40)de unde:

γ '=±ωc⋅(1− j⋅ R

ω⋅ρ0 )1

2

(3.41)În soluţia generală a ecuaţiei diferenţiale a propagării undelor (3.39), notăm:

(3.42)mărime ce reprezintă constanta de propagare a undelor.

1.4.1.2 Atenuarea undelor acustice

Atenuarea undelor acustice ca rezultat al disipării de energie conţinută în aceste unde se datoreşte următoarelor cauze [34, 45, 57, 72, 108]:

frecări interioare (efecte de vâscozitate); conductibilităţi termice; radiaţia căldurii; schimbări intermoleculare de energie.

a) Efectul vâscozităţiiAtunci când straturi dintr-un mediu se găsesc în mişcare unele faţă de altele,

forţele de frecare datorită vâscozităţii se opun acestei mişcări, ca urmare, o parte din energia acustică se transformă în căldură.

În cazul unui mediu gazos, ecuaţia diferenţială a propagării undei, stabilită de Stokes şi Rayleigh, este:

ρ0⋅∂2v∂ t2

=k⋅ ∂2 v∂ x2

+ 43⋅η⋅ ∂3 v

∂ x2⋅∂ t (3.43)iar constanta de atenuare este:

α v=R1

2⋅ω⋅ρ0

=23⋅ ω2

ρ0⋅c3⋅η

(3.45)unde η reprezintă coeficientul de vâscozitate.

Din această relaţie rezultă că atenuarea undelor acustice plane, progresive, creşte cu pătratul frecvenţei, astfel încât undele acustice de frecvenţe ridicate sunt mult mai atenuate decât cele de frecvenţă joasă.

b) Efectul conductibilităţii termiceAtunci când, pe timpul propagării undei acustice, straturile fluidului sunt

comprimate, temperatura acestora devine mai ridicată decât temperatura straturilor învecinate, care sunt rarefiate. De aceea, se produce o conducţie a căldurii de la straturile comprimate la cele rarefiate, având ca efect o disipare de energie.

Mărimea conductibilităţii termice este proporţională cu gradientul de temperatură, iar pentru o amplitudine dată a undei acustice, aceasta este invers proporţională cu pătratul frecvenţei.

Constanta de atenuare datorită conductibilităţii termice este:

αT=ω2

2⋅c3⋅( γ−1

γ )⋅ kcv⋅ρ0 (3.48)

unde k este coeficientul de conductibilitate termică, γ este raportul căldurilor

specifice la presiune constantă şi la volum constant, iar căldura specifică la volum constant.

c) Efectul radiaţiei termiceO dată cu încălzirea straturilor de aer care sunt comprimate se produce şi o

radiaţie a acestei călduri, fapt care produce o disipare a energiei. Acest factor este mai greu de evaluat, Stokes dând următoarea expresie a coeficientului de atenuare:

α r=( γ−1γ )⋅ q

2⋅c (3.52)în care q este coeficientul caracteristic din legea răcirii masei gazului, exprimată prin relaţia:

θt=θ0⋅e−q⋅t(3.53)

unde θt este excesul de temperatură la momentul t, iar θ0 este excesul de temperatură la momentul iniţial.

Efectul de radiaţie este neglijabil faţă de celelalte efecte, chiar pentru sunete de frecvenţă scăzută, deci cu atât mai mult pentru frecvenţele mai ridicate,

deoarece în timp ce şi cresc cu pătratul frecvenţei, α r este independent de frecvenţă.

d) Efectul schimbului intermolecular de energieExperimental s-a constatat că în cazul unor gaze moleculare, constanta de

atenuare:

(3.54)

variază totuşi cu frecvenţa. Au fost obţinute pentru α' valori mai mari decât cele

rezultate prin calcul. Explicaţia acestor rezultate experimentale, puse în evidenţă în domeniul ultraacusticii, şi care reprezintă abateri importante de la datele obţinute pe baza teoriei clasice, a fost găsită în urma studierii proceselor intermoleculare.

1.4.1.3 Absorbţia superficială a sunetului

În afară de absorbţia în volum, trebuie considerată absorbţia sunetului la suprafaţa de separare a două medii, acesta fiind unul dintre factorii importanţi la atenuarea zgomotului în cazul tragerii cu armamentul de calibru mic.

Astfel, dacă sunetul, care se propagă într-un gaz, întâlneşte un perete solid, pe lângă energia sonoră ce se pierde prin frecarea straturilor de gaz între ele, prin conductibilitate şi radiere, se mai pierde energie în acest caz şi prin frecarea straturilor de gaz de peretele solid. Raportând fluxul de energie acustică disipat în materialul din care este constituit peretele solid la fluxul de energie acustică incident pe suprafaţa de separare a mediilor se obţine un coeficient numit coeficient de disipaţie acustică [34, 45, 57, 72, 108]:

δ=Φd

Φi (3.55)Definim coeficientul de reflexie acustică

ρ=Φr

Φi (3.57)şi coeficientul de transmisie acustică

τ=Φt

Φi (3.58)unde: t este fluxul de energie transmis.

(3.59)În numeroase cazuri unda acustică ce se propagă prin aer având impedanţa

acustică specifică este reflectată de un perete absorbant, având impedanţa acustică specifică ZS. În acest caz factorul de reflexie se poate scrie:

R=ZS−ρ0⋅c

ZS+ρ0⋅c (3.63)Rezultă:

α=1−|ZS− ρ0⋅c

ZS+ρ0⋅c|2

(3.64)relaţie care leagă impedanţa acustică specifică a unui material de coeficientul de absorbţie corespunzător. Trebuie menţionat că incidenţa undelor plane pe suprafaţa materialului este normală.

În planul complex:

r2+ x2+2⋅(1− 2α )⋅r+1=0

(3.67)reprezintă ecuaţia unei familii de cercuri, având centrele pe axa absciselor şi razele

egale cu

2⋅√1−αα . Pentru diferite valori ale parametrului variabil (coeficientul de

absorbţie ) se trasează cercurile indicate în figura 3.6.

Fig. 3.6 Familie de cercuri în fucţie de coeficientul

Această diagramă permite calculul imediat al coeficientului de absorbţie acustică al unui material atunci când prin măsurare au fost determinate componentele r şi x ale impedanţei acustice specifice.

Există mai multe modalităţi prin care un material poate disipa energia acustică incidentă pe suprafaţa acestuia şi anume:

prin frecare;

prin relaxare; prin deformare.Pierderile prin frecare sunt provenite în urma frecării aerului prin porii

materialului, pe timpul mişcării. Aceste pierderi sunt cu atât mai pronunţate , deci coeficientul de absorbţie acustică mai mare, cu cât porozitatea materialului şi rezistenţa de curgere sunt mai mari. În această categorie sunt cuprinse în general materialele poroase (vata de sticlă, vata minerală, mocheta, plăci fibrolemnoase etc.). Eficacitatea materialelor poroase se manifestă în special la frecvenţe înalte, mai mari decât 400-500 Hz.

Pierderile prin relaxare provin în urma comprimării şi destinderii unei porţiuni dintr-un mediu sub influenţa undelor acustice. Pentru comprimare este necesar să se folosească o anumită cantitate de energie acustică, ce nu este redată în întregime pe timpul relaxării. În această categorie intră structurile absorbante de sunet sub forma rezonatorilor Helmholtz. Sunt absorbanţi de sunet selectivi, ce pot fi acordaţi pe anumite frecvenţe sau benzi înguste de frecvenţe.

Pierderile prin deformare provin în urma consumării unei părţi din energia acustică transportată de unde, pentru a deforma un corp, în special membrane subţiri. În această categorie intră structurile constituite din membrane vibrante (placaj, materiale plastice, table metalice etc.). Eficacitatea unor asemenea structuri se manifestă în special în domeniul frecvenţelor joase, sub 300 Hz.

Coeficientul de absorbţie acustică variază de la un material la altul şi chiar la un acelaşi tip de material depinde de caracteristicile sale mecanice şi geometrice, de frecvenţă şi de modul în care este aplicat pe corpul amortizorului.

1.4.2 Reducerea zgomotului prin modificarea profilului elementelor componente ale amortizorului de zgomot

Pentru diferite tipuri de profile studiate, cu variaţii diferite ale perimetrului şi secţiunii elementelor din interiorul amortizorului de zgomot, relaţia (3.5) se scrie [34, 45, 57, 72, 108]:

(3.70)Se obţin următoarele expresii ale atenuării zgomotului, funcţie de profil:a) Trunchi de con

(3.71)

b) Trunchi de piramidă cu baza pătrată

(3.72)c) Trunchi de piramidă cu baza dreptunghiulară şi cu două feţe laterale

paralele.

(3.73)d) Trunchi de piramidă cu baza dreptunghiulară şi cu feţele laterale

neparalele, dar egal înclinate pe cele două baze

(3.74)e) Trunchi de piramidă cu baza dreptunghiulară şi cu feţele laterale

neparalele

ΔL=2 .2⋅ϕ ( α )4⋅tg γ 1⋅tg γ 2

⋅{(tg γ 1−tgγ 2)⋅ln [b0⋅(a0−2⋅l⋅tgγ 1)a0⋅(b0−2⋅l⋅tgγ 2) ]+

(tg γ 1+tg γ2 )⋅ln [a0⋅b0+2⋅l⋅(b0⋅tg γ1+a0⋅tg γ2 )+4⋅l2⋅tg γ1⋅tg γ2

a 0⋅b0]}

(3.75)

1.4.3 REALIZAREA TURBIONĂRII ÎNCĂRCĂTURII PROASPETE LA ADMISIE

Turbionarea încărcăturii proaspete la admisie constă dintr-o mişcare de rotaţie a acesteia în jurul axei cilindrului. Această mişcare este cunoscută sub denumirea de mişcare tangenţială sau mişcare de swirl. Turbionarea este produsă de forma şi poziţionarea colectorului de admisie în apropierea cilindrului, astfel încât curgerea în interiorul acestuia să se realizeze tangenţial (fig.1.1).

Această mişcare tangenţială sau de swirl poate fi realizată utilizând diferite soluţii constructive în ceea ce priveşte forma pe care o poate lua colectorul de admisie. Soluţiile constructive care se disting în acest sens sunt următoarele:

colector de admisie rectiliniu; colector de admisie cu perete de deviere; colector de admisie cu supapă ecran; colector de admisie de formă elicoidală.

Fig. 1.1. Prezentarea mişcării amestecului aer-combustibilîn interiorul cilindrului.

Utilizarea colectorului de admisie rectiliniu (fig.1.2, a). Aerul sau amestecul combustibil-aer este obligat să treacă printr-o zonă din colectorul de admisie având un profil rectiliniu, fiind situată în imediata apropiere a scaunului de supapă. Prin supapa de admisie deschisă, încărcătura proaspătă curge în interiorul cilindrului, fiindu-i imprimată la intrare o mişcare pe direcţie tangenţială la peretele acestuia. Apoi, în interiorul cilindrului încărcătura proaspătă va avea o mişcare în formă de spirală în jurul axei acestuia.

Utilizarea colectorului de admisie cu perete de deviere (fig.1.2, b). Aerul sau amestecul combustibil-aer este obligat să treacă printr-o zonă din colectorul de admisie având un profil curb şi o oarecare conicitate, fiind situată în imediata apropiere a scaunului de supapă. Astfel, i se imprimă încărcăturii proaspete de către partea interioară a peretelui o mişcare pe un semicerc. Apoi, încărcătura va avea în interiorul cilindrului o mişcare în formă de spirală în jurul axei acestuia.

Fig. 1.2. Diferite forme ale canalului de admisieUtilizarea supapelor de admisie cu ecran (fig.1.2, c). Aerul sau amestecul

combustibil-aer este obligat să treacă printr-o zonă din colectorul de admisie situată în imediata apropiere a scaunului de supapă având un profil rectiliniu, în timp ce utilizarea supapelor cu ecran forţează încărcătura proaspătă să pătrundă în interiorul cilindrului având o mişcare tangenţială. Apoi încărcătura va avea în interiorul cilindrului o mişcare în formă de spirală în jurul axei acestuia.

Utilizarea celectorului de admisie elicoidal (fig.1.2, d). Mişcarea tangenţială este generată în conducta de admisie, deasupra scaunului supapei, în jurul axei sale înainte ca aerul sau amestecul aer-combustibil să pătrundă în cilindru. Curgerea încărcăturii prin canalul de admisie este ghidată de pereţii scaunului de supapă, făcând ca mişcarea să fie în spirală. Aşadar, în momentul în care intră în cilindru, încărcătura va căpăta o mişcare tangenţială care va continua şi în timpul deplasării pistonului de la PMS la PMI.

Colectoarele de admisie de formă elicoidală prezintă de obicei viteze de curgere mai ridicate în comparaţie cu colectoarele de admisie de formă rectilinie, deoarece întreaga secţiune din colector lăsată liberă după deschiderea supapei, poate fi complet utilizată având ca rezultat o eficienţă ridicată din punct de vedere volumetric.

1.4.4 METODE PENTRU MĂRIREA VITEZEI DE ARDERE

Presarea încărcăturii proaspete. Este cauzată de comprimarea încărcăturii în interiorul cilindrului, între capul pistonului şi chiulasă (fig. 1.1, b). Odată cu deplasarea pistonului spre PMS, aerul sau amestecul combustibil-aer este forţat să ocupe un volum din ce în ce mai mic (fig. 1.4) în comparaţie cu volumul avut la dispoziţie la începutul comprimării.

Suprafaţa de răcire. Aceasta este definită de zona cuprinsă între două suprafeţe paralele: suprafaţa laterală exterioară şi cea interioară a pistonului (fig. 1.4). Aceste două suprafeţe cuprind între ele o zonă cu un volum mic, având însă o suprafaţă mare de contact cu exteriorul. Deci, în mod logic pe această porţiune va fi disipată o cantitate însemnată de căldură spre peretele cilindrului, având ca rezultat o răcire rapidă prin aceste două suprafeţe paralele.

Suprafaţa de răcire este definită procentual, ca fiind un raport între proiecţia ariei acestei zone în plan vertical şi proiecţia în acelaşi plan a capului pistonului.

Fig.1.3. Realizarea mişcării tangenţiale a încărcăturii proaspete admise în cilindrul motor.

Turbulenţa. Aceasta constă în împrăştierea întâmplătoare a unor părţi de combustibil de mărimi diferite care se amestecă cu aerul (fig. 1.1,c). Aceste părţi care sunt deplasate de-a lungul întregului traseu cu ajutorul curentului de încărcătură proaspătă, sunt angajate într-o mişcare în spirală (fig. 1.1,d).

Particulele care se învârt vor atrage alte particule vecine producând interacţiuni vâscoase şi forfecări. Acest lucru duce la creşterea cantităţii de căldură transferată cât şi la îmbunătăţirea amestecării combustibilului cu aerul faţă de curgerea laminară. Astfel, amestecarea combustibilului cu aerul va fi realizată înainte intrarea în cilindru (la MAS) sau se realizează amestecarea întregii cantităţi de aer cu jetul de combustibil care are o bună penetrabilitate (la MAC).

Fig.1.4. Influenţa unghiului de rotaţie al arborelui cotit asupra vitezei cu care se realizează presarea.

Propagarea flăcării. Dacă amestecul de combustibil admis pătrunde în interiorul cilindrului având o curgere laminară sau rectilinie, atunci în momentul în care scânteia produce aprinderea moleculelor de combustibil, determină (prin conducţie şi radiaţie) creşterea temperaturii moleculelor vecine până când acestea se aprind. În acelaşi timp, temperatura moleculelor va creşte în zona respectivă prin intensificarea mişcării întâmplătoare a moleculelor de gaz, astfel că va creşte considerabil numărul ciocnirilor între acestea şi moleculele vecine de amestec nears. Astfel, creşterea de presiune rezultată va cauza o expansiune a moleculelor arse care vor participa la propagarea flăcării. Din nefericire, viteza la care se

răspândeşte arderea în încărcătura nearsă ar fi mult prea mică în acest caz, existând pericolul ca arderea să nu se poată termina suficient de devreme în timpul cursei de destindere.

Totuşi, amestecul aer-combustibil admis în cilindru va fi în mod normal într-o mişcare de vârtej dată direct de mişcarea particulelor şi de vibraţiile care există datorită vitezelor de deplasare ale curentului de gaze. Vibraţia intensă a particulelor suprapusă peste curentul de încărcătură proaspătă deformează frontul de flacără şi îl separă în puncte de ardere care extind aria acestuia, crescând astfel rata transferului de căldură (fig.1.5, abc).

Fig.1.5. Prezentarea frontului de flacără turbulent.

Vibraţiile turbulente de foarte mică intensitate, cauzate de o curgere laminară nu produc o deformare a frontului de flacără, însă apariţia lor intensifică transferul de căldură şi procesul de răspândire între marginile frontului de flacără şi amestecul nears.

Neregularitatea şi permanenta schimbare a frontului de flacără cauzată de turbionarea intensă, produc curenţi locali care au ca rezultat grăbirea procesului de transfer de căldură.

Vitezele de propagare obişnuite ale frontului de flacără sunt cuprinse între 15-70 m/s.

Intervalul în care se realizează arderea depinde de intensitatea turbionării, care la rândul ei depinde în mod direct de turaţia motorului. Deci, intervalul de timp în care se desfăşoară arderea la o anumită intensitate a turbionării va corespunde aşadar unei turaţii date a motorului.

Aşadar, dacă arderea se desfăşoară de exemplu durata a 30° RAC la turaţia de 1000 rot/min pentru un anumit nivel stabilit de turbionare, atunci la 2000 rot/min pentru aceeaşi intensitate a turbionării, arderea se va desfăşura pe 60 ° RAC, o mişcare unghiulară neacceptabilă. Totuşi dacă turaţia motorului se dublează, intervalul de timp în care se desfăşoară arderea va fi înjumătăţit, astfel încât dacă turaţia motorului creşte de la 1000 rot/min la 2000 rot/min, intervalul pe care se desfăşoară arderea în °RAC va rămâne aproximativ constant.

În concluzie, se poate spune că fără turbionare motoarele care funcţionează cu combustibili obţinuţi din petrol nu vor putea opera în intervalul necesar de turaţii.

Propagarea flăcării privită ca o analogie cu un câmp de curgere turbulent. O prezentare ideală a modului cum nucleul iniţial de flacără se răspândeşte de la scânteie prin masa aflată în mişcare de turbionare, masă care poate fi vizualizată sub forma mai multor cercuri reprezentând particulele sau vârtejurile (turbioanele) într-un câmp de curgere turbulent.

În momentul în care apare aprinderea, flacăra se răspândeşte printre particulele aflate în mişcare de rotaţie, sub forma unei fâşii de ardere având aspect neregulat, pornind de la locul în care apare scânteia de la bujie (fig. 1.6,a).

Fig. 1.6. Prezentarea ideală a răspândirii frontului

de flacără.

La o rotaţie de 180° a particulelor (fig.4.6, b) flacăra se va răspândi pe 180° în jurul perechii de particule adiacente, şi intră în contact cu a doua pereche de particule şi va transmite flacăra la periferia lor pe 90°.

La rotaţia totală a particulelor (fig. 4.6, c) flacăra se va răspândi în jurul perechii interioare de particule, apoi la următoarele din dreapta pe 90°, pe 270° la primele din stânga şi pe 90 ° la a doua pereche din stânga.

De obicei, particulele sunt dispuse în mod întâmplător şi se aseamănă cu o reţea dezordonată în care acestea îşi modifică în mod continuu mărimea, multe dispărând în timp ce apar altele noi.

Particulele turbulente ar trebui văzute ca fiind numai o parte a mişcării de vârtej din interiorul cilindrului.

Raportul de vârtej. Turbionarea la admisie poate fi generată fie prin direcţionarea tangenţială a mişcării aerului în interiorul cilindrului, fie prin crearea unui vârtej iniţial în canalul de admisie, sau prin combinarea curgerilor direcţionate tangenţial cu un vârtej iniţial dat de un colector de admisie elicoidal.

Vârtejul de aer din cilindru este definit ca un raport între viteza unghiulară de rotaţie în jurul axei cilindrului şi viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit. Acest raport poartă denumirea de raport de vârtej.

Colectoarele de admisie elicoidale pot realiza valori ale raportului de vârtej cuprinse între 3 şi 5 în momentul în care pistonul este la PMS. Dacă utilizăm o cameră de ardere în piston, raportul de vârtej poate creşte până la 15 în momentul în care pistonul este la PMS.

Fig. 1.7. Influenţa unghiului de rotaţie al arborelui cotit asupra raportului de vârtej.

Raportul de vârtej variază în mod considerabil pe tot parcursul ciclului motor (fig.1.7). Dacă camera de ardere din piston este puţin adâncă, valoarea maximă pentru raportul de vârtej este minimă. Totuşi, cu ajutorul unei camere de ardere de adâncime mare plasată în piston avem o valoare mică a raportului de vârtej în momentul în care pistonul este la PMS.

1.4.5 CARACTERISTICI ALE CURGERII PE SUB SUPAPĂ

Eficienţa evacuării gazelor arse prin supapa de evacuare care se deschide, este o mărime care exprimă cât de aproape este suprafaţa reală de curgere faţă de suprafaţa geometrică. Această eficienţă este în mod obişnuit cuantificată de un coeficient de evacuare al încărcăturii, care este raportul între suprafaţa reală şi cea geometrică.

Ce=Ar

π⋅D⋅Lunde:Ce - coeficientul de evacuare;Ar - suprafaţa reală de curgere;D - diametrul capului supapei; L - înălţimea de ridicare a supapei.

Caracteristicile curentului de aer şi ale coeficientului de evacuare pentru o supapă obişnuită având un anumit raport între înălţimea de ridicare a acesteia şi diametrul ei (L/D), sunt prezentate în figura 1.14. Aparatul utilizat pentru măsurarea curentului de aer este prezentat în figura 1.15.

Fig. 1.13. Curgerea încărcăturii pe sub supape.

Curgerea pe sub supapa de admisie. Utilitatea descărcării încărcăturii proaspete prin supapa de admisie poate fi studiată pentru trei înălţimi diferite de ridicare ale supapei (mică, medie şi maximă).

În cazul ridicării mici a supapei, jetul de încărcătură proaspătă se separă la colţurile părţii interioare a scaunului supapei iar apoi cele două porţiuni ale jetului anterior separate se reîntâlnesc pe scaunul supapei şi pătrund în cilindru (fig. 1.13, a).

În cazul ridicării medii a supapei, jetul de încărcătură se separă la colţurile părţii interioare a scaunului supapei şi apoi cele două porţiuni ale jetului anterior separate se reîntâlnesc pe scaunul supapei.

În cazul ridicării maxime a supapei, jetul de încărcătură se separă la colţurile părţii interioare a scaunului supapei, rămân separate iar apoi sunt expulzate sub formă de jet conic (fig.1.13, c).

Fig.1.14. Efectul cursei supapei asupra coeficientului de evacuare şi curentului de aer.

Fig.1.15. Aparatul pentru măsurarea curentului de aer staţionarcare trece prin supapa deschisă.

După cum se poate vedea, în general coeficientul de evacuare scade odată cu creşterea înălţimii de ridicare a supapei.

Curgerea pe sub supapa de evacuare. Gazele de evacuare curg din cilindru în conducta de evacuare prin supapa de evacuare, la deschiderea acesteia. La ridicări mici ale supapei (fig.1.13, d), curentul de gaze se separă la colţurile exterioare ale scaunului supapei şi apoi se reîntâlnesc pe amândouă porţiunile învecinate ale scaunului şi apoi pătrunde în canalul de evacuare sub formă de jet convergent conic.

În mod logic, expansiunea bruscă a gazelor de evacuare împrăştie energia cinetică a acestora şi numai o parte este transformată în energie de presare care acţionează asupra scaunului de supapă.

În cazul în care avem o înălţime mare de ridicare a supapei de evacuare (fig.1.13, e), încărcătura se separă începând de la colţurile exterioare ale supapei. Jetul are o grosime suficientă relativ la secţiunea canalului de evacuare pentru a transforma o parte din energia cinetică a gazului în energie de presare, deci vom avea la intrarea în conducta de evacuare o creştere de presiune.

1.4.6. COMPARAŢIE ÎNTRE MAS ŞI MAC

Randamentul motorului este mult influenţat de presiunea din cilindru înainte de ardere. Astfel, dacă raportul de comprimare este ridicat, eficienţa termică va creşte şi vice-versa. La MAS presiunea din cilindru va atinge maximul în cazul deschiderii complete a clapetei, în momentul în care nu avem nici o limitare la presiunea de compresie din cilindru înainte de ardere. Totuşi, dacă clapeta este închisă, acestui lucru îi corespunde o creştere de presiune în cilindru şi o depresiune în timpul cursei de admisie.

Acest lucru înseamnă că în prima parte a cursei de compresie, presiunea din cilindru este încă sub valoarea presiunii atmosferice şi astfel, în mod eficient comprimarea nu va începe până când presiunea nu se va schimba dintr-o valoare negativă corespunzătoare depresiunii într-o valoare pozitivă mai mare decât presiunea atmosferică. Ca rezultat, comprimarea nu va începe în mod sigur până când pistonul nu se va deplasa pe 1/2 din distanţa corespunzătoare cursei sale de întoarcere spre PMS. Astfel, raportul eficient de comprimare va scădea astfel încât clapeta de acceleraţie să fie mutată de la poziţia total deschisă la poziţia la care este aproape închisă, lucru care produce o reducere a valorii randamentului termic.

În acelaşi timp, creşterea depresiunii la admisie face ca motorul să utilizeze mult din putere pentru a aspira amestecul aer-combustibil.

Un MAC controlează puterea dată prin cantitatea de combustibil măsurată pentru injecţie şi de aceea nu are nevoie de clapetă pentru a regla cantitatea de aer aspirat. În mod logic, fiecare cilindru primeşte aceeaşi cantitate de aer pentru cursa de admisie astfel că presiunile de compresie rămân aproape la fel în tot domeniul turaţiilor şi faţă de MAS nu avem pierderi de putere datorate clapetei de acceleraţie.

În cazul ambelor tipuri de motoare, MAS şi MAC randamentul termic rămâne aproximativ constant pentru toate valorile sarcinii şi turaţiei (fig.1.16).

Fig.1.16. Comparaţie între randamentul termic la MAS şi MAC, la diferite sarcini.

Ambele motoare MAS şi MAC sunt motoare cu ardere internă, arderea amestecului aer-combustibil realizându-se în interiorul cilindrului. Diferenţa dintre aceste două tipuri de motoare constă în metoda de pregătire a amestecului pentru ardere şi modalitatea de aprindere a acestuia.

La MAS, amestecul aer-combustibil pătrunde în cilindru, fiind comprimat cu un raport de compresie ε având valoarea între 9 şi 11, iar când pistonul ajunge la sfârşitul cursei de compresie, o scânteie dată de la bujie aprinde amestecul carburant.

La MAC, în cilindru pătrunde numai aer, iar în timpul cursei de compresie se folosesc rapoarte de comprimare ε având valoarea între 15 şi 22. Înainte ca pistonul să ajungă la sfârşitul cursei de compresie se injectează combustibil în cilindru, la presiunea de cel puţin 350 bar. Particulele fine de combustibil se amestecă cu aerul fierbinte provocând aprinderea, datorită căldurii şi în cele din urmă ard rapid.

Durata procesului de injecţie se întinde pe 40 °RAC. Presupunând că avem turaţia de 5000 rot/min, timpul măsurat în secunde în care se efectuează injecţia combustibilului, va fi:

T i=605000

⋅40360

= 1750

=0 ,00133 s

Arderea efectivă se poate desfăşura pe 1/2 din durata injecţiei, rezultând astfel 20 °RAC.

Există un interval foarte scurt de timp pentru a se arde cât mai mult combustibil. Combustibilul injectat trebuie să fie expus la o cantitate de aer cât mai mare. La turaţii mari, unde am timpi de injecţie şi amestec foarte scurţi, cantitatea

de aer considerată suficientă din punct de vedere chimic nu se poate amesteca aşa cum ar trebui pentru a fi arse toate particulele de combustibil. Apare astfel un nivel inaccesibil de fum negru şi funingine odată cu gazele de evacuare. În mod logic, MAC trebuie să funcţioneze cu aproximativ 20 % exces de aer la sarcină maximă pentru a completa procesul de ardere în timpul ciclului. Asta înseamnă că pentru aceeaşi putere rezultată, la MAC trebuie să existe o capacitate cilindrică cu cel puţin 20 % mai mare decât motorul echivalent în cazul MAS. De exemplu, un motor cu aprindere prin comprimare având o capacitate cilindrică de 2 litri are aproximativ aceeaşi putere ca un motor cu aprindere prin scânteie având o capacitate cilindrică de 1,6 litri, acest lucru realizându-se în cazul în care cele două motoare funcţionează în condiţii identice.

Un alt motiv pentru care MAC nu poate dezvolta aceeaşi putere ca un MAS de aceeaşi capacitate cilindrică, este faptul că la MAS aerul şi combustibilul sunt deja amestecate înainte de a fi introduse în cilindru, în timp ce la MAC amestecarea are loc exact înainte de a începe arderea.

La MAS amestecul poate fi pregătit şi ars la turaţii mai mari de 6000 rot/min. La MAC este dificil să se realizeze amestecarea la turaţii mai mari de 3000 rot/min fără a utiliza colectoare pentru imprimarea unei mişcări de turbionare ridicate prin care se poate ajunge la o valoare a turaţiei de 4000 rot/min. Chiar şi pentru motoarele care funcţionează la turaţii mai mari de 5000 rot/min se utilizează injecţia indirectă.

CAPITOLUL 2

2.1 Traseul de evacuare şi admisie

Traseul de evacuare are conducte mai lungi care produc rezistenţe gazodinamice relativ mari. La MAC se plasează uneori în conducta de evacuare o clapetă care creează o contrapresiune în galeria de evacuare (2,5... 3,0 daN/cm2),

pentru a spori lucrul mecanic de pompaj. Amortizoarele de zgomot creează rezistenţe în calea curentului. Amortizorul

de zgomot produce o creştere a presiunii pge, din care cauză creşte Lp şi r, scade ηv şi se înregistrează o reducere de putere Pe, de aproximativ l...3% pentru fiecare zecime de daN/cm2 în plus. Din această cauză este recomandabil să se încerce motorul cu şi fără amortizor, iar la competiţiile de viteză este permisă înlăturarea amortizorului de zgomot.

Numărul de cilindri ai motorului. La motoarele policilindrice, conductele de admisiune şi evacuare au inevitabil coturi şi lungimi diferite. Încercări experimentale cu un motor cu şase cilindri au arătat (fig. 2.8) o creştere a

coeficientului ϕ pu la cilindrii extremi cu conductă mai lungă.Încercările cu chiulasa motorului turismului Dacia 1300 au arătat că cifrele

de curgere nu sunt reproductibile de la cilindru la cilindru, gradul de dispersie fiind de 20%. Rezultă astfel o umplere neuniformă a cilindrilor.

Fig. 2.8 Influenţa conductei de admisiune asupra lui

La motoarele policilindrice apare un fenomen specific: interferenţa schimbului de gaze între cilindri.

La evacuarea gazelor, căderile de presiune se inversează ( ) Presiunea în galeria de evacuare creşte la început repede datorită evacuării libere (fig. 2.9). Golirea cilindrilor este eficientă dacă spre finele evacuării, presiunea în galerie este pge < p0, astfel că, diferenţa p – pge >> 0 ar permite reducerea cantităţii de gaze reziduale. Cilindrii învecinaţi 3 şi 4 realizează succesiv evacuarea. La pme evacuarea liberă din cilindrul 4 măreşte presiunea pge care se transmite prin conductă până în poarta supapei cilindrului 3 şi împiedică evacuarea gazelor de ardere din acesta, în mod analog, cilindrul 2, la începutul evacuării, împiedică refularea gazelor de ardere din cilindrul 3 spre

finele evacuării. Această reprezentare a fenomenului de interferenţă a evacuării este în opoziţie cu altă reprezentare care susţine că gazele care trec din cilindrul 4 prin conducta de evacuare, produc un efect de ejecţie datorita vite-zelor mari de curgere, uşurând evacuarea din cilindrul 3 . Soluţiile recente de conducte de evacuare infirmă ultima reprezentare. Astfel, se caută să se atenueze efectul interferenţei evacuării, în acest scop, schema b este înlocuită de schema c, la care conductele lungi împiedică propagarea vârfului de presiune de la un cilindru la altul, în perioada interferenţei evacuării. Soluţiile din fig. 2.10 elimină consecinţele fenomenului de interferenţă; în cazul a toate conductele fiind independente, iar în cazul b cilindrii 2 şi 3 cu poartă „siameză" au o conductă comună, dar evacuarea este decalată.

Fig. 2.9 Interferenţa evacuării la motoarele policilindrice

Fig. 2.10 Scheme ale conductelor de evacuare

2.2 Fenomene dinamice în conducte

Dacă se elimină simplificarea că curgerea prin conducte este permanentă (W = ct) iar presiunea în cilindru cvasiconstantă în cursele de pompaj, se evidenţiază două fenomene distincte: fenomenul inerţial şi fenomenul ondulatoriu. Primul este determinat de inerţia coloanei de gaz din conducte, următorul, de elasticitatea coloanei de gaz. Cele două fenomene acţionează simultan, dar, în anumite condiţii, unul sau altul este preponderent, ceea ce impune cercetarea lor distinctă. Proiectantul le pune în folosul schimbului de gaze în două feluri şi anume [45, 57, 59, 89, 95, 111]:

1) spre sfârşitul procesului de admisiune se realizează în poarta supapei de admisiune o creştere de presiune care intensifică postumplerea;

2) spre sfârşitul procesului de evacuare (perioada pa=

p0 ηv θka( ε−1 )(1−ϕ pu )+ pg

1+ka (ε−1) ) se realizează în poarta supapei de evacuare o depresiune care uşurează evacuarea ga-zelor de ardere sau baleiajul cilindrului.

Fenomenul inerţional este determinat de deplasarea gazelor prin conducte cu viteze variabile, generate, în esenţă, de modificarea continuă a ariei orificiului oferit de supapă. Se consideră coloana de fluid proaspăt din conducta de admisiune ca un gaz incompresibil. Asupra coloanei de gaz acţionează, la o extremitate presiunea atmosferică p0, iar la cealaltă extremitate, în poarta supapei de admisiune, presiunea ppsa, diferită de presiunea pga.

Mişcarea coloanei de gaz este descrisă de ecuaţia lui Newton: F = ma sau

Δp psa⋅πdca2 /4=mca dW ca dτ (2.12)

unde: Δp psa=p0−psa ; dca - diametrul conductei de admisiune; Wca - viteza în conductă; mca - masa de fluid din conductă.

Pentru a evalua efectul inerţional se acţionează pe două căi: 1) se determină variaţia de viteză prin intermediul metodei care rezolvă sistemul general de ecuaţii diferenţiale al procesului de schimbare a gazelor, prin metodele analizei numerice;2) se elaborează un criteriu de similitudine. pe baza ecuaţiei (2.12), care se corelează apoi cu datele experimentale.

Se numeşte criteriul de similitudine al efectului inerţional, grupul adimensional

EI=L2 n2

a fp2

V s

V ca (2.13)

Efectul ondulatoriu, în cazul unei conducte lungi (fig. 2.12, c), creşterea Δηv cu EI este similară, dar înregistrează perturbaţii care se pun pe seama efectului ondulatoriu, care se suprapune aici peste efectul inerţional.

Excitaţia produsă de cilindru la o extremitate a conductei generează unde de presiune care se propagă în coloana de gaz cu viteza sunetului.

În procesul de admisiune, la început, are loc o scădere a presiunii în cilindru, care produce o depresiune în poarta supapei. Depresiunea se propagă

în conductă (fluid compresibil sau elastic) cu viteza sunetului a fp≃¿ ¿330 m/s. Depresiunea produsă la începutul admisiunii se reflectă la extremitatea con-ductei de admisiune cu schimbare de semn şi se reîntoarce în poarta supapei de

admisiune ca o suprapresiune Δp psa care intensifică postumplerea (postumplere ondulatorie). La un motor monocilindric se calculează lungimea conductei L pentru ca o undă de presiune să ajungă la sfârşitul admisiunii în poarta supapei.

Durata de propagare a perturbaţiei de presiune, dus-întors, este unde τ=Δα /6 n adică

(2.14)Pentru practică s-a propus criteriul adimensional al efectului ondulatoriu, pe

baza relaţiei (2.14)

(2.15)Se observă că el apare în relaţia (2.13), care se poate scrie EI = E0 2(Vs/

Vca). S-a stabilit că se obţine un efect maxim pentru umplere dacă E0 = 6 ... 7. În acest caz rezultă L = 7.330/3000 = 0,77 m. La motoarele policilindrice ramificaţiile conductei de admisiune exercită un efect de rezonanţă şi este necesară o corecţie suplimentară. Pentru un motor cu 8 cilindri în V, Chrysler a propus o relaţie care se reduce la (2.14), dar cu Δα = 72 şi n = nM. Turaţia modifică frecvenţa excitaţiei coloanei de gaz, de aceea, în unele

cazuri se obţin pentru ηv anomalii de forma indicată în figura 2.12, d.În procesul de evacuare, la început, evacuarea liberă produce în poarta

supapei de evacuare o creştere de presiune, un vârf de presiune care se propagă în conductă cu viteza medie de 400 ... 500 m/s, în funcţie de temperatura gazelor de evacuare. Presiunea produsa la capătul conductei de evacuare se reflectă cu schimbare de semn şi se întoarce în poarta supapei ca o undă de depresiune. Frecvenţa fundamentală a unei unde staţionare într-un tub închis, care simulează conducta de evacuare, este ff = age/4L (age - viteza sunetului în gazele de evacuare). Pentru age = 500 m/s şi L = 2 m rezultă ff = 63 osc/s. Dacă n = 2 000 rot/min = 33,5 rot/s, rezultă că în o rotaţie, apar 63/33,5 2 osc/rot, ceea ce se confirmă experimental (fig. 2.12, a), în acest caz, în pmi soseşte o undă de presiune care

împiedică evacuarea gazelor de ardere. La turaţia de 4000 rot/min rezultă l osc/rot (fig. 2.12, b), ceea ce produce în pmi, o depresiune, care intensifică evacuarea. Pentru a obţine unda de depresiune se pune aceeaşi condiţie ca în admisiune şi se găseşte lungimea conductei, folosind relaţia (2.14). Şi în acest caz sunt necesare

corecţii de forma (durata evacuării). Traseul de evacuare cuprinde două tronsoane. Primul independent de lungimea L*; al doilea comun pentru mai mulţi cilindri. Pentru lungimea L* s-a găsit prin experimentări relaţia:

(2.16)

CAPITOLUL 3

3.Concluzii

În literatura de specialitate se consideră că schimbarea gazelor cuprinde procesele de admisiune şi evacuare. Acestea, deşi nu se succed în cadrul unui ciclu, realizează o succesiune firească în timp, în două cicluri succesive şi anume,

evacuarea dintr-un ciclu precede admisiunea din ciclul următor. Evacuarea influenţează astfel admisiunea. în plus, cele două procese sunt definite de o realitate fizică comună, curgerea gazelor, din care cauză se supun aceloraşi legi ale dinamicii gazelor.

Diagrama de pompaj constituie un instrument de bază pentru studiul schimbului ele gaze. Ea arată variaţia presiunii în cilindru în procesele de evacuare şi admisiune. Denumirea diagramei provine de la funcţia de pompă de fluid pe care o îndeplineşte pistonul la motorul în patru timpi în cursele de evacuare şi admisiune şi anume, refulează gazele de ardere şi admite fluidul proaspăt. Diagrama schematizată pentru motorul cu admisiune normală evidenţiază două aspecte:

- în cursa de evacuare presiunea medie în cilindru (pg) este mai mare decât presiunea atmosferică (p0);

- în cursa de admisiune presiunea medie în cilindru (pa) este mai mică decât presiunea atmosferică.

Elementele sistemului de evacuare (supapele de evacuare cu canalele din chiulasă, colectorul de evacuare, conducta sau conductele comune, atenuatorul de zgomot şi ţeava de evacuare) trebuie să mai asigure:

- încălzirea minimă;- asamblarea comodă la motor şi la şasiu;- interferenţa minimă cu alte organe ale motorului şi şasiului;- tehnologie simplă.Un rol foarte important în cursul procesului de schimbare a gazelor îl au

arcurile de supapă. Acestea, în timpul funcţionării trebuie să reţină supapa în poziţie închisă şi să preia acţiunea forţelor de inerţie a ansamblului mecanismului de acţionare a supapei, care are tendinţa să desprindă tachetul de camă pe porţiunea acceleraţiei negative.

Dacă combustibilul conţine oxigen în structura sa moleculară, acesta se eliberează şi participă la reacţiile arderii, şi trebuie deci, să fie luat în considerare în bilanţul general al oxigenului.

Un sistem omogen combustibil-oxidant poate fi antrenat în reacţii explozive atunci când sunt realizate anumite condiţii termodinamice şi de concentraţie, care să asigure dezvoltarea unor reacţii rapide de oxidare.

Gazele de ardere sunt compuse în general dintr-un mare număr de substanţe, ca rezultat al mecanismului complex al reacţiilor arderii.Definirea proprietăţilor termodinamice ale produşilor arderii se poate face, cu o precizie în general satisfăcătoare, dacă se iau în considerare numai produşii recţiilor globale de oxidare a componenţilor combustibilului.

Studiul mişcării gazelor în sistemul de evacuare se realizează cu ajtorul ecuaţiilor fundamentale ale dinamicii fluidelor.

În analiza sistemului de evacuare prezintă importanţă variaţia masei de gaze evacuate mge în procente, în funcţie de °RA. Astfel la motorul

autoturismului Dacia 1300, la evacuarea libere, masa mge ajunge la 30% din masa de gaze de ardere mga. Această informaţie obţinută prin calcul arată că la motoarele rapide evacuarea liberă are o pondere cu mult mai mică decât aceea evaluată la motoarele de turaţie mică, la care ajunge până la 60.. .70 %. În momentul închiderii supapei de evacuare, în cilindru mai rămân gaze de ardere -

gazele reziduale de masă mgr sau numărul de kilomoli νgr care participă la efectuarea ciclului următor. Un parametru semnificativ al evacuării este temperatura gazelor evacuate Tge care defineşte regimul termic al motorului, care se măsoară în galeria de evacuare sau în apropierea ei.

Dacă se renunţă la ipoteza că curgerea prin conducte este permanentă iar presiunea în cilindru cvasiconstantă în cursele de pompaj, se evidenţiază două fenomene distincte: fenomenul inerţial şi fenomenul ondulatoriu. Primul este determinat de inerţia coloanei de gaz din conducte, următorul, de elasticitatea coloanei de gaz. Cele două fenomene acţionează simultan, dar, în anumite condiţii, unul sau altul este preponderent, ceea ce impune cercetarea lor distinctă.

BIBLIOGRAFIE

1. Abăitancei, D.,

Haşeganu, C.,

Motoare pentru automobile şi tractoare-Construcţie

şi tehnologie, Editura Tehnică, Bucureşti, 1978.

4. Anderson, D., A.,Tannebill, J.,Pletcher, R.,

Computational Fluid Mechanics and Heat Transfer, Hemiphere Publishing, Washington, 1984

5. Aramă, C., Instalaţii pentru alimentarea cu combustibil a

motoarelor cu ardere internă, Editura Tehnică,

Bucureşti, 1966.