Calculul procesului de admisie naturala

Calculul procesului de admisie naturala

Procesul de admisie este proces al ciclului motor pe parcursul caruia are loc patrunderea fluidului proaspat in cilindrii motorului.

Admisia normala are loc cand fluidul proaspat patrunde in cilindru sub actiunea mediului ambiant concomitent cu deplasarea pistonului de la pmi la pme.

Fig. 1

In acest caz, inainte de a patrunde in sistemul de admisie, aerul are presiunea p₀ si temperatura T₀ ale mediului ambiant.

Sistemul de admisie normala la MAS este alcatuit din:

Tubulatura de admisie, clapeta de acceleratie (10), injectoare (8), supapele de admisie. Pentru un mers cat mai uniform al motorului si pentru un consum de combustibil cat mai redus, asupra motorului s-a intervenit cu o serie de traductoare. In figura 1 s-au mai notat:

rezervor de combustibil;

pompa de combustibil;

filtru;

rampa de distributie;

regulatorul de presiune;

unitatea electronica de comanda:

injector;

sonda de temperatura;

clapeta de acceleratie;

contactorul clapetei;

surub de reglaj mers in gol;

controler de mers in gol;

debitmetru cu fir cald;

dispozitiv de aprindere;

acumulator;

cheie de contact;

relee.

1 Alegerea tipului camerei de ardere

Constructia camerei de ardere constituie una dintre caile principale prin care se poate actiona pentru dirijarea arderii in motor, respectiv pentru influentarea vitezei de ardere deoarece de ea depinde suprafata de cedare a caldurii si drumul frontului de flacara.

Dupa asezarea supapelor, camerele de ardere pot fi:

-camere de ardere cu supape laterale sau in "L";

-camere de ardere cu supape in chiulasa sau in "I"

-camere de ardere mixte.

Dintre acestea, in prezent cele mai utilizate camere de ardere sunt cele cu supape in chiulasa la care se urmareste folosirea la maximum a suprafetei transversale a cilindrului pentru confectionarea supapelor cu talere cat mai mari.

Camera in "I" este de doua feluri:

-cu supape paralele

-cu supape in V.

Camerele cu supape in V permit o sporire a diametrului supapei de admisie si a ariei talerului. Acest tip de camera atinge performante inalte de sectiune litrica, permite cresterea turatiei de functionare a motorului in ciuda faptului ca reprezinta o solutie constructiva mai complicata.

Avand in vedere destinatia motorului de proiectat -pentru autoturism break- si cerintele ce se impun in acest caz (imbunatatirea parametrilor de functionare prin imbunatatirea parametrilor proceselor de admisie si ardere) se adopta ca solutie constructiva varianta camerei de ardere in "I" cu supape dispuse in V de forma semisferica (Fig. 2)  Fig. 2

2 Alegerea fazelor de distributie, a numarului si dimensiunilor supapelor

Pentru a asigura eficienta maxima a proceselor de schimbare a gazelor, momentele de deschidere si inchidere a supapelor sunt decalate fata de punctele moarte. Aceste decalaje se numesc faze de distributie si se definesc fie prin unghiul masurat fata de originea ciclului fie prin unghiul precizat fata de punctele moarte de referinta.

Intervalul de timp dintre cele doua momente de deschidere si de inchidere a orificiilor de curgere, reprezinta perioada de deschidere a orificiului notata _a pentru admisie si _e pentru evacuare.

_a=ASA+180°+ISA [°RAC] (1)

_e=ASE+180°+ISE [°RAC] (2)

unde

ASA(E) - avans la deschiderea supapei de admisie (evacuare)

ISA(E) - intarziere la inchiderea supapei de admisie (evacuare)

Pozitiile mecanismului motor corespunzatoare fazelor de distributie sunt prezentate in figura:

Fig. 3

Deschiderea supapei de evacuare

Daca supapa s-ar deschide in pme (_aDSE=0°) lucrul mecanic efectuat de piston pentru evacuarea gazelor (L_evP) are valori ridicate deoarece pistonul este obligat sa refuleze gaze de ardere de presiune relativ inalta. Daca supapa se deschide in avans presiunea in cilindru scade in perioada evacuarii libere iar la limita ajunge la o valoare apropiata de presiunea initiala in pme. Lucrul mecanic L_evp scade pana la o valoare minima deoarece pistonul refuleaza in cursa de evacuare o cantitate de gaze tot mai redusa.

Pe de alta parte, cu cat creste _aDSE se amplifica lucrul mecanic efectuat de gazele din cilindru pentru evacuarea libera L_evl.

Lucrul mecanic total pentru evacuarea gazelor L_ev reprezinta suma celor doua lucruri mecanice.

La varierea unghiului _aDSE, lucrul mecanic atinge o valoare minima pentru un avans (_aDSE)_opt care la motoarele rapide are valori cuprinse in intervalul: _aDSE)_opt= 4080°RAC

Se adopta _aDSE= 60°RAC.

Inchiderea supapei de evacuare

In pmi presiunea in cilindru fiind mai mare decat presiunea din galeria de evacuare e posibil ca o mica fractiune din gazele de ardere sa mai scape in exterior. De aceea este rational ca supapa de evacuare sa se inchida dupa pmi. Se obtine astfel o crestere a gradului de umplere. Pentru o valoare foarte ridicata a lui _iISE gradul de umplere este compromis.

Pentru motoarele de autovehicul valoarea optima a unghiului _iISE este cuprinsa in intervalul : _iISE=1060° RAC

Se adopta _iISE=35°RAC

Durata procesului de evacuare este:

_e=_aDSE +180°+_iISE =60+180+35=275°RAC (2')

Deschiderea supapei de admisie

Dupa destinderea gazelor reziduale presiunea in cilindru coboara sub presiunea initiala si fluidul proaspat patrunde in cilindru. Este indicat ca in acest moment supapa de admisie sa ofere deja o sectiune sporita de trecere, lucru ce se realizeaza prin deschiderea supapei de admisie in avans fata de pmi cu _aDSA=545°RAC.

Se adopta _aDSA=20°RAC.

Inchiderea supapei de admisie

Daca dupa pme supapa de admisie ofera inca o sectiune mare de trecere, fluidul proaspat patrunde in continuare in cilindru (postumplere) si amplifica gradul de umplere. De aceea supapa de admisie se inchide dupa pme.

Intarzierea optima la inchiderea supapei de admisie este acea intarziere care asigura un grad de umplere maxim.

Aceasta intarziere, la motoarele pentru autovehicule variaza in limitele _iISA=4085° RAC.

Se adopta _iISA=70°RAC

Durata procesului de admisie va fi:

_a=_aDSA +180°+_iISA =20+180+70=270° RAC (1')

Perioada deschiderii simultane a supapelor

Deoarece supapa de admisie se deschide cu avans iar supapa de evacuare se inchide cu intarziere, in intervalul

_ds= _aDSA +_iISE =20+35=55°RAC (3)

supapele sunt deschise simultan.

Data fiind destinatia motorului, este necesara realizarea unei umpleri cat mai bune cu fluid proaspat. Acest lucru se obtine prin utilizarea solutiei de organizare cu doua supape de admisie.

Prin fabricarea a doua supape de admisie in cazul mentinerii unei singure supape de evacuare, aria oferita de supapa de evacuare se reduce si implicit scade si sectiunea litrica a supapei de evacuare ceea ce determina o crestere sensibila a lucrului mecanic de pompaj.

Pentru cresterea sectiunii litrice si micsorarea lucrului mecanic de pompaj, necesara pentru cresterea puterii efective a motorului in cazul de fata, se practica solutia constructiva cu doua supape de evacuare.

Deci vor exista patru supape pe cilindru: doua de admisie si doua de evacuare.

Determinarea dimensiunilor supapelor

Diametrul mare al talerului supapei se calculeaza cu relatia:

(4)

cu D₁ =D - (46) mm (5)

Se adopta D₁=D - 6=92-5=87mm

cu D=92mm alezajul cilindrului

Pentru supapa de evacuare:

(4')

cu _SE=70°

Pentru supapa de admisie

Figura 1 Parametri constructivi ai supapei de admisie.

(4'')

cu

_SA=180-_SE-2₀=180-70-2·10=90° (5)

si ₀= 10° - unghiul corespunzator sectorului dintre doua supape.

Dar

d_S=d₀+2· b· cos (6)

unde b= (0,10,12)d₀ - lungimea sediului supapei 

b=k·d_o (7)

k=0,10,2

d_o- diametrul mic al talerului

Se adopta =45°

Din relatiile (6) si (7) rezulta:

d_s=d₀+2k·d₀·cos (8)

Deci

d₀=d_s/( 1+2k·cos)

Ca urmare

d_0a=d_SA/( 1+2k·cos)=36/(1+2·0,1·cos45°)=31,54 mm

d_0e=d_SE/( 1+2k·cos)=31,7/(1+2·0,1·cos45°)=27,77 mm

Diametrul echivalent al talerului unei supape care ar oferi o arie egala cu cea data de fiecare dintre cele doua perechi de supape rezulta din relatia de egalitate a ariilor:

Deci

(10)

Pentru supapele de admisie:

Pentru supapele de evacuare

Diametrul relativ al orificiului liber este dat de relatia:

d_r=d₀/D (11)

d_ra=d_0eA/D=44,6/92=0,4847

d_re=d_0eE/D=39,27/92=0,4268

Lungimea sediului supapei este data de relatia (7) cu k=0,1

Deci

b_a=k·d_0a=0,1·31,54=3,154 mm

b_e=k·d_0e=0,1·27,77=2,777 mm

Raza de racordare a talerului este:

r_t=(0,250,35)·d₀

Se adopta

r_t=0,3·d₀ (12)

Deci

r_ta=0,3·d_0a=0,3·31,54=9,462 mm

r_te=0,3·d_0e=0,3·27,77=8,331 mm

Diametrul tijei supapei este dat de

_SA=(0,180,24)· d_0a (13)

Se adopta

_SA=0,22· d_0a=0,22·31,54=6,939 7 mm

_SE=(0,220,29)· d_0e (14)

Se adopta

_SE=0,25· d_0e=0,25·27,77=6,943 7 mm

Lungimea supapei:

l=(2,53,5) (15)

Se adopta

l_SA=3d_0a =3·31,54=94,62 mm

l_SE=3,4d_0e=3,4· 27,77=94,62 mm

Inaltimea cilindrica a talerului:

t₁=(0,0250,045)d₀ (16)

Se adopta

t_1a=0,035d_0a=0,035·31,54=1,1 mm

t_1e=0,035d_0e=0,035·27,77=0,97 mm

Inaltimea totala a talerului

t=t₁+b·sin (17)

t_a=t_1a+b_a·sin=1,1+15sin 45=3,38 mm

t_e=t_1e+b_e·sin=0,97+2,777sin45=2,93 mm

Inaltimea maxima de ridicare a supapei:

h_Smax=(0,180,30)d₀ (18)

Se adopta

h_Smax=0,25d₀

Rezulta

h_SAmax=0,25d_0a=0,25·31,54=7,885 mm

h_SEmax=0,25d_0e=0,25· 27,77=6,943 mm.

3 Alegerea parametrilor de calcul

Aprecierea calitatii amestecului de fluid proaspat ce se aspira in cilindru in timpul admisiei se face prin intermediul coeficientului de exces de aer.

Daca notam cu L [kg aer/ kg combustibil] masa disponibila de aer pentru arderea unui kilogram de combustibil si cu L_min [kg aer/kg comb.] masa minima de aer necesara pentru arderea completa a unui kg de combustibil, atunci relatia de definitie a coeficientului de exces de aer este:

=L/L_min (19)

Pentru arderea 1 kg de combustibil este necesara o masa de aer minima L_min=10 kg.

Functionarea motorului necesita cantitati diferite de aer fata de aerul teoretic necesar, in functie de acesta avand:

-amestecuri sarace (>1)

-amestecuri bogate (<1).

Adopt, conform cu destinatia motorului de proiectat (motor pentru autoturism break cu functionare preponderent la sarcini partiale cu amestecuri imbogatite) si datorita faptului ca motorul functioneaza cu hidrogen (acestuia trebuindu-i amestecuri foarte sarace):

=2

Densitatea fluidului proaspat (_0fp) difera in cazul MAS de cea a aerului (_0a) deoarece fluidul admis este un amestec de aer si combustibil.

Ea se determina cu relatia:

_0fp=f_p0a=0.950 · 1,29=1.226 kg/m³ (20)

unde

_0a=1,29 kg/m³ - densitatea aerului la 760mm Hg si 273 K.

f_p - factorul de corectie a densitatii R_c

(21)

in care R_c, R_a - constante specifice combustibilului respectiv aerului.

R_c=8314/M_c=8314/2=4157 J/kg· K (22)

cu M_c=2 kg/kmol - masa moleculara a hidrogenului

R_a=287 J/kg· K

Deoarece pana la patrunderea in cilindru gazele proaspete au de parcurs intregul traseu de admisie, incepand de la filtrul de aer, curgerea lor are loc cu pierderi gazodinamice, care se iau in considerare prin coeficientul global de rezistenta al traseului de admisie _a care variaza in intervalul _a=2.6 in cazul MAS.

Se adopta _a=3

Pe o anumita portiune din cursa de comprimare, presiunea din cilindru se mentine inca sub valoarea presiunii atmosferice p₀. Ca urmare, este inca posibila patrunderea incarcaturii proaspete chiar daca pistonul si-a inceput cursa de comprimare. De aceea este rational ca inchiderea SA sa se faca cu intarziere fata de punctul mort exterior.

Fenomenul de umplere a cilindrului dupa efectuarea cursei de admisie se numeste postumplerea cilindrului.

Postumplerea se apreciaza prin cantitatea relativa de fluid proaspat, care patrunde in cilindru dupa pme, adica raportul dintre numarul de kmoli de fluid proaspat _fp care patrunde in cilindru dupa pme si cantitatea de fluid proaspat retinuta in cilindru in procesul de admisie _fp.

Gradul de postumplere _pu este

(23)

Calculul de proiectare al motoarelor se face la sarcini si turatii ridicate la care _pu=0,080,25

Se adopta _pu=0,22

Sectiunea litrica a supapei de admisie este definita de relatia:

(24)

cu - aria medie de trecere a gazelor proaspete.

S_Lsa=(515)· 10^-4 m²/l

Se adopta

S_lsa=14·10^-4 m²/l

Intinderea unghiulara de deschidere a supapei de admisie, avand in vedere ca deschiderea ei se face cu un avans (_DSA) si ca inchiderea se face cu intarziere (_ISA), este data de relatia:

_a=_aDSA +180°+_iISA =20+180+70=270° RAC (25)

Coeficientul mediu de debit al orificiului supapei de admisie:

Se adopta

Gradul de incalzire a fluidului proaspat, de la pereti in timpul procesului de admisie:

=(T₀+T)/T₀=1,061,15

Se adopta =1,08

Cu T- s-a notat variatia temperaturii fluidului proaspat ca urmare a caldurii primite de acesta de la pereti.

Gradul de umplere(_v) se determina pe cale grafica sau prin incercari pe baza relatiei:

(26)

Se obtine

_v=0,9084

In relatia (26) s-au mai folosit urmatoarele marimi:

Tabelul 1

Se mai adopta:

- unghiul - sectiune a supapei de admisie Us_sa [m²·°RAC] care are valori in intervalul Us_sa=(50300)·10^-3 m²· °RAC. Se adopta Us_sa=100 ·10^-3m²· °RAC

- unghiul - sectiune litrica a supapei de admisie U_SLsa[m²· °RAC/l] cu valori in intervalul U_SLsa=(130280)·10^-3 m²· °RAC/l. Se adopta U_SLsa=200·10^-3 m²· °RAC/l.

4 Determinarea marimilor caracteristice ale admisiei

Presiunea in galeria de admisie p_ga se determina din relatia:

(27)

Presiunea gazelor din cilindru la sfarsitul admisiei este data de relatia:

(28)

La inchiderea supapei de evacuare pe cursa de admisie, in cilindru raman gazele de ardere reziduale care participa la efectuarea ciclului urmator. Deoarece in cilindrii motorului se arde hidrogen, se va adopta coeficientul gazelor reziduale cu valoarea:

(29)

vom avea: T_g=8001200 K - temperatura medie a gazelor in cursa de evacuare

Se adopta T_g=1000 K

T₀= 298 K - temperatura mediului ambiant.

Temperatura gazelor la sfarsitul admisiei se determina cu relatia:

(30)

Viteza medie a gazelor prin galeria de admisie este:

(31)

Viteza medie de curgere a gazelor pe sub supapa de admisie este:

(32)

cu V_s=0,588 dm³

Consumurile teoretice de fluid proaspat sunt:

(34)

cu R=8314 Kj/kmol K

i=6 numarul de cilindrii

t 4 numarul de timpi ai motorului.

Consumurile reale de fluid proaspat sunt:

C_fp=h_v· C_0fp=0,9168· 537,3=492,9 kg/h (35)

n_fp h_v n_0fp 0.9168 · 2,373 ·10^-5= 2,175·10^-5 kmol/ ciclu cil (36)

m_fp= h_v· m_0fp= g/ciclu cil  (37)

Cantitatea de amestec pe ciclu si cilindru la finele cursei de admisie este:

n_a n_fp j_pu g_r

=0,844 ·10^-5 kmoli/ciclu cil (38)

iar cantitatile de gaze reziduale si de amestec initial sunt:

n_gr n_fpg_r kmol/ciclu cil

n_ai n_fp+ n_gr kmol/ciclu cil (39)

Volumul ocupat de gazele proaspete la finele admisiei V₀ este:

V₀=h_v· V_s=0,9168·0,588=0,539 dm³ (40)

Consumul orar de aer al motorului este dat de realtia:

C_a= C_fp/f_l 492,9/1,167=422,4 kg/h (41)

cu

f_l lL_min)/ lL_min (41')

f_l factor de corectie a dozajului;

Consumurile de aer pe ciclu si pe cilindru si cilindru se calculeaza cu relatiile :

C*_a=10³C_a/N_c=10³·422,4/180000=0,6477 g/ciclu (42)

C**_a= C*_a/i=0,6477/6=0,107 g/ciclu cil  (43)

Consumul orar de combustibil se determina cu relatia;

C_c=C_a/ lL_min=422,4/3,2·10=13,2 kg/h (44)

iar consumurile orare de combustibil pe ciclu si pe cilindru si cilindru sunt:

C*_c=10³C_c/N_c=10³·19,3/180000=0,1073g/ciclu  (45

C**_c= C*_c/i=0,1072/6=0,0178 g/ciclu cil  (46)

Participatiile masice ale aerului, respectiv combustibilului la fluidul proaspat sunt date de relatiile:

p_ma= [lL_min /(1+lL_min)] ·100=93,75%

(47)

p_mc=[ lL_min)]·100=6,25 %