Embed Size (px)
Citation preview
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV
Departamentul de Autovehicule şi Inginerie Mecanică
STUDIUL FENOMENELOR DINAMICE DIN GAZE CU APLICAłIE
LA SUPRAALIMENTAREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ
A STUDY OF THE DYNAMICAL PHENOMENA IN GASES FOR
APPLICATIONS REGARDING THE SUPERCHARGING OF THE
INTERNAL COMBUSTION ENGINE
Rezumatul tezei de doctorat
Summary of the doctoral thesis
Autor:
Ing. Marius Ciprian HÎRCEAGĂ
Conducător ştiinŃific:
Prof. dr. ing. Gheorghe-Alexandru RADU
Braşov 2012
i
MINISTERUL EDUCAłIEI, CERCETĂRII, TINERETULUI ŞI SPORTULUI
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV
BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036,
TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525
RECTORAT
Vă aducem la cunoştinţă că în ziua de joi, 28.06.2012, ora 11:00, în Aula "Sergiu T.
Chiriacescu" a UniversităŃii "Transilvania" din Braşov, b-dul Iuliu Maniu nr. 41 A, sala
U.I.2, va avea loc susţinerea publică a tezei de doctorat intitulată: STUDIUL FENOMENELOR
DINAMICE DIN GAZE CU APLICAłIE LA SUPRAALIMENTAREA MOTOARELOR CU
ARDERE INTERNĂ, elaborată de domnul ing. Marius Ciprian HÎRCEAGĂ în vederea
obţinerii titlului ştiinţific de DOCTOR în domeniul INGINERIE MECANICĂ.
Comisia de doctorat are următoarea componenŃă:
PREŞEDINTE: Prof. univ. dr. ing. Anghel CHIRU
Universitatea “Transilvania” din Braşov
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof. univ. dr. ing. Gheorghe-Alexandru RADU
Universitatea “Transilvania” din Braşov
REFERENŢI: Prof. univ. dr. ing. Nicolae BURNETE
Universitatea Tehnică din Cluj-Napoca
Prof. univ. dr. ing. Edward RAKOSI
Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iaşi
Prof. univ. dr. ing. Horia ABĂITĂNCEI
Universitatea “Transilvania” din Braşov
În acest scop vă trimitem alăturat rezumatul tezei de doctorat şi vă invităm să luaţi parte la
susţinerea publică a tezei de doctorat.
Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să le transmiteţi pe
adresa Facultăţii de Inginerie Mecanică, str. Politehnicii nr. 1, tel/fax: 0268 474761, sau pe
adresa de email: [email protected]
ii
Rezumat
În contextul aplicării pe scară tot mai largă a procedeului de downsizing la motoarele
cu ardere internă în scopul reducerii consumului de combustibil şi a emisiilor poluante, agregatele de supraalimentare capătă o importanţă tot mai accentuată în cadrul sistemelor de propulsie convenţionale.
Comparativ cu alte sisteme utilizate la supraalimentarea forţată a motoarelor cu ardere internă, compresorul cu unde de presiune prezintă anumite caracteristici, cum ar fi realizarea unor presiuni de supraalimentare relativ ridicate la sarcini şi turaţii reduse şi o reacţie rapidă în timpul regimurilor tranzitorii de funcţionare a motorului, care îl fac extrem de atractiv ca soluţie de supraalimentare pentru motoarele cu capacitate cilindrică redusă.
Implementarea cu succes a procedeului de downsizing depinde foarte mult de calitatea gradului de acordare dintre motorul cu ardere internă şi sistemul de supraalimentare cu care acesta este echipat. Ca urmare acestui fapt, în cadrul lucrării de faţă au fost analizate cu ajutorul a trei modele de simulare (adimensional, unidimensional şi tridimensional), principalele mărimi care influenţează gradul de acordare dintre motorul cu aprindere prin comprimare 392 L4 DT şi compresorul cu unde de presiune CX-93 precum şi fenomenele dinamice din gaze care au loc în timpul funcţionării acestui tip de agregat de supraalimentare.
Rezultatele obţinute pe parcursul încercărilor experimentale au validat modelele de simulare unidimensional şi tridimensional, modele care vor putea fi în continuare folosite pentru analizarea şi optimizarea gradului de acordare dintre un motor cu ardere internă şi un compresor cu unde de presiune.
De asemenea, simulările efectuate cu modele de analiză propuse au oferit posibilitatea investigării în mediul virtual a unor procese şi fenomene dinamice care se desfăşoară în interiorul compresorului cu unde de presiune şi care ajută la o mai bună înţelegere a modului de funcţionare a acestui tip de agregat de supraalimentare. Cuvinte-cheie: compresor cu unde de presiune, downsizing, supraalimentare, model de analiză, simulare.
Abstract
In order to reduce the fuel consumption and the pollutant emissions of the internal combustion engines, the downsizing method has become a large-scale applied procedure, this leading to the fact that the superchargers are now an important part in the final configuration of the conventional propulsion systems.
Compared with other supercharging devices, the Pressure Wave Supercharger (PWS), has some positive characteristics like the ability to produce a relative high air pressure even when the engine runs at low loads and speeds or a very fast response during transient engine operations, which makes the PWS a very interesting solution as supercharger for small displacement engines.
A successfully implementation of the downsizing method depends strongly on a good matching between the internal combustion engine and its supercharger. As a result, in the present paper the most important parameters that influence the matching between the CX-93 PWS and the 392 L4 DT Diesel engine and the dynamic phenomena in gases that take place inside this type of supercharger, were investigated with the help of three simulation models (0D, 1D and 3D).
The results acquired on the test bench during the experimental measurements have validated the 1D and 3D simulation models, which could be further used in other applications for the analysis and optimization of the matching characteristics between a PWS and an internal combustion engine.
The simulations conducted with the proposed analysis models have revealed some interesting phenomena that take place inside the PWS, which helps getting a better understanding of the way this type of supercharger works. Keywords: pressure wave supercharger, downsizing, supercharging, analysis model, simulation.
iii
PrefaŃă De-a lungul existenŃei sale motorul cu ardere internă a fost supus unor cercetări intense în vederea îmbunătăŃirii parametrilor săi energetici, multă vreme principala preocupare fiind dezvoltarea unei puteri cât mai mari. În contextul accentuării efectelor nefaste produse de încălzirea globală dar şi datorită reducerii substanŃiale a rezervelor de petrol, se impun noi cerinŃe în proiectarea, realizarea şi exploatarea motoarelor, accentul punându-se în special pe reducerea consumului de carburant şi a noxelor emise în atmosferă. În general motoarele cu ardere internă sunt mai eficiente când sunt exploatate la sarcini mari şi turaŃii apropiate de cea nominală. Totuşi, aceste condiŃii de funcŃionare nu sunt uzuale pentru un automobil al cărui motor lucrează în majoritatea timpului la sarcini mici si medii şi în regimuri de turaŃie tranzitorii. Acest lucru e dictat pe de-o parte de variaŃia rezistenŃelor întâmpinate la înaintarea autovehiculului, iar pe de altă parte de necesitatea asigurării unui confort fonic în interiorul habitaclului şi evitării unei uzuri excesive a agregatului de propulsie. O soluŃie tot mai des utilizată în ultima perioadă în vederea îmbunătăŃirii eficienŃei motoarelor care echipează automobilele o reprezintă micşorarea cilindreei totale prin reducerea cilindreei unitare şi/sau a numărului de cilindrii din motor. Aceasta abordare este cunoscută în literatura de specialitate sub denumirea de "downsizing". Scăderea capacităŃii cilindrice va avea ca efect imediat diminuarea puterii motorului, iar din acest motiv, concomitent cu reducerea capacităŃii cilindrice, se va recurge la supraalimentarea forŃată a motoarelor, astfel că puterea furnizată de acestea să se menŃină la un nivel satisfăcător nevoilor energetice unui autovehiculul modern. Lucrarea de faŃă abordează tematica "downsizing-ului" motoarelor cu ardere internă prin intermediul unui agregat de supraalimentare cunoscut sub denumirea de compresor cu unde de presiune, (c.u.p.). Acesta foloseşte o parte din energia gazelor de evacuare pentru a comprima aerul care este admis în motor, ducând astfel la creşterea puterii motorului, creştere care va putea compensa efectele negative cauzate de reducerea cilindreei totale. łin să mulŃumesc întregului colectiv al Catedrei de Autovehicule şi Motoare şi în special domnului profesor doctor inginer Gheorghe-Alexandru RADU, membru al Academiei de ŞtiinŃe Tehnice din România, pentru ajutorul acordat în realizarea acestei teze prin sfaturile sale şi îndrumarea sa, fără de care nu ar fi fost posibilă finalizarea acestei lucrări. Cercetările experimentale din cadrul lucrării de faŃă nu ar fi putut fi realizate fără sprijinul generos al domnului profesor doctor inginer Anghel CHIRU, care în calitatea sa de director al Departamentului de Cercetare D02 - "Produse High-Tech pentru Autovehicule” al UniversităŃii Transilvania din Braşov, a avut o contribuŃie esenŃială la achiziŃionarea echipamentelor de investigaŃie şi a aparaturii de măsurare de ultimă generaŃie aferente standului de probe şi căruia doresc sa-i mulŃumesc pe această cale. De asemenea mulŃumesc colegiilor care m-au ajutat la efectuarea încercărilor experimentale printre care amintesc pe domnul doctor inginer Vladimir MĂRDĂRESCU, domnul doctor inginer Mihai DOGARIU, domnul doctor inginer Cristian-Ioan LEAHU şi domnul inginer Dan MATEI. Nu în ultimul rând vreau să mulŃumesc familiei mele pentru sprijinul şi contribuŃia esenŃială la succesul meu în viaŃă.
Marius Ciprian Hîrceagă
iv
Cuprins
Teză Rez. 1. Introducere ............................................................................................ 1 1 2. Sisteme de supraalimentare utilizate la motoarele cu ardere internă .............. 7 5
2.1. Supraalimentarea acustică ............................................................... 8 5 2.2. Supraalimentarea cu antrenare mecanică ........................................... 12 6
2.2.1. Compresorul cu palete ............................................................. 12 6 2.2.2. Compresoare cu rotoare profilate .............................................. 13 6 2.2.3. Compresorul spiral G ............................................................... 16 7 2.2.4. Compresorul centrifugal ........................................................... 17 7
2.3. Supraalimentarea cu ajutorul gazelor de evacuare ............................... 19 8 2.3.1. Turbosuflanta ......................................................................... 19 8 2.3.2. Compresorul cu unde de presiune ............................................. 22 9
2.4. Supraalimentarea mixtă ................................................................... 25 9 3. Compresorul cu unde de presiune .............................................................. 27 11
3.1. Scurt istoric şi aplicaţii ..................................................................... 27 11 3.2. Principiul de funcţionare al compresorului cu unde de presiune .............. 30 12 3.3. Descrierea elementelor şi caracteristicilor constructive ale unui
compresor cu unde de presiune ......................................................... 33 14 3.3.1. Rotorul .................................................................................. 34 15 3.3.2. Statorul ................................................................................. 35 16 3.3.3. Sisteme auxiliare .................................................................... 39 16 3.3.4. Antrenarea compresorului cu unde de presiune ........................... 42 19
4. Aspecte teoretice şi analitice ale fenomenelor dinamice desfăşurate în compresorul cu unde de presiune ........................................................... 44 20
4.1. Ecuaţiile fundamentale ale undei primare de şoc ................................. 44 20 4.2. Modele de analiză utilizate pentru determinarea principalilor
parametri de influenţă asupra proceselor desfăşurate în compresorul cu unde de presiune ...................................................... 49 23 4.2.1. Date şi condiţii iniţiale utilizate la modelele de analiză .................. 50 24 4.2.2. Modelul de analiză adimensional (0D) ........................................ 52 26 4.2.3. Modelul de analiză unidimensional (1D) ..................................... 56 28 4.2.4. Modelul de analiză tridimensional (3D) ....................................... 61 32 4.2.5. Concluzii privind eficienţa modelelor de simulare ......................... 68 37
4.3. Calculul de verificare a acordării c.u.p.-ului cu motorul cu ardere internă ................................................................................ 70 38
5. Strategia, aparatura şi metodica cercetării experimentale ............................. 75 42 5.1. Scopul şi obiectivele programului de încercări experimentale ................. 75 42 5.2. Metodica programului de încercări experimentale ................................ 76 42 5.3. Standul de încercări experimentale .................................................... 80 45
5.3.1. Motorul cu ardere internă ......................................................... 82 47 5.3.2. Frâna hidrodinamica ................................................................ 83 47 5.3.3. Sistemul de antrenare a compresorului cu unde
de presiune ....................................................................... 86 48 5.3.4. Instalaţia de condiţionare şi măsurare a combustibilului ............... 89 49 5.3.5. Instalaţia de măsurare a debitului de aer ................................... 90 50 5.3.6. Sistemul de analiză a gazelor de evacuare .................................. 92 51 5.3.7. Sistemul de achiziţie şi prelucrare a semnalelor furnizate
de senzorii şi aparatura de măsurare a standului de probe ........... 94 52 6. Analiza rezultatelor experimentale obţinute la echiparea motorului cu agregatele de supraalimentare investigate................................................... 102 55
6.1. Verificarea gradului de acordare dintre motor şi c.u.p. ......................... 102 55 6.2. Stabilirea condiţiilor limită pentru modelele de analiză
0D, 1D şi 3D .................................................................................. 111 62 6.3. Validarea modelelor de analiză .......................................................... 115 64 6.4. Concluzii referitoare la validarea modelelor de analiză .......................... 119 66
v
7. Analiza în mediul virtual a fenomenelor din interiorul compresorului cu unde de presiune ................................................................................ 120 67
7.1. Utilizarea modelului unidimensional pentru analiza evoluţiei presiunii şi temperaturii fluidului în canalele rotorului ........................... 120 67
7.2. Utilizarea modelului unidimensional pentru evidenţierea influenţei turaţiei de antrenare a c.u.p.-ului asupra debitelor masice de fluid vehiculate prin rotor .................................................. 124 70
7.3. Utilizarea modelului 3D pentru analiza evoluţiei presiunii şi temperaturii fluidului în canalele rotorului ............................................................. 127 72
8. Concluzii finale, contribuţii personale şi direcţii de cercetare viitoare ............... 134 78 8.1. Concluzii generale ........................................................................... 134 78 8.2. Contribuţii personale şi direcţii de cercetare viitoare ............................ 136 79
Anexa I ..................................................................................................... 138 - Anexa II .................................................................................................... 141 - Anexa III ................................................................................................... 143 - Bibliografie ................................................................................................. 159 81
1
1. Introducere Nevoia tot mai accentuată de mobilitate la nivel global din ultima perioadă a dus la o creştere exponenţială a numărului de autovehiculele şi totodată a cantităţilor de noxe emise în atmosferă de către acestea. Există tot mai multe dovezi că schimbările climatice din prezent şi fenomenele meteorologice extreme care le însoţesc sunt o consecinţă directă a poluării cauzate de activităţile societăţii umane, iar motorul cu ardere internă şi aplicaţiile sale, au din păcate o contribuţie significantă la accentuarea acestui proces de degradare a mediului înconjurător. Un alt aspect care trebuie luat în seamă este diminuarea ireversibilă a rezervelor de combustibili fosili, fapt care va conduce într-un viitor apropiat la apariţia de crize economice, convulsii sociale şi chiar conflicte armate pentru obţinerea şi asigurarea resurselor energetice. Pentru evitarea acestor urmări nefaste este absolut imperativ elaborarea unor strategii care să permită reducerea impactului negativ pe care îl are utilizarea autovehiculului asupra mediului înconjurător. Având în vedere că în prezent majoritatea automobilelor au ca sursă de propulsie motorul cu ardere internă, este logic ca până la maturizarea din punct de vedere tehnic şi economic a unor soluţii alternative, eforturile să se concentreze asupra optimizării acestui tip de agregat, în special asupra scăderii consumului de combustibil. Reducerea cantităţii de combustibil consumate rezultă ca urmare a unei creşteri a eficienţei motorului, iar un criteriu important în aprecierea sa este randamentul termic [3]. Acesta exprimă raportul dintre căldura transformată în energie mecanică şi căldura dezvoltată prin arderea combustibilului. Expresia lui generală are forma:
)1q()1(1q1
11t −−−−⋅⋅⋅⋅ππππ⋅⋅⋅⋅κκκκ++++−−−−ππππ
−−−−⋅⋅⋅⋅ππππ⋅⋅⋅⋅εεεε
−−−−====ηηηηκκκκ
−−−−κκκκ (1.1)
Notaţiile au următoarele semnificaţii: εεεε - raportul de comprimare al motorului; ππππ - gradul de creştere a presiunii în timpul procesului de ardere; q - gradul de destindere prealabilă în timpul procesului de ardere; κκκκ - exponentul adiabatic.
Fig. 1.2. VariaŃia randamentului termic
2
După cum se poate observa în figura 1.2, creşterea raportului de comprimare εεεε, are o contribuţie majoră la mărirea eficienţei termice a motorului. La M.A.S.-uri această creştere e însă limitată deoarece există pericolul apariţiei fenomenului de detonaţie, fenomen care are o influenţă extrem de nefavorabilă asupra fiabilităţii şi performanţelor energetice ale motorului. Pentru motoarele Diesel o creştere excesivă a gradului de destindere prealabilă q, conduce la o scădere a randamentului termic datorită prelungirii procesului de ardere până în faza de destindere. Acest lucru determină creşterea temperaturii gazelor de evacuare şi implicit creşterea cantităţii de căldură cedate mediului exterior. De asemenea, mărirea gradului de creştere a presiunii în timpul procesului de ardere ππππ, îmbunătăţeşte randamentului termic la M.A.C.-urile rapide, spre deosebire de M.A.S.-uri, unde această mărime nu influenţează deloc valoarea eficienţei termice [7]. Un alt aspect care trebuie abordat în problema creşterii eficienţei motorului îl reprezintă reducerea pierderilor care apar în timpul funcţionării acestuia. Variaţia continuă a rezistenţelor la înaintare care apar în timpul deplasării unui autovehicul obligă motorul să lucreze la regimuri de sarcini parţiale şi turaţii variabile, fapt ce determină o creştere a pierderile prin pompaj şi implicit a consumului de combustibil. Prin adoptarea unei cilindree totale mai reduse este posibilă micşorarea pierderilor prin pompaj, deoarece în acest caz motorul va opera mai mult timp într-un regim de sarcină ridicată. Pierderile mecanice iau naştere datorită frecărilor dintre diversele componente ale motorului, astfel că scăderea numărului de cilindri va duce la reducerea pierderilor prin frecare. Deşi micşorarea cilindreei totale şi a numărului de cilindri ajută la scăderea consumului de combustibil, aceste măsuri duc totodată şi la o diminuare a puterii motorului. O metodă utilizată pentru compensarea pierderii de putere este supraalimentarea forţată. Analizând comparativ ciclurile termodinamice ale unui motor aspirat şi supraalimentat din figura 1.3, se poate observa că lucrul mecanic teoretic al acestuia din urmă este mai mare, fapt care se datorează unei presiuni maxime a ciclului mai ridicate dar şi adaosului cantitativ realizat de lucrul mecanic de pompaj, (suprafaŃa 0-1-7-8), care în cazul motorului cu aspiraţie naturală are valoare negativă [11].
a) motor cu aspiraŃie naturală b) motor supraalimentat
Fig. 1.3. ComparaŃie între ciclul termodinamic teoretic al unui motor cu aspiraŃie naturală şi unul supraalimentat
3
Procedeul de reducere a cilindreei totale prin scăderea cilindreei unitare şi/sau a numărului de cilindri combinat cu supraalimentarea forţată a motorului poartă denumirea de downsizing [24]. Scopul acestei metode este micşorarea consumului de combustibil fără a avea dezavantajul unei pierderi semnificative de putere. Implementarea cu succes a acestui procedeu depinde în mare parte de calităţile sistemului de supraalimentare, printre care cea mai importantă este presiunea de admisie a aerului. Aceasta va trebui să aibă valori optime pentru întreaga plajă de funcţionare a motorului, mai ales la sarcini şi turaţii mici şi medii, unde pierderile prin pompaj au un efect mai pregnant asupra consumului de carburant. Cele mai cunoscute şi mai frecvent utilizate metode de supraalimentare forŃată a motoarelor cu ardere internă (M.A.I.), sunt supraalimentarea cu antrenare mecanică şi cea cu ajutorul gazelor de evacuare. Prima variantă foloseşte un agregat antrenat direct de către arborele cotit al motorului. Această soluţie are avantajul unui răspuns foarte bun la acceleraţii şi poate asigura o presiune de supraalimentare relativ ridicată pe întreaga plajă de turaţie a motorului. Din punct de vedere energetic însă, agregatul de supraalimentare este un consumator adiţional de putere, lucru care afectează negativ consumul de combustibil. După cum se ştie, o mare parte din căldura dezvoltată prin arderea combustibilului la motoarele termice se pierde prin intermediul gazelor arse în cadrul procesului de evacuare. Suprafaţa haşurată 5-6-7 din figura 1.3.b reprezintă energia înmagazinată în gazele evacuate din motor. La supraalimentarea cu ajutorul gazelor de evacuare, o parte din această energie este folosită pentru mărirea presiunii aerului de admisie, crescând în acest fel randamentul total al motorului. Agregatul utilizat în mod convenţional la acest tip de supraalimentare este turbosuflanta, astfel că metoda mai poartă generic şi denumirea de turbosupraalimentare. Eficienţa cu care o turbosuflantă reuşeşte să convertească o parte din energia gazelor de evacuare pentru a creşte presiunea aerului admis în motor depinde în mod direct de debitul gazelor de evacuare. La motoarele cu capacitate cilindrică scăzută acest debit de gaze este redus, fiind necesară folosirea unor turbosuflante cu rotoare de dimensiuni mici, care pe lângă faptul că nu pot genera o presiune de supraalimentare ridicată, sunt şi dificil de realizat din punct de vedere tehnologic. Un alt agregat de supraalimentare care utilizează energia gazelor de evacuare este compresorul cu unde de presiune, (c.u.p). Acesta este de fapt un schimbător de presiune care transferă o parte din energia gazelor arse direct aerului care urmează să fie admis în motor. Cele două gaze puse în contact au iniţial presiuni diferite, astfel că egalizarea presiunilor are întâietate faţă de procesul de amestec. Din punct de vedere termodinamic, randamentul compresorului cu unde de presiune este superior celui obţinut de o turbosuflantă, având de asemenea avantajul creşterii eficienţei odată cu reducerea dimensiunilor geometrice. Acest lucru face ca supraalimentarea cu ajutorul unui c.u.p. să fie o soluţie extrem de atractivă pentru motoarele supuse procedurii de downsizing [26, 27]. În cadrul lucrării de faţă autorul îşi propune investigarea metodei de supraalimentare cu unde de presiune în scopul aplicării acesteia la motoarele cu ardere internă cu capacitate cilindrică redusă. Reducerea consumului de combustibil la un motor căruia i s-a aplicat procedura de downsizing depinde în mare măsură de gradul de acordare al acestuia cu agregatul de supraalimentare folosit pentru compensarea pierderii de putere. Ca urmare, prezenta lucrare va aborda următoarele obiective în vederea realizării unei acordări optimizate dintre un motor cu aprindere prin comprimare şi un compresor cu unde de presiune: 1. Descrierea şi analiza fenomenelor care au loc în timpul funcţionării unui compresor cu
unde de presiune în scopul identificării parametrilor fundamentali care influenţează eficienţa agregatului de supraalimentare;
4
2. Dezvoltarea şi validarea unei metode analitico-experimentale pentru implementarea
unei acordări optime între un c.u.p. şi un motor Diesel; 3. Evidenţierea superiorităţii soluţiei de supraalimentare cu ajutorul compresorului cu
unde de presiune comparativ cu varianta în care se utilizează turbosuflanta. Pentru realizarea acestor obiective, prezenta lucrare a fost structurată în opt capitole după cum urmează:
• În Capitolul introductiv se prezintă obiectivele, necesitatea şi motivaţia acestei teze;
• Capitolul 2 cuprinde un studiu comparativ al sistemelor de supraalimentare utilizate la motoarele cu ardere internă;
• Capitolul 3 descrie caracteristicile constructive şi funcţionale ale c.u.p., evoluţia şi aplicaţiile acestui tip de agregat cât şi direcţii de cercetare întreprinse în acest domeniu;
• Capitolul 4 conţine elementele teoretice care stau la baza funcţionării compresorului cu unde de presiune. În acest capitol s-a urmărit cu ajutorul a trei modele de analiză, realizarea unui studiu parametric în vederea identificării principalelor variabile care influenţează eficienţa agregatului de supraalimentare;
• Descrierea standului de probe, a aparaturii de măsurare, metodica încercărilor şi a programului de cercetare experimentală sunt detaliate în Capitolul 5;
• În cadrul Capitolului 6 sunt analizate rezultatele obţinute în urma încercărilor experimentale efectuate cu turbosuflanta, respectiv compresorul cu unde de presiune în vederea stabilirii gradului de acordare a agregatului cu unde de presiune de tip CX-93 cu motorul 392 L4 DT comparativ cu varianta de serie echipată cu turbosuflantă Holset. De asemenea, valorile experimentale obţinute cu ajutorul c.u.p.-ului au fost comparate cu cele rezultate din calculele teoretice, în scopul validării modelelor de analiză propuse în capitolul patru;
• În Capitolul 7 se prezintă analiza în mediul virtual a fenomenelor dinamice care iau naştere în timpul funcţionării compresorului cu unde de presiune;
• Concluziile finale, contribuţiile personale şi posibilităţile de dezvoltare ulterioară a cercetărilor sunt cuprinse în Capitolul 8.
Teza mai cuprinde trei Anexe şi Bibliografia aferentă.
5
2. Sisteme de supraalimentare utilizate la motoarele cu ardere internă Scopul supraalimentării M.A.I. este mărirea cantităţii de aer introdusă în cilindrii în timpul admisiei, acest lucru permiţând arderea în condiţii optime a unei cantităţi suplimentare de combustibil în vederea obţinerii unei puteri litrice superioare. Creşterea masei de aer se datorează creşterii presiunii de admisie, care însă trebuie efectuată în aşa fel încât să se evite o mărire excesivă a temperaturii pentru a nu obţine efectul contrar, şi anume scăderea cantităţii de aer admis. Indiferent de modul în care este realizată, supraalimentarea M.A.I. poate fi clasificată în funcţie de presiunea de supraalimentare, astfel:
Supraalimentare P admisie aer [bar] aspiraţie naturală 1 şi < 1
joasă 1,0 ÷ 1,5 medie 1,5 ÷2 înaltă 2 şi > 2
Supraalimentarea poate fi efectuată cu ajutorul unui agregat specializat sau utilizând fenomenele dinamice care iau naştere în colectorul de admisie, (supraalimentarea acustică). În funcţie de tipul agregatului cu care se realizează supraalimentarea, putem face următoarea clasificare [61]:
- cu palete - compresor volumic rotativ - cu rotoare profilate - spiral (G) - compresor centrifugal
- cu antrenare mecanică
- turbosuflantă - cu ajutorul gazelor de evacuare - compresor cu unde de presiune
Supraalimentare
- mixtă 2.1. Supraalimentarea acustică Denumirea de supraalimentare acustică se datorează faptului că fenomenele care o produc sunt asemănătoare cu cele întâlnite la vibraţiile sonore. La realizarea acestui tip de supraalimentare contribuie două tipuri de fenomene: inerţial şi oscilatoriu. Acestea acţionează simultan asupra coloanei de aer din colectorul de admisie, în anumite condiţii fiind determinant cel inerţial, iar în altele cel oscilatoriu [1]. Fenomenul inerŃial Deplasarea pistonului în cursa de admisie de la p.m.s. la p.m.i. produce în cilindru o depresiune care va pune în mişcare coloana de aer din colectorul de admisie. Iniţial, această coloană se va opune deplasării datorită inerţiei. La sfârşitul cursei pistonului închiderea supapei de admisie va determina încetinirea acestei deplasări, iar inerţia coloanei de gaz va determina o creştere de presiune. Prin optimizarea fazelor de distribuţie se poate utiliza această presiune suplimentară în vederea realizării unei umpleri mai bune a cilindrului chiar şi după ce pistonul a început să se deplaseze către punctul mort superior (p.m.s.) [59].
6
Principalii parametri care influenţează fenomenul inerţial sunt turaţia motorului, lungimea şi diametrul colectorului de admisie. Per ansamblu s-ar putea spune că efectul fenomenului inerţial este nul, la începutul admisiei fiind negativ, iar la sfârşit pozitiv, însă influenţa turaţiei asupra coeficientului de umplere (ηv) nu este liniară. Fenomenul oscilatoriu Deschiderea bruscă a supapei de admisie produce o undă de presiune negativă care va parcurge colectorul de admisie cu viteza sunetului. Când unda negativă ajunge la capătul colectorului ea se va reflecta în atmosferă şi se va întoarce spre poarta supapei ca undă pozitivă de presiune. Procesul se repetă, însă acum unda are o amplitudine mai mică datorită frecărilor. Oscilaţiile din colectorul de admisie sunt alimentate în mod continuu prin deschiderea şi închiderea periodică a supapelor [1, 59]. Pentru a putea exploata fenomenul oscilatoriu, unda de presiune pozitivă cu amplitudinea maximă trebuie să ajungă în poarta supapei când supapa de admisie este complet deschisă. Utilizarea eficientă a acestui fenomen pe întreaga plaja de funcţionare a unui motor necesită modificarea lungimii colectorului de admisie în funcţie de turaţie. Supraalimentarea acustică a M.A.I. este o soluţie atractivă deoarece nu utilizează un agregat specializat pentru comprimarea aerului. Fenomenele care generează acest procedeu de supraalimentare depind în special de turaţie şi de dimensiunile geometrice ale colectoarelor de admisie, astfel că optimizarea pentru toate regimurile de funcţionare ale motorului implică realizarea unor sisteme de admisie complexe. Pe lângă dezavantajul complexităţii constructive şi de reglaj, cu acest sistem nu este posibilă realizarea unei presiuni de supraalimentare suficient de ridicate pentru a putea compensa pierderea de putere la motoarele supuse procedeului de downsizing, valoarea sa în condiţii de eficienţă maximă nedepăşind 0,4 bar. 2.2. Supraalimentarea cu antrenare mecanică Acest tip de supraalimentare se foloseşte foarte des la motoarele cu aprindere prin scânteie şi se caracterizează prin faptul că agregatul utilizează o parte din puterea mecanică a motorului pentru a mări presiunea de admisie a aerului. Presiunea de supraalimentare depinde în special de turaţia motorului şi nu de sarcina acestuia, iar antrenarea compresorului se realizează în mod convenţional cu ajutorul unei curele dinţate. Din punct de vedere funcţional, agregatele de supraalimentare cu antrenare mecanică pot fi împărţite în două grupe: compresoare volumice rotative (cu palete, cu rotoare profilate, cu spirale) şi compresoare centrifugale. Deosebirea între cele două categorii de agregate constă în modul în care se realizează comprimarea aerului. În cele ce urmează se va face o scurtă prezentare a celor mai cunoscute tipuri de compresoare cu antrenare mecanică folosite la supraalimentarea motoarelor cu ardere internă. 2.2.1. Compresorul cu palete Acest tip de agregat face parte din categoria compresoarelor volumice rotative şi se caracterizează prin simplitate constructivă. În funcţie de poziţionarea paletelor, compresoarele pot fi cu palete radiale sau tangenţiale. 2.2.2. Compresoare cu rotoare profilate Compresorul Roots Compresorul Roots este un compresor volumic rotativ utilizat pe scară largă la supraalimentarea M.A.I. Spre deosebire de compresorul cu palete, acest agregat are două rotoare cu profile identice care se rotesc cu aceeaşi turaţie, dar în sensuri opuse. Rotoarele prezintă doi sau trei lobi, sunt drepte sau uşor spiralate. În timpul funcţionării acestea nu sunt în contact unul cu celălalt şi nici cu carcasa compresorului.
7
La acest tip de agregat de supraalimentare compresia aerului se realizează odată cu deschiderea ferestrei de evacuare, ceea ce duce la apariţia unor puternice oscilaţii de presiune şi turbulenţe care afectează atât randamentul cât şi nivelul de zgomot din timpul funcţionării. Aceste neajunsuri pot fi parţial înlăturate prin realizarea unor ferestre de evacuare înclinate şi a unor rotoare uşor spiralate. Compresorul tip şurub Deşi aparent este asemănător cu compresorul prezentat anterior, acest agregat de supraalimentare are două rotoare cu profile diferite ele neavând aceeaşi turaţie de antrenare. O altă deosebire importantă faţă de compresorul Roots e modul de realizare a comprimării aerului, care la acest tip de compresor se face prin micşorarea volumului dintre cele două rotoare înainte de deschiderea ferestrei de evacuare reducându-se astfel oscilaţiile de presiune şi odată cu acestea nivelul de zgomot din timpul funcţionării. 2.2.3. Compresorul spiral G Acest agregat de supraalimentare a fost dezvoltat şi produs de către firma Volkswagen [90]. Compresorul este format din două semicarcase despărţite de un disc care realizează o mişcare plan-paralelă. Atât semicarcasele cât şi discul prezintă câte doi pereţi în formă de spirală care delimitează camerele în care evoluează fluidul de lucru. Mişcarea plan-paralelă este realizată cu ajutorul a doi arbori excentrici care se rotesc cu aceeaşi turaţie. Pereţii semicarcaselor şi cei ai discului mobil se intercalează, iar camerele formate sunt etanşate cu ajutorul unor garnituri. 2.2.4. Compresorul centrifugal Agregatele de supraalimentare cu antrenare mecanică prezentate anterior fac parte din familia compresoarelor volumice rotative. După cum sugerează şi numele acestora, compresia fluidului de lucru se realizează prin micşorarea unui volum aflat între rotor şi carcasa agregatului sau în cazul compresoarelor cu rotoare profilate, între cele două rotoare. La un compresor centrifugal presiunea aerului creşte datorită forţei centrifuge care acţionează asupra fluidului de lucru cuprins între paletele rotorului. Pentru a fi eficient, un compresor centrifugal trebuie antrenat la turaţii ridicate (> 40000 rot/min). Din această cauză este necesară folosirea unui amplificator de turaţie, precum cel prezentat în figura 2.14.
Fig. 2.14. Compresorul centrifugal [22]
Principalul criteriu de apreciere al performanţelor agregatelor la acest tip de supraalimentare este randamentul adiabatic care exprimă procentual cât s-a cheltuit din lucrul mecanic de antrenare pentru comprimarea aerului. La compresoarele volumice rotative care realizează debite şi presiuni de supraalimentare asemănătoare, aprecierea performanţelor poate fi făcută şi prin compararea directă a diagramelor p-V.
8
2.3. Supraalimentarea cu ajutorul gazelor de evacuare Deosebirea esenţială între supraalimentarea mecanică şi acest procedeu de supraalimentare constă în utilizarea unei părţi din energia înmagazinată în gazele de evacuare pentru a creşte presiunea de admisie a aerului. Deoarece agregatul de supraalimentare nu mai consumă din puterea motorului pentru a comprima masa de aer introdusă în cilindri, randamentul motorului creşte, iar consumul de combustibil scade. Există două tipuri de agregate utilizate la supraalimentarea cu ajutorul gazelor de evacuare, tubosuflanta şi compresorul cu unde de presiune, (c.u.p.). Cele două sisteme sunt diferite atât din punct de vedere funcţional cât şi constructiv, după cum se va vedea şi în cele ce urmează. 2.3.1. Turbosuflanta La acest agregat de supraalimentare gazele de evacuare sunt destinse în interiorul turbinei pentru a produce lucru mecanic folosit la antrenarea suflantei în vederea comprimării aerului admis în motor. Suflanta şi turbina pot fi de tip centrifugal sau axial şi sunt legate prin intermediul unui arbore, ca în figura 2.18.:
Fig. 2.18. Turbosuflanta [66, 84]
Spre deosebire de un compresor antrenat mecanic a cărui turaţiei creşte liniar cu turaţia motorului, răspunsul turbosuflantei în timpul unei reprize de acceleraţie are o anumită întârziere datorită inerţiei rotoarelor şi a legăturii elastice prin intermediul gazelor arse dintre agregat şi motor. Pentru a corecta acest neajuns se utilizează turbosuflante cu diametre mai mici, care au un timp de activare mai scurt. Prin reducerea dimensiunilor turbosuflantei valoarea maximă a presiunii de supraalimentare este atinsă la o turaţie mai mică a motorului. Pentru a evita o suprasolicitare atât a turbinei cât şi a motorului prin creşterea ulterioară a turaţiei, se utilizează un sistem de supape pentru scăpări controlate a aerului comprimat, respectiv a gazelor de evacuare. Supapa care controlează debitul de gaze admis în turbină poartă denumirea generică de wastegate, iar cea care controlează presiunea aerului care iese din suflantă se numeşte supapă blow-off. Eficienţa turbosuflantei depinde în special de debitul gazelor de evacuare. Atunci când motorul funcţionează la sarcină şi turaţie ridicată, debitul de gaze care întră în turbină este mare iar performanţele sistemului de supraalimentare sunt optime. La sarcini şi turaţii reduse însă, debitul de gaze este redus, fapt ce duce la scăderea turaţiei turbosuflantei şi implicit a presiunii de admisie a aerului. Pentru a contracara acest efect negativ se utilizează un difuzor prevăzut cu o serie de palete mobile cu ajutorul cărora se poate modifica viteza de intrarea a gazelor în turbină, acest gen de turbosuflantă purtând denumirea de turbosuflantă cu geometrie variabilă.
9
2.3.2. Compresorul cu unde de presiune Dezvoltat iniţial de firma Brown Boveri Co. [4], acest agregat de supraalimentare mai este cunoscut şi sub denumirea comercială de Comprex. Principala componentă a acestui compresor este rotorul cilindric străbătut pe toată lungimea sa de numeroase canale axiale. În aceste canale are loc compresia aerului proaspăt de către gazele de evacuare, (fig. 2.23).
Fig. 2.23. Compresorul cu unde de presiune Deşi rotorul agregatului este antrenat mecanic, comprimarea este realizată exclusiv de către gazele de evacuare prin intermediul undelor de presiune care iau naştere la punerea în contact direct cu aerul admis în rotor. Puterea consumată pentru antrenare este minimă, această având rolul de a alinia periodic canalele rotorului cu ferestrele de admisie şi evacuare a aerului comprimat, respectiv a gazelor arse. Curgerea fluidului de lucru într-un c.u.p. este guvernată de fenomene oscilatorii asemănătoare celor întâlnite la supraalimentarea acustică, însă aici undele au amplitudini mai mari şi produc presiuni mai ridicate. În realitate acest agregat de supraalimentare este un schimbător de presiune care realizează un transfer direct de energie fără intermediul unui sistem mecanic între gazelor arse care părăsesc motorul şi aerul de admisie. Ca urmare a vitezelor de ordin sonic al undelor de presiune, compresia are loc într-un timp foarte scurt, rezultând astfel o reacţie rapidă a sistemului de supraalimentare în timpul reprizelor de acceleraţie. 2.4. Supraalimentarea mixtă Acest tip de supraalimentare combină calităţile dinamice ale supraalimentării mecanice cu eficienţa turbo-supraalimentării. După cum se poate vedea şi în figura 2.26., sistemul constă dintr-un compresor volumetric (2), antrenat direct de motor (1) prin intermediul transmisiei (4). Compresorul este utilizat pentru asigurarea presiunii de supraalimentare necesare atunci când debitul de gaze arse este prea mic pentru ca turbosuflanta (3) să funcţioneze eficient. Datorită acestui fapt răspunsul motorului în timpul unui palier de acceleraţie va fi foarte prompt, eliminându-se astfel întârzierea de activare specifică turbosupraalimentării. Când fluxul de gaze arse este suficient de mare pentru ca turbosuflanta să opereze în condiţii optime, se decuplează antrenarea compresorului în vederea reducerii consumului de combustibil, iar aerul de admisie este ghidat direct spre suflantă prin intermediul unor clapete obturatoare (8). Cu ajutorul acestui sistem de supraalimentare se pot obţine presiuni relativ ridicate, din această cauză fiind necesară utilizarea răcitorului intermediar de aer (5) şi a supapelor de control de gen blow-off (6) şi wastegate (7).
10
Deşi performanţele supraalimentării mixte sunt superioare celor două tipuri de supraalimentare pe care le înglobează, complexitatea ridicată şi costurile suplimentare pe care aceasta le implică limitează răspândirea pe scară largă a acestei metode de supraalimentare.
Fig. 2.26. Sistem de supraalimentare mixtă (VW) [44, 90]
Scopul procedeului de downsizing este reducerea consumului de carburant fără a afecta însă calităţile dinamice şi energetice ale motorului. Prin micşorarea numărului de cilindri şi / sau a cilindreei totale se obţine scăderea consumului de combustibil, însă acest lucru are ca efect şi reducerea puterii motorului. Pentru compensarea acestui handicap este necesară utilizarea unui sistem de supraalimentare care este capabil să furnizeze o presiune optimă a aerului de admisie pe întreaga plaja de funcţionare a motorului, fără ca antrenarea agregatului de supraalimentare să penalizeze suplimentar performanţele economice ale motorului. Presiunea de supraalimentare realizată de sistemele cu antrenare mecanică depinde în special de turaţia motorului, astfel că acestea sunt capabile să asigure un răspuns extrem de rapid la palierele de acceleraţie, însă ele au un mare dezavantaj datorită faptului că folosesc o parte din puterea motorului pentru comprimarea aerului de admisie, ceea ce duce per ansamblu la o creştere a consumului de carburant, acest lucru fiind în contradicţie cu scopul urmărit prin aplicarea procedeului de downsizing. Turbosupraalimentarea prezintă avantajul utilizării unei părţi din energia gazelor de evacuare pentru creşterea presiunii de admisie, fapt ce are un efect benefic asupra randamentului global al motorului şi implicit asupra consumului de combustibil. Totuşi această metodă de supraalimentare nu este optimă pentru un motor cu capacitate cilindrică redusă care are un debit mic de gaze arse, deoarece în acest caz performanţele unei turbosuflante scad drastic. Rezultate mai bune se pot obţine prin folosirea supraalimentării mixte, însă această soluţie este prohibitivă datorită complexităţii şi costurilor ridicate. Compresorul cu unde de presiune poate furniza o presiune de supraalimentare relativ ridicată chiar şi pentru debitele mici de gaze arse produse de un motor cu cilindree redusă. Totodată, comprimarea aerului este realizată de către undele de presiune care străbat canalele rotorului cu viteze de ordin sonic, ceea ce înseamnă că reacţia agregatului în timpul reprizelor de acceleraţie va fi foarte rapidă. Aceste caracteristici îi conferă c.u.p.-ului avantaje considerabile asupra celorlalte sisteme de supraalimentare, în special la motoarelor supuse procedeului de downsizing. În capitolul următor se vor prezenta mai detaliat modul de funcţionare, caracteristicile constructive şi diverse aplicaţii ale acestui tip de compresor.
11
3. Compresorul cu unde de presiune 3.1. Scurt istoric şi aplicaŃii Principiul de funcţionare a agregatelor cu unde de presiune este cunoscut încă de la începutul secolului XX graţie cercetărilor teoretice şi experimentale făcute în acest domeniu de către Knauff (1906), Burghard (1913) şi Lebre (1928). El poate fi rezumat prin următorul enunţ: când două fluide cu presiuni diferite sunt puse în contact direct, amestecul lor are loc numai după egalizarea presiunilor [9]. Acest lucru oferă posibilitatea ca energia să poată fi transferată de la un fluid la altul fără ca ele să se amestece, obţinând astfel un schimbător de presiune extrem de eficient. Prima aplicaţie industrială care a exploatat acest principiu a fost realizată în anul 1942 de Claude Seippel de la firma Brown Boveri Co., (astăzi ABB). Agregatul era folosit ca treaptă superioară de comprimare la o locomotivă cu turbină cu gaze în vederea creşterii randamentului motorului. Cercetările în domeniul utilizării agregatelor cu unde de presiune pentru îmbunătăţirea randamentului turbinelor cu gaze au fost continuate mai apoi de firme şi organizaţii prestigioase ca NASA., Rolls Royce Allison sau General Electrics:
Fig. 3.2. Stand de încercare a unui agregat cu unde de presiune, (NASA) [74, 85]
O aplicaţie foarte interesantă este în prezent dezvoltată la Michigan State University în vederea realizării unor ultra-microturbine care încorporează un rotor cu unde de presiune cu canale radiale. Aceste agregate au un gabarit de ordinul centimetrilor şi puteri cuprinse între 1 şi 100 W, ele putând fi utilizate ca micro-generatoare în industria aviatică.
Fig. 3.3. Ultra-microturbină, (Michigan State University) [40, 41]:
1 - compresor; 2 - rotor cu unde de presiune; 3 - turbină.
12
În paralel cu cercetările pentru îmbunătăţirea randamentului turbinelor cu gaze, firma Brown Boveri Co. lucrează la adaptarea acestui nou tip de compresor în vederea aplicării lui la supraalimentarea motoarelor cu ardere internă. Deşi experimentele cu acest agregat de supraalimentare cunoscut sub denumirea de Comprex, au fost începute în anii ’50, primele autovehicule echipate cu un c.u.p. sunt testate abia după două decenii [8, 9]. Iniţial Comprex-ul a fost folosit la camioane grele şi maşini agricole, debutul pe autoturisme făcându-se în anul 1985 când firma Opel lansează pe piaţă modelul Senator A2 cu motorizare Diesel [29, 78]. Până în prezent cea mai importantă aplicaţie a supraalimentării cu unde de presiune aparţine firmei Mazda care a produs între anii 1993-1997 un număr de 150000 de autoturisme Cappela 626 2.0 D RF-CX echipate cu Comprex [70, 87]. Acest agregat este folosit în continuare la supraalimentarea motoarelor de pe utilajele grele, firma Caterpillar utilizându-l cu precădere la buldozerele de mare putere. Datorită particularităţilor sale, supraalimentarea M.A.S.-urilor cu c.u.p. a întâmpinat o serie de dificultăţi până la apariţia sistemelor de management electronic al motorului. Performanţele acestui agregat de supraalimentare au fost remarcate şi în domeniul sportului cu motor, astfel că în anii ’80 firma Ferrari a luat în considerare folosirea lui la prototipurile care concurau în campionatul de Formula 1. La începutul anilor 2000 în cadrul unui proiect de cercetare desfăşurat la Institutul Tehnic din Zürich (ETH) în parteneriat cu firma Swissauto Wenko AG, este dezvoltată o nouă variantă a compresorului cu unde de presiune denumit Hyprex, acesta fiind special conceput pentru supraalimentarea motoarelor cu aprindere prin scânteie. În prezent firmele AMG şi Swissauto continuă cercetările cu acest agregat în vederea îmbunătăţirii performanţelor energetice şi economice a M.A.S.-urilor cu cilindree redusă [86, 89].
Fig. 3.4. Hyprex [19, 89]
3.2. Principiul de funcŃionare al compresorului cu unde de presiune Elementul principal al unui Comprex este rotorul, aici realizându-se atât comprimarea aerului cât şi destinderea gazelor de evacuare. Corpul rotorului este străbătut de un număr mare de canale drepte deschise la ambele capete. În aceste canale gazele în expansiune se află în contact direct cu aerul care urmează să fie comprimat. Pentru ca procesele de compresiune / destindere să aibă continuitate, canalele rotorului trebuie aliniate periodic cu ferestrele de admisie şi evacuare din stator. Din acest motiv rotorul trebuie antrenat cu o turaţie optimă pentru a se evita pătrundere gazelor arse în admisia motorului. Antrenarea rotorului are rol doar de distribuţie şi nu contribuie la comprimarea amestecului proaspăt, ca în cazul compresorului mecanic.
13
a) b) Fig. 3.5. Principiul de funcŃionare al c.u.p. [16, 17]
1 - fereastră admisie gaze arse; 2 - fereastră evacuare aer comprimat; 3 - fereastra evacuare gaze arse; 4 - fereastră admisie aer proaspăt.
Statorul unui Comprex este compus din două părţi: una “caldă”, în care se află ferestrele de admise şi evacuare a gazelor arse, şi una “rece” care conţine ferestrele de admisie şi evacuare a aerului. Statorul nu se află în contact cu rotorul iar distanţa dintre acestea trebuie să fie cât mai mică pentru a se reduce pierderile de presiune datorate neetanşeităţilor. Pentru o mai bună înţelegere a modului de funcţionare a unui c.u.p. se va descrie evoluţia proceselor care au loc într-un singur canal al rotorului pe durata unui ciclu complet. La începutul ciclului, în canalul considerat se află aer în repaus la presiune atmosferică. De asemenea, ambele capete ale canalului sunt închise de către pereţii statorului. Prin deplasarea rotorului canalul este aliniat cu fereastra de admisie a gazelor arse. Datorită diferenţei de presiune dintre aerul proaspăt şi gazele de evacuare se formează o undă de compresiune care traversează canalul cu viteza sunetului şi comprimă aerul din canal. În zona prin care trece frontul de undă presiunea creşte iar fluidul începe să se deplaseze. Aerul comprimat va ocupa un volum mai mic, locul său fiind luat de gazele arse care intră în canal. În spatele undei, aerul va avea aceeaşi viteză şi presiune ca şi cea a gazelor arse. Interfaţa aer / gaze arse se deplasează în spatele frontului de undă şi are o viteză mult mai redusă decât acesta, (fig. 3.5.b.) Poziţia ferestrei de evacuare a aerului comprimat şi turaţia de antrenare este aleasă în aşa fel încât unda primară de compresiune să ajungă la capătul “rece” înaintea deschiderii acesteia. În aceste condiţii, unda se va reflecta de peretele statorului ca undă de compresiune secundară. Această nouă undă va traversa rotorul din partea “rece” spre partea “caldă” comprimând a doua oară aerul din canal. Datorită acestui fapt, aerul comprimat care iese din rotor poate avea o presiune mai mare decât cea a gazele arse care intră în el. Condiţia principală pentru stabilirea turaţiei optime de antrenare a Comprex-ului, este ca unda secundară de compresiune să ajungă în capătul “cald” după închiderea ferestrei de admisie a gazelor arse pentru a nu provoca o creştere a contrapresiunii în evacuarea motorului. Închiderea bruscă a ferestrei de admisie a gazelor arse dă naştere unei unde de expansiune care traversează canalul dinspre partea “caldă” spre partea “rece”. În condiţii optime de funcţionare această undă va ajunge în capătul “rece” după închiderea ferestrei 2, evitându-se în acest fel curgerea inversă a aerului din colectorul de admisie a motorului spre c.u.p. În momentul închiderii ferestrei de evacuare a aerului procesul de comprimare se consideră încheiat.
14
În canalul luat iniţial în considerare se găsesc acum gaze arse şi o parte din aerul care nu a apucat să părăsească rotorul. Acest amestec are o presiune mai mare decât cea atmosferică, astfel că la alinierea rotorului cu fereastra de evacuare a gazelor arse, diferenţa de presiune va genera o undă de expansiune care va traversa canalul cu viteza sunetului dinspre partea “caldă” spre partea “rece” şi va declanşa evacuarea gazelor rămase în canal. Poziţia relativă a ferestrei de admisie a aerului proaspăt faţă de cea de evacuare a gazelor arse este aleasă în aşa mod încât această undă de expansiune să ajungă la capătul “rece” înaintea deschiderii ferestrei 4. Acest lucru este necesar pentru ca unda să se reflecte de peretele statorului tot ca undă de expansiune, iniţiind astfel admisia aerului proaspăt în canal. În lipsa pierderilor gazodinamice, procesele de admisie aer / evacuare gaze arse ar putea continua la nesfârşit, însă în realitate ele se opresc după o anumită perioadă sau chiar se inversează. Pentru ca rotorul să fie golit de gaze arse cât mai eficient, fereastra 3 rămâne deschisă mai mult timp decât este necesar, astfel că o parte a aerului admis iese direct în evacuare. De asemenea, fereastra de admisie a aerului proaspăt este închisă înaintea celei de evacuare a gazelor, producându-se astfel o uşoară depresiune în canal. Datorită acesteia, diferenţa de presiune dintre aer şi gazele arse de la începutul ciclului va fi mai mare, rezultând un proces de comprimare mai eficient. Prin închiderea ferestrei 3, procesul de golire a gazelor arse din rotor este încheiat şi odată cu el întregul ciclu de comprimare / destindere al Comprex-ului. În continuare, rotorul se aliniază din nou cu fereastra de admisie a gazelor arse, iar procesul este reluat de la început. Modul de lucru descris anterior are loc doar în condiţii de funcţionare ideală, fenomenele reale fiind însă mult mai complexe şi mai greu de controlat. Spre exemplu, deschiderea şi închiderea ferestrelor din stator nu se produce instantaneu. Din acest motiv frontul de undă nu este foarte clar definit iar amplitudinea sa scade, fapt ce afectează valoarea presiunii de supraalimentare. Un alt fenomen nedorit este amestecul fluidelor aflate în contact la interfaţa aer / gaze arse, astfel că o parte din gazele de evacuare sunt reintroduse în motor, ceea ce duce la scăderea coeficientului de umplere, iar în condiţii extreme poate provoca oprirea motorului. 3.3. Descrierea elementelor şi caracteristicilor constructive ale unui compresor cu unde de presiune Principalele componente ale unui Comprex utilizat la supraalimentarea motoarelor cu ardere internă pot fi vizualizate în figura 3.6.:
Fig. 3.6. Principalele componente ale unui Comprex [30]
15
Notaţiile reprezintă: 1 - fulie de antrenare; 2 - supapă de pornire; 3 - fereastră de evacuare aer comprimat; 4 - canale rotor; 5 - rotor; 6 - fereastră de admisie gaze arse; 7 - supapă de tip wastegate; 8 - fereastră de evacuare gaze arse; 9 - fereastră de admisie aer proaspăt; 10 - lagăre arbore de antrenare; 11 - arbore de antrenare. 3.3.1. Rotorul Este piesa principală a agregatului, aici având loc fenomenele de comprimare şi destindere a aerului şi a gazelor de evacuare. Rotorul are o formă cilindrică şi este străbătut de la un capăt la altul de un număr mare de canale axiale. Aceste canale pot fi grupate pe unul, două sau trei rânduri concentrice care sunt defazate unghiular unul faţă de celălalt pentru a reduce zgomotul produs de undele de presiune. Numărul mare de canale oferă o arie satisfăcătoare pentru admisia şi evacuarea fluidelor din rotor şi asigură o bună continuitate a debitului de aer comprimat în colectorul de admisie a motorului. Aerul proaspăt admis în compresor contribuie la răcirea naturală a rotorului, astfel că temperatura maximă nu va depăşii limita de 650 °C, fapt ce va permite utilizarea unor materiale mai puţin costisitoare la fabricarea rotorului decât în cazul turbosuflantei.
a) b) c) Fig. 3.7. Variante de rotoare pentru Comprex [9, 50]
În figura 3.7 sunt prezentate 3 soluţii constructive ale acestui tip de rotor. Canalele axiale ale variantei din figura 3.7.a sunt realizate prin inserarea unor palete drepte în nişte şanţuri prelucrate în butucul şi învelişul rotorului. Această metodă a fost folosită pentru varianta prototip a compresorului cu unde de presiune produs de firma BBC. La varianta de serie, (fig. 3.7.b), rotorul a fost realizat prin turnare dintr-un aliaj de nichel. S-a ales acest aliaj deoarece are un coeficient de dilatare redus, o bună rezistenţă mecanică şi proprietăţi anticorozive. La construcţia rotoarelor de Comprex s-au utilizat şi materialele ceramice. Aceste rotoare au calităţi mecanice şi termice superioare celor din metal, însă sunt mai scumpe. Un astfel de rotor realizat din nitrură de siliciu (Si3N4) prin procedeul de extrudare [79], este prezentat în figura 3.7.c. De asemenea, este necesar ca materialul din care se fabrică carcasa rotorului să aibă o inerţie termică foarte apropiată de cea a rotorului pentru a nu modifica distanţa dintre acesta şi stator în timpul funcţionării. Nerespectarea acestei condiţii poate duce la creşterea pierderilor de presiune datorită neetanşeităţilor.
16
3.3.2. Statorul După cum aminteam în subcapitolul precedent, statorul unui c.u.p. e format din două părţi: una “rece” şi una “caldă”. Fiecare parte conţine patru ferestre: două de admisie şi două de evacuare, (fig. 3.8.). Această soluţie constructivă a fost adoptată în vederea realizării unei distribuţii simetrice a solicitărilor termice, obţinându-se totodată un agregat mai compact, care la o rotaţie completă a rotorului produce 2 cicluri de comprimare a aerului de admisie. Partea “caldă” a statorului este realizată din fontă maleabilă care rezistă foarte bine la temperaturile înalte ale gazelor de evacuare (≈ 850 °C), iar cea “rece” din aliaj de aluminiu. Ambele părţi sunt executate prin procedeul de turnare în forme.
a) partea “caldă” b) partea “rece”
Fig. 3.8. Statorul Comprex-ului: 1 - fereastră evacuare gaze arse; 2 - fereastra admisie gaze arse; 3 - buzunar gaze arse (BG); 4 - fereastra admisie aer proaspăt;
5 - buzunar expansiune aer (BE); 6 - buzunar compresiune aer (BC); 7 - fereastră evacuare aer comprimat.
Pe lângă ferestrele de admisie şi evacuare a gazelor arse, respectiv a aerului, statorul mai include canalizaţia aferentă şi nişte “buzunare” care au rolul de a îmbunătăţi procesele de comprimare / destindere din compresor când turaţia de antrenare a acestuia nu este sincronizată cu fenomenele dinamice care au loc în canalele rotorului. Conductele din stator sunt orientate în aşa fel încât să dea un moment pozitiv rotorului, reducând astfel puterea consumată pentru antrenarea acestuia. În partea “rece” a statorului se găsesc buzunarul de compresiune (BC) şi buzunarul de expansiune (BE), iar în cea “caldă” se află buzunarul de gaze arse (BG). Buzunarele din stator sunt necesare atunci când antrenarea c.u.p.-ul este realizată într-un mod asemănător cu cea de la supraalimentarea mecanică, unde turaţia agregatului depinde direct proporţional cu turaţia motorului. 3.3.3. Sisteme auxiliare Performanţele compresorului cu unde de presiune depind foarte mult de sincronizarea turaţiei de antrenare cu deplasarea undelor de presiune din interiorul canalelor rotorului. Din această cauză este necesară folosirea unor sisteme auxiliare care să ajute la asigurarea unei funcţionări optime a acestui agregat de supraalimentare. Supapa de pornire La pornire şi în timpul mersului în gol al motorului, presiunea gazelor de evacuare este foarte apropiată de cea atmosferică. Aceste condiţii de lucru sunt foarte asemănătoare cu cele de la cazul III prezentat anterior. Pentru a evita oprirea motorului prin introducerea unei cantităţi mari de gaze arse în admisie se utilizează un dispozitiv care constă dintr-o clapetă obturatoare şi o supapă de by-pass a aerului, (fig. 3.12.). Dispozitivul este poziţionat pe colectorul de admisie între Comprex şi motor, iar atunci când presiunea gazelor arse este prea mică, clapeta obturatoare se închide, blocând astfel pătrunderea lor în motor. Concomitent cu închiderea clapetei, se deschide supapa de by-pass, motorul funcţionând acum în regim de aspiraţie naturală.
17
Fig. 3.12. Supapa de pornire [64]
Supapa de tip wastegate Având în vedere că un compresor cu unde de presiune poate realiza presiuni de admisie ridicate (>2,5 bar), după cum se poate vedea şi în figura 3.14, este necesară utilizarea unei supape de tip wastegate pentru a nu suprasolicita mecanismul motor. Această supapă se găseşte în partea “caldă” a statorului, ea având rolul de a controla debitul de gaze arse care intră în rotor şi în mod indirect, mărimea presiunii de supraalimentare.
Fig. 3.13. Supapa de tip wastegate
Fig. 3.14. Efectul supapei de tip wastegate asupra presiunii de supraalimentare [30]
18
La Hyprex, (fig. 3.16), o parte din gazele care scapă prin wastegate sunt reintroduse în rotor după terminarea procesului de comprimare pentru a îmbunătăţi spălarea rotorului de gaze arse. Această variantă modernă a compresorului cu unde de presiune se remarcă printr-o serie de îmbunătăţiri menite să asigure o acordare optimă pentru toate regimurile de funcţionare ale motorului. Astfel, antrenarea c.u.p.-ului este realizată cu ajutorul unui motor electric, (fig. 3.15.), a cărui turaţie nu mai variază liniar cu turaţia M.A.I., ca în cazul Comprex-ului. De asemenea, poziţia ferestrei de evacuare a aerului comprimat poate fi schimbată în timpul funcţionării agregatului de supraalimentare, în aşa fel ca procesul de comprimare a aerului din canalele rotorului să fie cât mai eficient.
Fig. 3.15. Sisteme auxiliare utilizate la Hyprex [67, 68]
1 - rotor; 2 - motor electric; 3 - wastegate; 4 - actuator wastegate; 5 - actuator carcasă stator.
Fig. 3.16. ParticularităŃi în funcŃionarea Hyprex-ului [65]
1 - fereastră admisie gaze arse; 2 - fereastră evacuare aer comprimat; 3 - fereastră evacuare gaze arse; 4 - fereastră admisie aer; a - reglaj fereastră admisie aer; W - supapă tip wastegate;
BG - buzunar gaze arse; BE - buzunar expansiune aer comprimat.
19
Datorită presiunii de supraalimentare ridicate şi a contactului direct cu gazele arse are loc o încălzire suplimentară a aerului admis în motor, astfel că se recomandă utilizarea unui intercooler pentru a evita suprasolicitarea mecanismului motor. 3.3.4. Antrenarea compresorului cu unde de presiune După cum s-a văzut, antrenarea compresorului nu contribuie la comprimarea aerului, ea fiind necesară pentru a putea alinia la momentul oportun canalele rotorului cu ferestrele din stator. Pentru obţinerea unei turaţii optime de antrenare a agregatului este necesară îndeplinirea a două condiţii, (fig. 3.5.b.): Iniţial, unda primară de compresiune trebuie să ajungă la capătul "rece" al statorului înaintea deschiderii ferestrei de evacuare a aerului comprimat pentru a se putea reflecta tot ca undă de compresiune, realizându-se astfel o dublă comprimare a aerului din canal. În continuare, unda secundară de compresiune reflectată de peretele statorului se va deplasa către partea "caldă" a statorului. Pentru a se evita o creştere a contrapresiunii în colectorul de evacuare, această undă trebuie să ajungă la capătul rotorului după închiderea ferestrei de admisie a gazelor. Prima condiţie stabileşte limita superioară, iar ce de-a doua condiţie limita inferioară a turaţiei optime de antrenare a c.u.p.-ului. Există trei moduri de antrenare a c.u.p.: direct de la arborele cotit al M.A.I. prin intermediul unei curele dinţate, cu ajutorul gazelor de evacuare sau antrenat cu ajutorul unui motor electric. Prima variantă este folosită la antrenarea Comprex-ului, turaţia sa variind liniar cu turaţia motorului, lucru care nu este întotdeauna avantajos pentru funcţionarea optimă a compresorului. Arborele de antrenare se montează în consolă, (fig. 3.18.), ambele lagăre fiind montate în partea “rece” a statorului pentru a le proteja de căldura gazelor de evacuare. La camioane şi la maşinile agricole se utilizează lagăre de alunecare de tip bucşă cu ungere de la motor, iar la autoturisme se folosesc rulmenţi capsulaţi cu bile.
Fig. 3.18. Arbore de antrenare a c.u.p.
Antrenarea compresorului cu ajutorul gazelor de evacuare prezintă anumite asemănări cu antrenarea turbosuflantei, însă spre deosebire de aceasta, viteza gazelor arse nu afectează în aceeaşi măsură performanţele agregatului, deoarece la c.u.p. antrenarea nu contribuie la comprimarea aerului de admisie. Totuşi, la fel ca la turbosupraalimentare, timpul de răspuns la paliere de acceleraţie ale motorului este afectat negativ de inerţia sistemului, în acest caz recomandându-se utilizarea rotoarelor ceramice. Utilizarea unei antrenări cu ajutorul unui motor electric, ca în cazul Hyprex-ului, oferă numeroase avantaje, deoarece acest tip de antrenare permite o reglare flexibilă şi exactă a turaţiei compresorului, fapt care ajută la realizarea unei foarte bune acordări cu motorul pentru toate regimurile de sarcină şi turaţie ale acestuia. În cadrul capitolului care urmează se vor aborda diverse aspecte teoretice şi analitice din funcţionarea compresorului cu unde de presiune, în vederea determinării principalilor parametrii care influenţează eficienţa acestui agregat de supraalimentare.
20
4. Aspecte teoretice şi analitice ale fenomenelor dinamice desfăşurate în compresorul cu unde de presiune În acest capitol se vor detalia câteva elemente teoretice care stau la baza proceselor ce au loc în timpul funcţionării c.u.p.-ului cu scopul de a identifica parametrii fundamentali care influenţează eficienţa acestui tip de compresor. Următorul pas constă în realizarea unui studiu comparativ al acestor parametri cu ajutorul a trei modele de analiză în vederea stabilirii gradului de influenţă pe care aceştia îl manifestă în cadrul fenomenelor care au loc în agregatul de supraalimentare. În continuare se vor evidenţia principalii parametri care vor fi urmăriţi în cadrul măsurătorilor efectuate pe standul de probă şi se va face un calcul de verificare a capacităţii de acordare dintre motorul şi compresorul cu unde de presiune utilizat în timpul încercărilor experimentale. 4.1. EcuaŃiile fundamentale ale undei primare de şoc Compresorul cu unde de presiune este în esenţă un schimbător de presiune între gazele de evacuare care părăsesc motorul şi aerul proaspăt care urmează să fie admis în motor. Prin alinierea periodică a canalelor rotorului cu fereastra de admisie a gazelor arse, cele două medii cu presiuni şi temperaturi diferite sunt puse în contact direct şi astfel ia naştere o undă de şoc care va egaliza presiunea din interiorul canalului luat în considerare, (fig. 4.1.) [67]:
Fig. 4.1. EvoluŃia parametrilor de stare ai fluidelor din interiorul unui canal aliniat cu fereastra de admisie a gazelor arse
În figura 4.1. s-au făcut următoarele notaţii: pga - presiunea gazelor arse din canal; Tga - temperatura gazelor arse din canal; uga - viteza gazelor arse din canal; pa1 - presiunea aerului din canal după trecerea undei de şoc; Ta1 - temperatura aerului din canal după trecerea undei de şoc; ua1 - viteza aerului din canal după trecerea undei de şoc; us - viteza undei de şoc; pa0 - presiunea iniţială a aerului din canal; Ta0 - temperatura iniţială a aerului din canal; ua0 - viteza iniţială a aerului din canal. În urma condiţiei de contact dintre gazele arse şi aerul din interiorul canalului luat în considerare, rezultă:
1aga pp ==== (4.1)
1aga uu ==== (4.2)
Deoarece constanta de timp a procesului de comprimare datorat undei de şoc e foarte mică, (~10-4s), transformarea 0 - 1 poate fi considerată ca fiind una adiabatică, transferul de căldură dintre gazele din interiorul canalului şi pereţii acestuia fiind în acest caz nul [71].
pga , Tga pa1 , Ta1 pa0 , Ta0
ua1 ua0 us uga
21
Pentru a transforma caracterul nestaţionar al problemei într-unul staţionar se adoptă un sistem de referinţă mobil care are viteza de deplasare egală cu viteza undei de şoc us, (fig.4.2.):
Fig. 4.2. EvoluŃia parametrilor de stare a fluidelor din interiorul unui canal aliniat cu fereastra de admisie a gazelor arse în condiŃiile unei unde de şoc staŃionare
În aceste condiţii viteza aparentă a undei de şoc faţă de sistemul de referinţă mobil luat în considerare este nulă, iar aerul din faţa undei staţionare de şoc se va deplasa înspre aceasta cu o viteză v0 egală cu diferenţa dintre viteza absolută a undei de şoc us, şi viteza aerului proaspăt din canal, ua0. Gazele din spatele undei se vor deplasa dinspre aceasta cu o viteza v1 egală cu diferenţa dintre viteza absolută a undei de şoc us şi viteza de intrare în canal a gazelor arse, uga:
0as0 uuv −−−−==== (4.3)
1asgas1 uuuuv −−−−====−−−−==== (4.4)
Considerând aerul din interiorul canalului ca fiind un gaz ideal, se pot scrie relaţiile:
1a1a1a TRp ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅ρρρρ==== (4.5)
0a0a0a TRp ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅ρρρρ==== (4.6)
unde: ρρρρa0 - densitatea iniţială a aerului din canal; ρρρρa1 - densitatea aerului comprimat din canal; R - constanta universală a gazelor. De asemenea căldurile specifice cp şi cv ale aerului aflat în canal se aproximează ca fiind constante. În volumul de control care conţine unda de şoc sunt valabile legile de conservare a masei, impulsului şi energiei [43, 52]:
00a11a vv ⋅⋅⋅⋅ρρρρ====⋅⋅⋅⋅ρρρρ (4.7)
0a200a1a
211a pvpv ++++⋅⋅⋅⋅ρρρρ====++++⋅⋅⋅⋅ρρρρ (4.8)
++++
ρρρρ++++⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅ρρρρ====
++++
ρρρρ++++⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅ρρρρ
2vp
ev2vp
ev20
0a
0a0a00a
21
1a
1a1a11a (4.9)
unde: ea0 - energia internă specifică a aerului proaspăt din canal; ea1 - energia internă specifică a aerului comprimat din canal. Entalpia specifică a unui fluid poate fi exprimată sub forma:
Tcp
eh p ⋅⋅⋅⋅====ρρρρ
++++==== (4.10)
pga , Tga pa1 , Ta1 pa0 , Ta0
v1 v0 v1
us
22
Ţinând cont de expresiile 4.7 şi 4.10, relaţia 4.9 poate fi rescrisă astfel:
2v
Tc2v
Tc20
0ap
21
1ap ++++⋅⋅⋅⋅====++++⋅⋅⋅⋅ (4.11)
Exponentul adiabatic k reprezintă raportul dintre căldurile specifice cp şi cv :
Rc
c
c
ck
p
p
v
p
−−−−======== (4.12)
Astfel căldura specifică a unui gaz aflat la presiune constantă, cp, poate fi scrisă şi sub forma:
1kRk
cp −−−−⋅⋅⋅⋅==== (4.13)
Din relaţiile 4.5 şi 4.6 rezultă că:
1a
1a1a
pTR
ρρρρ====⋅⋅⋅⋅ (4.14)
0a
0a0a
pTR
ρρρρ====⋅⋅⋅⋅ (4.15)
Cu ajutorul relaţiilor 4.13 - 4.15 expresia 4.11 devine:
2vp
1kk
2vp
1kk 2
0
0a
0a21
1a
1a ++++ρρρρ
⋅⋅⋅⋅−−−−
====++++ρρρρ
⋅⋅⋅⋅−−−−
(4.16)
Prin eliminarea necunoscutelor v1 şi v0 din relaţiile 4.7 şi 4.8 şi înlocuirea lor cu expresiile echivalente în relaţia 4.16 se obţine raportul dintre densităţile aerului comprimat şi aerului proaspăt aflat în canalul rotorului:
1
0
0a
1a
0a
1a
0a
1a
vv
)1k()1k(pp
)1k()1k(pp
====++++++++−−−−⋅⋅⋅⋅
−−−−++++++++⋅⋅⋅⋅====
ρρρρρρρρ
(4.17)
Dacă se ţine cont de relaţiile 4.5 şi 4.6, expresia 4.17 devine:
1a
0as
s
s
0a
1a
TT
)1k()1k()1k()1k(
⋅⋅⋅⋅ππππ====++++++++−−−−⋅⋅⋅⋅ππππ−−−−++++++++⋅⋅⋅⋅ππππ
====ρρρρρρρρ
(4.18)
unde ππππs reprezintă raportul de presiune a undei de şoc. Astfel temperatura aerului comprimat după trecerea undei de şoc, Ta1, va avea expresia:
)1k()1k()1k()1k(
Ts
ss1a ++++++++−−−−⋅⋅⋅⋅ππππ
−−−−++++++++⋅⋅⋅⋅ππππ⋅⋅⋅⋅ππππ==== (4.19)
23
Viteza aparentă v0 a aerului proaspăt din canal poate fi acum determinată cu autorul relaţiilor 4.7 şi 4.8. Expresia ei este:
)1k()1k(2TR
)1k()1k(2p
v s0a
s0a
0a0 −−−−++++++++⋅⋅⋅⋅ππππ⋅⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅====−−−−++++++++⋅⋅⋅⋅ππππ⋅⋅⋅⋅
ρρρρ==== (4.20)
Viteza absolută a undei de şoc us va fi în acest caz:
)1k()1k(2TR
uvuu s0a
0a00as −−−−++++++++⋅⋅⋅⋅ππππ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
++++====++++==== (4.21)
La deschiderea ferestrei de admisie a gazelor arse în rotor se consideră că aerul proaspăt din canal se află în stare de repaus (ua0 ≈ 0). Expresia vitezei undei de şoc us va deveni:
)1k()1k(2TR
u s0a
s −−−−++++++++⋅⋅⋅⋅ππππ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
==== (4.22)
O particularizare a acestei relaţii este expresia vitezei sunetului într-un mediu gazos. Pentru perturbaţii de slabă intensitate (ππππs ≈ 1), ca în cazul propagării unei unde sonore într-un gaz, vitezei sunetului în funcţie de temperatura mediului va fi:
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅==== mTRka (4.23)
Viteza gazelor din spatele undei de şoc va avea expresia:
)1k()1k(
)1(TR2vvuu
s
s0a10ga1a
−−−−++++++++⋅⋅⋅⋅ππππ−−−−ππππ
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅====−−−−======== (4.24)
Expresiile 4.19, 4.22 şi 4.24 reprezintă ecuaţiile fundamentale ale undei primare de şoc care traversează un canal al compresorului cu unde de presiune. 4.2. Modele de analiză utilizate pentru determinarea principalilor parametri de influenŃă asupra proceselor desfăşurate în compresorul cu unde de presiune Performanţele compresorului cu unde de presiune depind în special de calitatea acordării cu motorul ce urmează să fie supraalimentat cu ajutorul acestui tip de agregat. În cazul de faţă acordarea nu se rezumă doar la asigurarea unui debit suficient de mare de aer comprimat în cadrul procesului de admisie, ci datorită particularităţilor acestui sistem de supraalimentare, cum ar fi contactul direct dintre gazele arse şi aerul proaspăt din interiorul canalelor rotorului, trebuie luată în consideraţie şi sincronizarea turaţiei de antrenare a rotorului cu evoluţia undelor de presiune pe durata unui ciclu complet de funcţionare a compresorului. O turaţie de antrenare asincronă a rotorului determină o creştere necontrolată a ratei de recirculare a gazelor arse din interiorul motorului (EGR), lucru care duce la o înrăutăţire a performanţelor energetice şi ecologice ale acestuia, iar în cazuri extreme poate provoca chiar şi oprirea agregatului de propulsie. Debitul de aer comprimat care poate fi livrat de către un c.u.p. depinde de dimensiunile geometrice ale acestuia, turaţia de antrenare şi anumiţi coeficienţi de pierderi gazodinamice care apar în timpul funcţionării sale. Datorită scăpării unei părţi din aer odată cu gazele arse din rotor, este necesar ca agregatul să poată asigura un debit supraunitar celui nominal pentru a compensa această pierdere.
24
După cum s-a amintit şi în capitolul anterior, turaţia optimă de antrenare a compresorului cu unde de presiune rezultă din îndeplinirea a două condiţii: prima este ca unda primară de compresiune să ajungă la capătul "rece" al rotorului înaintea deschiderii ferestrei de evacuare a aerului comprimat, iar a doua este ca unda secundară de compresiune reflectată de peretele statorului să ajungă la capătul "cald" al rotorului după închiderea ferestrei de admisie a gazelor arse. Îndeplinirea primei condiţii limitează curgerea inversă a aerului comprimat din colectorul de admisie înapoi în rotor şi stabileşte limita superioară a turaţiei optime de antrenare a c.u.p.-ului, iar prin îndeplinirea celei de-a doua condiţii se evită creşterea contrapresiunii din colectorul de evacuare a motorului, ea determinând totodată şi limita inferioară a turaţiei optime de antrenare a agregatului de supraalimentare. Realizarea celei de-a doua condiţii are o importanţă deosebită deoarece turaţia minimă de antrenare a compresorului exercită o influenţă marcantă asupra performanţele energetice şi ecologice ale motorului supraalimentat. 4.2.1 Date şi condiŃii iniŃiale utilizate la modelele de analiză Parametrii geometrici folosiţi la modelele de analiză se bazează pe dimensiunile reale ale compresorului cu unde de presiune utilizat la încercările experimentale şi care sunt sintetizate in cadrul figurilor şi tabelelor următoare:
Fig. 4.3. Rotorul compresorului cu unde de presiune
a) Statorul "cald" b) Statorul "rece"
Fig. 4.4. Statoarele compresorului cu unde de presiune
25
Tabelul 4.1. Parametri geometrici ai c.u.p. Parametru Simbol Mărime U.M.
Lungime canal rotor Lr 93 mm Diametrul exterior al rotorului Der 92 mm Diametrul exterior al primului rând de canale De1 72 mm Diametrul interior al rotorului Di 50 mm Grosimea peretelui canalului gk1, gk2 1 mm Deschidere medie canal rotor ααααk 9,34 ° Axe de referinţă o1, o2 - - Diametrul exterior al statorului "cald" Desc 93 mm Deschiderea ferestrei de admisie a gazelor arse fag 20 ° Deschiderea buzunarului de gaze arse bg 17 ° Unghiul (o2 - fag) αααα1 19 ° Unghiul (fag - bg) αααα2 7 ° Diametrul exterior al statorului "rece" Desr 93 mm Deschiderea ferestrei de evacuare a aerului comprimat fea 18 ° Deschiderea buzunarului de compresiune bc 21 ° Unghiul (o2 - fea) αααα3 8 ° Unghiul (bc - fea) αααα4 8 °
Tabelul 4.2. Mărimi şi constante utilizate în cadrul modelelor de analiză Parametru Simbol Mărime U.M.
Constanta universală a gazelor R 287 J/kg·K Exponent politropic aer ka 1,4 - Exponent politropic gaze arse kg 1,3 - Presiune mediu ambiant p0 1 bar Temperatură mediu ambiant T0 293 K Analizând ecuaţiile fundamentale ale undei primare de şoc se pot deduce cu uşurinţă principalii parametri care influenţează în mod direct acordarea optimă a unui compresor cu unde de presiune cu un motor cu ardere internă. Din păcate anumite variabile cum ar fi exponentul politropic al aerului, respectiv al gazelor arse nu pot fi determinate cu exactitate în condiţii reale de funcţionare. Din acest motiv în cadrul studiului parametric au fost luate în considerare doar mărimile care au putut fi investigate atât în mediul virtual cât şi în cadrul programului de cercetări experimentale. Astfel la realizarea studiului parametric s-a analizat influenţa următoarelor variabile asupra unei acordării optime dintre c.u.p şi M.A.I.: pga - presiunea gazelor arse la intrarea în canal; Tga - temperatura gazelor arse la intrarea în canal; pa0 - presiunea aerului din canal la deschiderea ferestrei de admisie a gazelor arse; Ta0 - temperatura aerului din canal la deschiderea ferestrei de admisie a gazelor arse; wga - viteza de deschidere a ferestrei de admisie a gazelor arse. Pe lângă parametrii comuni prezentaţi anterior, există o serie de parametri caracteristici doar anumitor modele de analiză, fapt datorat gradului de complexitate variabil al acestor modele. Aceşti parametrii caracteristici vor fi descrişi separat în cadrul modelor de care aparţin. În continuare se vor calcula pentru fiecare model de analiză propus limita inferioară şi superioară a turaţiei optime de antrenare a compresorului în funcţie de variaţia variabilelor de intrare, cu scopul determinării gradului de influenţă pe care acestea le au la acordarea agregatului de supraalimentare cu motorul. Pentru a putea aprecia gradul de influenţă pe care o anumită variabilă de intrare îl are asupra turaţiei optime de antrenare a rotorului, se va adopta o variaţie procentuală pentru variabila analizată în timp ce celelalte vor fi considerate constante pe parcursul acestei variaţii. Utilizând această procedură pentru toate variabilele de intrare amintite mai sus, se va putea realiza la final un studiu comparativ al influenţelor exercitate de aceste variabile asupra acordării dintre c.u.p. şi motorul supraalimentat.
26
4.2.2. Modelul de analiză adimensional (0D) Acest model se bazează pe ecuaţiile fundamentale ale undei primare de şoc descrise în subcapitolul 4.1. Se porneşte de la ipoteza că la deschiderea ferestrei de admisie a gazelor arse în canalul luat în considerare se găseşte doar aer proaspăt aflat în stare de repaus, (fig. 4.5.). Ca variabile de intrare se consideră presiunea aerului din canal pa0, temperatura aerului din canal Ta0, presiunea gazelor arse pga, şi temperatura gazelor arse Tga. Utilizând relaţiile 4.19, 4.22 şi 4.24 se vor putea determina viteza undei iniţiale de presiune us0, temperatura aerului după trecerea undei Ta1, şi viteza de intrare a gazelor arse în canal uga, iar cunoscând dimensiunile geometrice ale rotorului, (vezi tabelul 4.1.), este posibilă calcularea limitei superioare a turaţiei optime de antrenare în funcţie de variabilele de intrare enunţate mai sus.
Fig. 4.5. CondiŃii iniŃiale pentru calculul parametrilor de stare la propagarea
undei primare de compresiune de-a lungul unui canal din rotor Ca urmarea a îndeplinirii condiţiei de stabilire a turaţiei maxime de antrenare, rezultă că unda primară de şoc se va reflecta înapoi tot ca undă de compresiune. Amplitudinea undei reflectate va avea însă o valoare mai mică faţă de cea a undei primare datorită pierderilor gazodinamice şi de presiune care apar la interfaţa dintre stator şi rotor. Aceste pierderi vor fi înglobate într-un coeficient de apreciere a randamentului de reflexie a undei iniţiale de şoc. Mărimile de stare calculate după trecerea undei primare vor reprezenta condiţiile iniţiale pentru propagarea undei secundare de compresiune, (fig. 4.6). Astfel, cu ajutorul aceloraşi relaţii folosite pentru stabilirea limitei superioare a turaţiei de antrenare se poate calcula viteza undei de presiune reflectate usr, şi implicit timpul total necesar undei de şoc pentru a revenii la fereastra de admisie a gazelor arse. Cunoscând această variabilă temporală se poate apoi determina limita inferioară a turaţiei optime de antrenare a compresorului.
Fig. 4.6. CondiŃii iniŃiale pentru calculul parametrilor de stare la propagarea
undei secundare de compresiune de-a lungul unui canal din rotor Analizând situaţia prezentată în figura 4.5 şi ţinând cont de relaţiile de calcul a vitezei undei primare de compresiune, putem exprima turaţia optimă maximă de antrenare a rotorului, nR-max ca funcţie de următoarele variabile:
)G,k,T,p,p(Fn a0a0aga1maxR ======== (4.25)
unde G reprezintă o variabilă care include toţi parametrii geometrici descrişi în tabelul 4.1. Presiunea iniţială a aerului din canal pa0 depinde de presiunea mediului ambiant p0 şi de pierderile care apar la admisia în rotorul compresorului. În condiţii de măsurare în laborator putem admite o valoare cvasi constantă pentru p0, iar prin adoptarea unei valori maxime dar constantă pentru pierderile de presiune la admisia în rotor, putem aprecia evoluţia variabilei pa0 ca fiind una constantă. Acelaşi lucru se poate spune şi despre variabilele ka şi G. Astfel expresia turaţiei maxime de antrenare nR-max poate fi rescrisă sub forma:
)T,p(Fn 0aga'1maxR ======== (4.26)
pga , Tga pa1 , Ta1 pa0 , Ta0
ua1=uga ua0=0 us uga
pga , Tga pa1 , Ta1 pa2 , Ta2
ua1=uga ua2=0 uga usr
27
În figura 4.7 se poate observa dependenţa turaţiei maxime de antrenare a compresorului cu unde de presiune în cazul unei variaţii procentuale a mărimilor de stare pga şi Ta0:
Turatie maxima c.u.p. (0D)
12000
13000
14000
15000
16000
17000
18000
0 20 40 60 80 100
variatie parametru [%]
nR
-max [
rot/
min
]
pga
Tga
Ta0
Fig. 4.7. VariaŃia turaŃiei optime maxime de antrenare a c.u.p. (0D)
Prin aplicarea relaţiilor de calcul ale undei de şoc pentru condiţiile iniţiale descrise de figura 4.6 şi ţinând cont de cea de-a doua condiţie pentru o acordare optimă între motor şi c.u.p., se va putea obţine expresia turaţiei minime de antrenare a rotorului. Aceasta este o funcţie care depinde pe lângă variabilele de intrare întâlnite la calculul turaţiei maxime şi de alte variabile care descriu proprietăţile gazelor arse, respectiv temperatura lor Tga şi exponentul politropic kg. De asemenea trebuie luat în considerare şi randamentul de reflexie a undei de presiune primare, care are expresia:
ga
0a
1a
2a
s
rr p
ppp
⋅⋅⋅⋅====ππππππππ
====ηηηη (4.27)
unde ππππr e raportul de presiune a undei de şoc reflectate, iar ππππs e raportul de presiune a undei de şoc incidente. Expresia generală a turaţiei optime minime de antrenare a compresorului va avea forma:
)G,,k,k,T,T,p,p(Fn rga0aga0aga2minR ηηηη======== (4.28)
Randamentul de reflexie a undei de presiune iniţiale ηηηηr, depinde în mare măsură de valoarea raportului de presiune a undei de şoc primare care în acest caz e proporţional cu presiunea gazelor arse pga. Prin eliminarea constantelor şi a variabilelor interdependente din relaţia 4.28, se obţine o expresie simplificată a turaţiei minime de antrenare a rotorului:
)T,T,p(Fn 0agaga'2minR ======== (4.29)
Evoluţia turaţiei optime minime de antrenare a unui compresor cu unde de presiune în cazul unei variaţii procentuale a variabilelor de stare a gazelor din interiorul rotorului este prezentată în figura 4.8:
28
Turatie minima c.u.p. (0D)
9500
10000
10500
11000
11500
12000
12500
0 20 40 60 80 100
variatie parametru [%]
nR
-min
[ro
t/m
in]
pga
Tga
Ta0
Fig. 4.8. VariaŃia turaŃiei optime minime de antrenare a c.u.p. (0D)
Din analiza graficelor prezentate în figurile 4.7, respectiv 4.8, se poate trage concluzia că presiunea gazelor arse pga, exercită o influenţă mai pregnantă asupra turaţiei optime de antrenare a rotorului decât ceilalţi parametri luaţi în considerare, acest lucru fiind mai evident la stabilirea turaţiei maxime a compresorului cu unde de presiune. Modelul adimensional descris mai sus este robust şi uşor de aplicat, iar pentru utilizarea sa sunt necesare resurse de calcul minime. Acest model de analiză abordează însă mult prea simplist procesele care au loc în timpul funcţionării compresorului cu unde de presiune, el neputând surprinde spre exemplu influenţele datorate vitezei de deschidere a ferestrelor de admisie şi evacuare a gazelor respectiv a aerului. De asemenea, calculul vitezelor fluidelor din canalul rotorului evidenţiază o curgere în regim turbulent, acest lucru reflectându-se în mod negativ asupra preciziei rezultatelor. Totuşi modelul adimensional este suficient de exact pentru a indica calitativ influenţele parametrilor de stare asupra turaţiei optime de antrenare a c.u.p.-ului. 4.2.3. Modelul de analiză unidimensional (1D) Modelul unidimensional a fost realizat cu ajutorul programului AMESim produs de firma LMS International. AMESim este un software comercial de simulare a sistemelor unidimensionale cu caracter multidisciplinar. Acesta conţine submodele analitice predefinite şi biblioteci de validare pentru diferite domenii cu ajutorul cărora utilizatorul poate realiza modelul unui sistem fizic descris într-o formă unidimensională. Submodelele care alcătuiesc sistemul sunt interconectate prin porturi de legătură bidirecţionale, astfel că modificarea unui parametru de intrare a unui submodel va afecta parametrii de ieşire a celorlalte submodele care alcătuiesc sistemul. Comunicarea între submodelele care constituie sistemului fizic analizat are la bază teoria grafurilor. Pentru modelarea compresorului cu unde de presiune s-au utilizat modulul pneumatic şi modulul de comandă împreună cu bibliotecile aferente acestora. În figura 4.9. sunt prezentate componentele modelului unidimensional:
29
Fig. 4.9. Modelul de analiză unidimensional (1D)
Notaţiile din figura 4.9 reprezintă: 1 - mărimi de stare a gazelor arse; 2 - mărimi de stare a aerului: 3 - sursă de presiune şi temperatură pentru gazele arse; 4 - sursă de presiune şi temperatură pentru aer; 5 - funcţie de deschidere fereastră admisie gaze arse; 6 - funcţie de deschidere fereastră evacuare aer comprimat; 7 - fereastră de admisie a gazelor arse; 8 - fereastră de evacuare a aerului comprimat; 9 - canal rotor. În cadrul submodelelor 1, respectiv 2 sunt definite mărimile caracteristice ale gazelor care străbat canalele rotorului în timpul funcţionării compresorului cu unde de presiune. Aceste mărimi sunt preluate direct din biblioteca modulului pneumatic a programului AMESim. Fereastra de admisie a gazelor arse, 7, respectiv fereastra de evacuare a aerului comprimat, 8, au fost modelate cu ajutorul unor orificii a căror deschidere şi închidere sunt comandate de funcţiile 5, respectiv 6. Aceste funcţii de comandă au forma unor funcţii de tip rampă, după cum se poate vedea şi în figura 4.10, unde valoarea unitară indică că fereastra este complet închisă, iar valoarea "0", că fereastra este complet deschisă. Se observă că panta de creştere sau de descreştere a acestor funcţii este proporţională cu turaţia de antrenare a rotorului.
Fereastră admisie gaze arse
0
1
0 0,0002 0,0004 0,0006 0,0008
timp [s]
7000 rot/min
11000 rot/min
14000 rot/min
Fig. 4.10. FuncŃii de comandă a ferestrei de admisie a gazelor arse
30
Submodelele 7 şi 8 înglobează coeficienţi de curgere care ţin cont de pierderile datorate frecărilor şi neetanşeităţilor care apar în timpul funcţionării agregatului de supraalimentare. Canalul rotorului luat în considerare, 9, este modelat discret cu ajutorul unei serii de submodele de tip "conductă pneumatică" care iau în considerare şi compresibilitatea gazelor. Acest lucru este foarte important în surprinderea fenomenelor dinamice determinate de undele de presiune care iau naştere în rotorul compresorului. Acurateţea rezultatelor creşte odată cu gradul de discretizare, astfel că este necesară legarea în serie a unui număr suficient de mare de submodele de tip "conductă pneumatică" în vederea obţinerii unor analize cât mai exacte. În cadrul simulărilor cu ajutorul modelului de analiză 1D s-a ales o lungime caracteristică de 1 mm şi o constantă de timp de 10-6 s pentru a putea surprinde cât mai detaliat fenomenele dinamice care au loc în schimbătorul de presiune [58]. Pe lângă studiul influenţelor variabilelor de intrare întâlnite la modelul de analiză adimensional, modelul unidimensional permite şi analizarea influenţei vitezei de deschidere a ferestrei de admisie a gazelor arse asupra turaţiei optime de antrenare a compresorului.
Turatie maxima c.u.p. (1D)
10000
10400
10800
11200
11600
12000
0 20 40 60 80 100
variatie parametru [%]
nR
-max [
rot/
min
]
pga
Tga
Ta0
wga
Fig. 4.11. VariaŃia turaŃiei optime maxime de antrenare a c.u.p. (1D)
Analizând graficele prezentate în figurile 4.11 şi 4.12 se poate observa că deşi viteza de deschidere a ferestrei de admisie a gazelor arse, wga, exercită o influenţă aparent redusă asupra turaţiei optime de antrenare a rotorului, această variabilă controlează însă indirect valoarea amplitudinii iniţiale a undei de presiune primare, fapt care va duce la o amortizare a influenţei parametrului pga asupra performanţelor de acordare dintre c.u.p. şi motor. Acest lucru este şi mai evident dacă se face o comparaţie între turaţiile de antrenare optime în funcţie de presiunea gazelor arse a modelului de analiză unidimensional iniţial şi o variantă simplificată a acestuia în care orificiile cu deschidere variabilă pentru admisia şi evacuarea gazelor în canalul rotorului, (submodelele 7 şi 8), au fost eliminate din sistem, obţinându-se astfel un model echivalent celui adimensional, (fig.4.13).
31
Turatie minima c.u.p. (1D)
9000
9400
9800
10200
10600
11000
0 20 40 60 80 100
variatie parametru [%]
nR
-min
[ro
t/m
in]
pga
Tga
Ta0
wga
Fig. 4.12. VariaŃia turaŃiei optime minime de antrenare a c.u.p. (1D)
TuraŃie c.u.p. (1D)
9000
10000
11000
12000
13000
14000
15000
0 20 40 60 80 100
variaŃie parametru [%]
nR
[ro
t/m
in]
pga_nRmin
pga_nRmin (wga)
pga_nRmax
pga_nRmax (wga)
Fig. 4.13. VariaŃia turaŃiei optime de antrenare a c.u.p.
în funcŃie de presiunea gazelor arse (1D)
Printre avantajele modelului de analiză 1D se pot enumera: simplitate în realizare, accesibilitate facilă în special datorită bibliotecilor de validare ataşate submodelelor predefinite din cadrul programului AMESim, utilizarea unor resurse de calcul reduse şi o precizie cantitativă şi calitativă ridicată în ceea ce priveşte rezultatele obţinute, atâta timp cât se utilizează o bună discretizare a sistemului real luat în considerare.
32
Totuşi modelul unidimensional nu este suficient de precis în a prezice fenomenele de curgere turbulentă care apar în rotor şi care după cum s-a văzut în capitolul 3, sunt o sursă importantă de pierderi la antrenarea compresorului. O altă sursă de inexactităţi a acestui model o reprezintă însăşi reducerea spaţială a sistemului real la o singură dimensiune. Deşi această simplificare ne permite o economisire a resurselor de calcul, ea duce totodată la pierderea din vedere a fenomenelor cu caracter local şi spaţial care pot avea o influenţă pregnantă asupra rezultatelor finale. Din această cauză, în continuare se va prezenta un model de analiză tridimensional care are rolul de a studia atât fenomenele cu caracter global cât şi cele cu caracter local care exercită o influenţă evidentă asupra calităţilor de acordare dintre un compresor cu unde de presiune şi un motor cu ardere internă. 4.2.4. Modelul de analiză tridimensional (3D) Acest model a fost realizat cu ajutorul programului FLUENT care utilizează Metoda Volumelor Finite (MVF), pentru calculul şi simularea fenomenelor care au loc în timpul curgerii fluidelor. Metoda Volumelor Finite este o metodă numerică folosită la rezolvarea sistemelor de ecuaţii de tip Euler cu ajutorul cărora este descrisă curgerea unui fluid. Pentru rezolvarea problemei de curgere cu ajutorul acestei metode, în primă fază se va discretiza modelul geometric prin împărţirea acestuia într-un număr finit de volume de control, acest lucru având scopul de a reduce numărul gradelor de libertate a domeniului analizat. Fiecărui volum de control i se asociază câte un nod în care se calculează valoarea variabilei necunoscute. Nodul este situat în interiorul volumul de control corespunzător, iar împreună aceste noduri alcătuiesc reţeaua de discretizare a modelului geometric analizat, [20, 60]. Baza metodei numerice constă în conversia ecuaţiei generalizate cu derivate parţiale care defineşte curgerea fluidului, într-o ecuaţie algebrică care pune în relaţie valoarea unei variabile necunoscute într-un punct oarecare al domeniului discretizat cu valorile aceleiaşi variabile din punctele aflate în vecinătatea lui.
Fig. 4.15. Exemplu de discretizare a unui domeniu 2D [43, 75]
Notaţiile reprezintă: B - noduri cărora li se impun condiţii limită;
L, W, P, E, S - noduri ale reţelei de discretizare;
- volum de control.
33
Prin rezolvarea ecuaţiei generalizate pentru fiecare volum de control al spaţiului geometric studiat se va obţine în final un sistem de ecuaţii algebrice a cărui soluţie poate fi determinată cu ajutorul metodelor de calcul matricial, care deşi sunt relativ uşor de programat, necesită resurse de calcul extrem de performante în special în cazul geometriilor complexe cu un grad de discretizare ridicat. În urma rezolvării sistemului de ecuaţii algebrice se obţin valorile necunoscutelor căutate în nodurile reţelei de discretizare. Rezultatele variabilelor pentru întreg domeniul geometric considerat se pot obţine apoi prin interpolarea rezultatelor nodale. La modelarea domeniului de curgere, (fig. 4.16), s-a ţinut cont de simetria formei rotorului, astfel că pentru descrierea spaţiului în care evoluează fluidul analizat a fost suficientă utilizarea doar a unui sector din volumul real căruia i s-au impus condiţii limită de periodicitate. Astfel a fost posibilă realizarea unei discretizări optime a domeniului geometric fără o penalizare majoră în ceea ce priveşte nevoia de resurse de calcul extreme.
Fig. 4.16. Domeniul geometric al modelului de analiză 3D
1 - fereastra de admisie gaze; 2 - canale rotor; 3 - interstiŃiu stator / rotor. Modelarea spaţiului dintre stator şi rotor cât şi a spaţiului dintre rotor şi carcasa acestuia (3), permite cercetarea influenţei pierderilor de presiune datorate neetanşeităţilor existente în interiorul compresorului [56]. Simulările realizate cu ajutorul modelului de analiză 3D au un caracter dinamic şi nestaţionar, astfel că domeniul corespunzător ferestrei de admisie a gazelor arse (1), se va deplasa în mod real faţă de domeniul canalelor rotorului (2). De asemenea pentru a putea surprinde caracterul turbulent al curgerii fluidelor din c.u.p. este necesară utilizarea unui model de turbulenţă. În cazul de faţă a fost ales modelul SST k-ωωωω (Shear-Stress Transport), un model de turbulenţă robust folosit pentru o gamă largă de probleme de curgere şi care reuşeşte să stabilească un compromis optim între resursele de calcul necesare şi precizia rezultatelor obţinute. Modelul SST k-ωωωω se bazează pe ecuaţiile de transport a energiei cinetice turbulente (k) şi a ratei specifice de disipaţiei (ω). O caracteristică importantă a acestui model de turbulenţă este faptul că ecuaţiile care îl descriu au un grad ridicat de stabilitate atât în cazul curgerii fluidului în apropierea unui perete cât şi în cazul curgerii libere, lucru care permite obţinerea unor rezultate cu o precizie superioară faţă de alte modele de turbulenţă precum k-ωωωω sau k-εεεε.
34
În vederea îmbunătăţirii acurateţii simulărilor efectuate cu ajutorul modelului de analiză 3D este necesară o discretizare suficient de bună în special în zonele de interfaţă a domeniilor de curgere, în zonele unde se realizează reflexia undei primare de presiune şi în zonele de formare a stratului limită de curgere. Analog cu modelul de analiză 1D, a fost aleasă o lungime caracteristică a domeniului discretizat de 1 mm, excepţie făcând stratul limită de curgere unde s-a adoptat o discretizare specifică acestei zone de curgere. De asemenea s-a ales o constantă de timp a simulărilor identică cu cea utilizată la modelul unidimensional, şi anume 10-6 s. În figura 4.17 se poate observa reţeaua de discretizare a modelului tridimensional, împreună cu detalii din zonele mai sus amintite:
Fig. 4.17. Discretizarea modelului de analiză 3D
35
Turatie maxima c.u.p. (3D)
9000
9500
10000
10500
11000
11500
0 20 40 60 80 100
variatie parametru [%]
nR
-max [
rot/
min
] pga
Tga
Ta0
wga
Fig. 4.18. VariaŃia turaŃiei optime maxime de antrenare a c.u.p. (3D)
Turatie minima c.u.p. (3D)
7500
7900
8300
8700
9100
9500
0 20 40 60 80 100
variatie parametru [%]
nR
-min
[ro
t/m
in]
pga
Tga
Ta0
wga
Fig. 4.19. VariaŃia turaŃiei optime minime de antrenare a c.u.p. (3D)
La fel ca la modelele de analiză 0D şi 1D şi în cazul modelului 3D se poate observa influenţa pronunţată pe care parametrul presiune gaze arse pga, îl exercită asupra turaţiei optime de antrenare a rotorului. Datorită caracterului său spaţial al modelului tridimensional se poate analiza şi influenţa pierderilor datorate neetanşeităţilor dintre rotor şi stator asupra turaţiei optime de antrenare. În figura 4.20 se prezintă comparativ performanţele de antrenare dintre un model ideal perfect etanş şi un model real cu un joc maxim de 0,2 mm între stator şi rotor.
36
După cum se poate observa diferenţele dintre cele două modele sunt mai mici de 1%, fapt ce va permite utilizarea modelului ideal pentru simulările ulterioare fără pericolul introducerii unor erori majore faţă de analizele cu modelul real. Acest lucru îmbunătăţeşte semnificativ acurateţea rezultatelor şi reduce resursele şi timpul de calcul, deoarece curgerea fluidelor prin interstiţiul dintre rotorul şi statorul compresorului cu unde de presiune este o sursă puternică de instabilitatea numerică care afectează negativ gradul de convergenţă a problemei de curgere simulate.
Turatie c.u.p. (3D)
7500
8500
9500
10500
11500
12500
0 20 40 60 80 100
variatie parametru [%]
nR
[ro
t/m
in]
nRmax (0 mm)
nRmax (0,2 mm)
nRmin (0 mm)
nRmin (0,2 mm)
Fig. 4.20. VariaŃia turaŃiei optime de antrenare a c.u.p. (3D)
pentru un model ideal (linie punctată) şi unul real (linie continuă)
TuraŃie c.u.p. (3D)
7000
9000
11000
13000
15000
0 20 40 60 80 100
variaŃie parametru [%]
nR
[ro
t/m
in]
pga_nRmin
pga_nRmin (wga)
pga_nRmax
pga_nRmax (wga)
Fig. 4.21. VariaŃia turaŃiei optime de antrenare a c.u.p.
în funcŃie de presiunea gazelor arse (3D)
37
În cazul comparaţiei unui model de analiză 3D static cu unul dinamic, (fig. 4.21), se poate observa influenţa indirectă exercitată de variaţia vitezei de deschidere a ferestrei de admisie a gazelor arse, wga, asupra turaţiei optime de antrenare a rotorului. Spre deosebire de modelul dinamic, la modelul static fereastra de admisie a gazelor are o poziţie fixă faţă de poziţia canalului rotorului, oferindu-i acestuia o deschidere maximă. În această configuraţie modelul 3D static este analog modelului de analiză 0D. În realitate deschiderea şi închiderea ferestrelor din stator au loc într-un timp finit, fapt ce are un impact major asupra gradientului de presiune a undei primare de şoc, astfel că timpul în care are loc egalizarea presiunii în canal va creşte, iar acest fapt va duce la reducerea atât a turaţiei maxime cât şi a turaţiei minime de antrenare a compresorului. Acelaşi fenomen a fost întâlnit şi la modelul de analiză unidimensional. Analizând comparativ variaţia turaţiei optime de antrenare în funcţie de presiunea gazelor arse între modelul tridimensional şi cel unidimensional, (fig. 4.22), se poate observa rolul pe care îl joacă caracterul turbulent şi spaţial al curgerii din interiorul unui c.u.p. Se constată că fenomenele turbulente accentuează pierderile de presiune la nivel local, fapt care va duce la o micşorare a amplitudinii frontului de undă primară, iar acest lucru se va manifesta prin reducerea turaţiei optime de antrenare a rotorului.
Turatie c.u.p. (1D - 3D)
7000
8000
9000
10000
11000
12000
0 20 40 60 80 100
variatie parametru [%]
nR
[ro
t/m
in]
pga_nRmin (1D)
pga_nRmin (3D)
pga_nRmax (1D)
pga_nRmax (3D)
Fig. 4.22. ComparaŃie model 1D /3D: VariaŃia turaŃiei optime de antrenare a c.u.p.
4.2.5. Concluzii privind eficienŃa modelelor de simulare În urma studiului parametric realizat cu ajutorul celor trei modele de analiză şi simulare descrise anterior cu scopul determinării influenţelor asupra turaţiei optime de antrenare a c.u.p.-ului se pot trage următoarele concluzii:
• raportul dintre presiunea gazelor arse care pătrunde în canalul rotorului şi presiunea aerului aflat în acest canal are o influenţă majoră în determinarea turaţiei optime de antrenare. Acest fapt a putut fi observat la fiecare model de analiză prezentat.
38
• viteza de deschidere a ferestrelor de admisie respectiv de evacuare din statorul compresorului joacă un rol important în procesele de comprimare şi destindere care au loc în interiorul rotorului. Acest parametru influenţează în mod direct amplitudinea undei de presiune şi astfel turaţia optimă de antrenare. Studiul acestei mărimi a putut fi realizat doar în cadrul modelelor 1D şi 3D.
• fenomenele de turbulenţă care au loc în interiorul canalelor rotorului contribuie la majorarea pierderilor de presiune, iar acest lucru duce la reducerea amplitudinii undei de presiune primare şi astfel la micşorarea turaţiei optime de antrenare a compresorului. Caracterul turbulent al curgerii din interiorul rotorului a putut fi urmărit doar în cadrul modelului de analiză 3D.
Pornind de la comparaţia acurateţii rezultatelor obţinute cu ajutorul celor trei modele de analiză elaborate în vederea studiului influenţelor asupra turaţiei optime de antrenare pentru un c.u.p., se observă că modelul de analiză 0D prezintă un caracter preponderent didactic, el putând fi utilizat în special pentru stabilirea unor tendinţe calitative ale fenomenelor care au loc în interiorul acestui tip de agregat de supraalimentare. Acest fapt se datorează deficienţelor modelului în aprecierea fenomenelor cu caracter spaţial cum ar fi închiderea şi deschiderea în timp finit a ferestrelor de admisie şi evacuare din stator, pierderi datorate curgerii turbulente, frecării şi reflexei undelor de şoc, etc. Modelul de analiză 1D realizează un bun compromis între acurateţea rezultatelor şi resursele de calcul alocate acestuia, însă şi acest model este limitat de caracterul unidimensional al simulărilor, în special datorită fenomenelor turbulente care au loc în canalele rotorului şi care au o influenţă importantă în stabilirea turaţiei optime de antrenare a compresorului. Totuşi cu ajutorul unei "calibrări" al modelului prin utilizarea unor coeficienţi de curgere obţinuţi pe cale empirică sau în cadrul unor simulări tridimensionale se pot obţine rezultate cu un grad satisfăcător de precizie. Modelul de analiză 3D oferă posibilitatea realizării unor simulări a fenomenelor reale care au loc în cadrul compresorului cu unde de presiune. Gradul de acurateţe a acestor simulări depinde însă de gradul de discretizare a modelului de analiză, care la rândul lui este limitat de resursele de calcul aflate la dispoziţia utilizatorului. Prin diverse tehnici de modelare, cum ar fi utilizarea simetriei domeniului de curgere, este posibilă reducerea timpul de calcul fără o penalizare semnificativă a acurateţii rezultatelor. Pentru a putea utiliza aceste modele de analiză la optimizarea acordării dintre un compresor cu unde de presiune şi un motor cu ardere internă este necesară validarea acestor modele prin comparaţia rezultatelor simulărilor cu rezultatele obţinute în urma investigaţiilor experimentale efectuate în cadrul acestei lucrări. 4.3. Calculul de verificare a acordării c.u.p.-ului cu motorul cu ardere internă Pornind de la parametrii geometrici şi funcţionali ai compresorului cu unde de presiune şi motorului cu ardere internă utilizaţi în cadrul cercetărilor experimentale, (tabelul 4.3), se va face un calcul de verificare a echilibrului dintre debitele masice de aer pe durata funcţionării comune a celor două sisteme. Condiţia necesară pentru asigurarea unei acordări optime între c.u.p. şi motor este ca debitul masic de aer asigurat de agregatul de supraalimentare să fie cel puţin egal cu debitul de aer masic necesar motorului pentru întreaga plajă de turaţii şi sarcini.
Tabelul 4.3. Parametru Simbol Mărime U.M.
Volum efectiv CX-93 VCX 372 cm3 Capacitate cilindrică totală motor 392 L4 DT VM 3920 cm3 Turaţie c.u.p. nCX 5000 - 15000 rot/min Turaţie motor 392 L4 DT nM 800 - 2800 rot/min Grad de refulare c.u.p. ηηηηCX 0,35 - 0,8 - Randament volumetric motor 392 L4 DT ηηηηVM 0,9 -
39
Fig. 4.23. FuncŃionare comună c.u.p. - M.A.I. [78]
În figura 4.23. s-au făcut următoarele notaţii: Q1/p1/T1 - debit /presiune /temperatura aerului admis în c.u.p.; Q2/p2/T2 - debit /presiune /temperatura aerului comprimat din colectorul de admisie a M.A.I.; Q3/p3/T3 - debit /presiune /temperatura gazelor arse evacuate din motor; Q4/p4/T4 - debit /presiune /temperatura gazelor arse evacuate din c.u.p. Între debitele masice a fluidelor de lucru care străbat atât motorul cât şi agregatul de supraalimentare există următoarele relaţii:
Q1 = Q4 (4.30)
Q2 = Q3* (4.31)
*- relaţia e valabilă în cazul neglijării debitului de combustibil Datorită modului particular de funcţionare a compresorului cu unde de presiune doar o parte din debitul aerului admis în c.u.p., (Q1), va ajunge în cilindrii motorului, (Q2), restul fiind evacuat odată cu gazele arse. Raportul dintre debitul de aer furnizat şi debitul de aer absorbit de către agregatul de supraalimentare defineşte gradul de refulare a compresorului, ηηηηCX. Această mărime depinde de parametrii geometrici ai compresorului, turaţia acestuia şi de raportul dintre presiunea aerului din interiorul rotorului şi presiunea aerului din colectorul de admisie a motorului. O valoare supraunitară a gradului de refulare ηηηηCX indică faptul că o parte din gazele arse au pătruns în colectorul de admisie a motorului, iar dacă acest fenomen se desfăşoară într-un mod necontrolat poate influenţa negativ performanţele energetice şi ecologice ale motorului [46, 47]. Pentru calculul debitului masic al aerului admis în motor se va limita presiunea maximă de supraalimentare la valoarea de 2 bar pentru ca temperatura acestuia să nu depăşească limita de 120 °C, în caz contrar fiind necesară utilizarea unei răciri intermediare a aerului comprimat. Expresia debitului masic de aer admis în c.u.p., Q1, are forma:
1
1CXCXCX1 TR
p60nVi
Q⋅⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅ηηηη⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
==== (4.32)
unde i = 2, şi reprezintă numărul de cicluri la o rotaţie completă a rotorului.
40
Forma explicită a debitului masic de aer admis în motor, Q2, va avea următoarea expresie:
2
2VMh2 TR
p602
nVQ
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
⋅⋅⋅⋅ηηηη⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅==== (4.33)
Condiţia necesară unei acordări optime între c.u.p. şi motor este:
Q1 ≥ Q2 (4.34)
În condiţiile unei acordări optime, compresorul cu unde de presiune funcţionează aproape de cazul ideal când gazele arse nu pătrund în admisia motorului, iar o mare parte din aerul admis în rotor ajunge în cilindrii motorului, (ηηηηCX = 0,8). După cum se poate vedea şi în figura 4.24, în aceste condiţii chiar şi pentru o presiune de supraalimentare maxim admisibilă de 2 bar la o turaţia maximă a motorului, compresorul este capabil să asigure un debit suficient de mare, (Q1 > Q2) chiar şi în cazul funcţionării la o turaţie inferioară celei maxime de antrenare a rotorului. Această situaţie corespunde unei funcţionări a motorului la sarcini medii şi înalte când datorită unei presiuni ridicate a gazelor arse, procesele de spălare a canalelor rotorului au eficienţă maximă. În figurile 4.24 - 4.25. se prezintă grafic variaţia debitelor Q1 şi Q2 în funcţie de diferiţi parametri:
Fig. 4.24. VariaŃia debitului masic Q2 în funcŃie de turaŃia motorului
pentru diferite presiuni de supraalimentare p2
41
Fig. 4.25. VariaŃia debitului masic Q1 în funcŃie de turaŃia motorului
pentru diferite grade de refulare ηηηηCX Condiţiile de funcţionare cele mai ineficiente pentru c.u.p. au loc când motorul rulează la sarcini foarte mici, cum ar fi mersul în gol. În acest caz presiunea gazelor arse este redusă, iar spălarea canalelor rotorului este deficitară, astfel că o parte din gazele arse nu părăsesc rotorul, iar debitul masic de aer proaspăt furnizat de compresor scade. Un astfel de caz este prezentat în figura 4.25. Se poate observa că odată cu reducerea drastică a gradului de refulare (ηηηηCX < 0,35), agregatul de supraalimentare nu mai este capabil să asigure debitul de aer necesar motorului cu ardere internă, chiar şi pentru presiuni de supraalimentare apropiate de presiunea mediului ambiant (p2 = 1 bar) şi turaţie maximă de antrenare a rotorului. În aceste condiţii se impune utilizarea unei supape de pornire asemănătoare cu cea prezentată în subcapitolul 3.3.3 cu ajutorul căreia admisia motorului este decuplată de compresorul cu unde de presiune. În capitolul ce urmează se va prezenta standul de încercări şi metodica măsurătorilor efectuate în cadrul părţi experimentale a lucrării de faţă.
42
5. Strategia, aparatura şi metodica cercetării experimentale 5.1. Scopul şi obiectivele programului de încercări experimentale Programul de cercetare experimentală efectuat în cadrul prezentei lucrări a avut ca scop principal validarea modelelor de analiză descrise în capitolul anterior. Pentru realizarea scopului propus a fost necesară îndeplinirea următoarelor obiective: 1. Determinarea calităŃii gradului de acordare a compresorului cu unde de
presiune cu motorul utilizat în cadrul cercetărilor experimentale. Acest obiectiv a fost realizat prin comparaţia directă dintre performanţele sistemelor de supraalimentare cu care a fost echipat motorul cu ardere internă. Astfel pentru încercările de referinţă s-a utilizat supraalimentarea cu ajutorul turbosuflantei, aceasta făcând parte din echiparea de serie a motorului, iar pentru încercările de bază s-a adaptat un sistem de supraalimentare cu unde de presiune aceluiaşi motor, care a fost testat ulterior în aceleaşi condiţii de sarcină şi turaţie întâlnite în timpul testelor cu varianta de referinţă.
2. Stabilirea condiŃiilor limită pentru modele de analiză 0D, 1D şi 3D, prezentate în
capitolul 4. Aceste condiţii limită reprezintă valorile reale măsurate pe standul de probe ale parametrilor din tabelul 5.1 care vor fi în continuarea utilizaţi ca variabile de intrare în cadrul modelelor de analiză şi astfel pot fi direct comparate rezultatele simulărilor cu cele obţinute în timpul investigaţiilor experimentale în vederea validării modelelor de analiză propuse de autor.
Tabelul 5.1: Parametrii urmăriŃi pentru modelele de analiză
Parametru Simbol presiunea gazelor arse din evacuarea motorului pg temperatura gazelor arse din evacuarea motorului Tg presiunea aerului din admisia motorului pa temperatura aerului din admisia motorului Ta turaţia de antrenare a c.u.p. nCX 5.2. Metodica programului de încercări experimentale Programul de încercări experimentale a fost efectuat în conformitate cu cerinţele standardelor româneşti aflate în vigoare cu privire la încercările pe stand ale motoarelor cu ardere internă şi care sunt cuprinse în STAS 6635-87 [2, 69]. În faza premergătoare programului de încercări a fost realizată reglarea motorului şi s-au calibrat senzorii şi aparatele de măsură cu care a fost echipat standul de probă [13]. În continuare s-a trecut la efectuarea încercărilor de referinţă care au constat în ridicarea caracteristicilor de turaţie la sarcină parţială şi totală pentru motorul 392 L4 DT supraalimentat cu ajutorul turbosuflantei HOLSET care face parte din echiparea de serie a motorului. Scopul acestor măsurători a fost stabilirea performanţelor energetice ale sistemului motor - turbosuflantă pentru a putea aprecia gradul de acordare a aceluiaşi motor cu compresorul cu unde de presiune. Pe lângă parametrii energetici s-a acordat o atenţie deosebită şi parametrilor gazodinamici ai motorului cum ar fi debitul de aer admis în motor, presiunea maximă în cilindru, presiunea şi temperatura gazelor de evacuare la întrarea în turbină şi presiunea şi temperatura aerului la ieşirea din suflantă. În a doua etapă a programului de măsurători experimentale, turbosuflanta a fost înlocuită cu compresorul cu unde de presiune de tip CX-93 a cărui antrenare a fost realizată cu ajutorul unui motor electric care a permis reglarea turaţiei agregatului de supraalimentare independent de turaţia M.A.I.
43
O imagine detaliată a structurii programului de măsurători experimentale împreună cu obiectivele sale sunt sintetizate în figura 5.1:
Fig. 5.1. Structura şi obiectivele programului de încercări experimentale
44
În vederea evitării avariilor mecanice la motorul cu ardere internă supraalimentat cu c.u.p., s-au luat măsuri pentru limitarea presiunii maxime în cilindru la o valoare maximă de 130 bar. Acestea constau atât în limitarea fizică a presiunii de supraalimentare la o valoare maximă de 2 bar cu ajutorul unei supape de tip blow-off montată pe conducta de admisie a motorului, cât şi în îngrădirea domeniul de testare a motorului pentru anumite sarcini şi turaţii la care presiunea maximă în cilindru depăşeşte valoarea maximă de 130 bar, astfel încât să nu existe pericolul defectării iremediabile a motorului. Din acest motiv nu a fost posibilă efectuarea unui program de încercări perfect identic pentru cele două tipuri de agregate de supraalimentare. În continuare sunt prezentate în mod tabelar punctele de măsurare a parametrilor urmăriţi în cadrul programului de încercări experimentale atât pentru sistemul de supraalimentare de referinţă (TS) cât şi pentru cel cu unde de presiune (CX):
Tabelul 5.2: Puncte de măsurare pe standul de probe
TuraŃie motor [rot/min]
1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600
0 0 0 0 0 0 0 0
35 35 35 35 35 35 35 35
70 70 70 70 70 70 70 70
140 140 140 140 140 140 140 140
210 210 210 210 210 210 210 210
- 245 245 245 245 245 - -
Cu
plu
măsu
rat
la f
rân
ă
[N�m
]
271 302 325 323 320 316 306 292
În tabelul 5.2. s-au utilizat următoarele notaţii:
→ cuplu măsurat la frâna hidrodinamică atât pentru sistemul M.A.I. - TS, cât şi
pentru sistemul M.A.I. - CX;
→ cuplu măsurat la frâna hidrodinamică doar pentru sistemul M.A.I. - TS;
→ cuplu măsurat la frâna hidrodinamică doar pentru sistemul M.A.I. - TS la sarcină
totală.
Tabelul 5.3 prezintă punctele de măsurare pe standul de probe a sistemul M.A.I. - CX. Anumite turaţii ale c.u.p. şi încărcări ale frânei hidrodinamice au fost evitate deoarece în aceste condiţii de testare ar fi fost depăşite limitele de siguranţă în funcţionarea motorului sau în anumite situaţii debitul de aer realizat de agregatul de supraalimentare nu ar fi putut satisface în mod optim cerinţele gazodinamice ale M.A.I. După fiecare etapă din cadrul programului experimental au fost realizate probe aleatorii în vederea verificării gradului de repetabilitate a măsurătorilor, atât pentru sistemul M.A.I. - TS, cât şi pentru sistemul M.A.I. - CX.
45
Tabelul 5.3: Puncte de măsurare pe standul de probe (sistemul M.A.I. - CX) TuraŃie c.u.p. [rot/min] 7000 8500 10000 11000 12500 14000
70 70 70 70 70 - 1200
140 140 140 140 140 - 0 0 0 0 0 - 35 35 35 35 35 - 70 70 70 70 70 - - - 140 140 140 140
1400
- - 210 210 210 210 0 0 0 0 0 - 35 35 35 35 35 - 70 70 70 70 70 - - - 140 140 140 140
1600
- - 210 210 210 210 - - 0 0 0 -
35 35 35 35 35 - 70 70 70 70 70 - - - 140 140 140 140
1800
- - 210 210 210 210 - - 0 0 0 - - 35 35 35 35 - - 70 70 70 70 70 - - 140 140 140 140
2000
- - 210 210 210 210 - - 0 0 0 0 - - 35 35 35 35 - - 70 70 70 70
2200
- - 140 140 140 140 - - 0 0 0 0 - - 35 35 35 35
Tu
raŃi
e m
oto
r [r
ot/
min
]
2400 - - 70 70 70 70
Cu
plu
măsu
rat
la f
rân
ă [
N�m
]
Cuplu măsurat la frână [N�m] 5.3. Standul de încercări experimentale
Turbosuflantă
(TS)
Compresor cu unde de presiune
(CX)
Fig. 5.2. Standul de încercări experimentale împreună cu cele două tipuri de supraalimentare studiate
46
Figura 5.2 prezintă standul de probe pe care s-au efectuat atât măsurătorile experimentale pentru varianta de referinţă (M.A.I. - TS), cât şi pentru varianta de bază (M.A.I. - CX). În vederea unei identificări mai uşoare, componentele principale ale standului au fost schematizate în figura 5.3:
Fig. 5.3. Schema standului de încercări experimentale
Notaţiile din figura 5.3. au următoarele semnificaţii: 1 - motor cu ardere internă; 2 - frână hidrodinamică; 3 - arbore cardanic; 4 - pompă de injecţie; 5 - turbosuflantă; 6 - compresor cu unde presiune; 7 - motor electric pentru antrenarea c.u.p; 8 - vas de liniştire a debitului aer admis; 9 - instalaţia de condiţionare şi măsurare a combustibilului; 10 - sistem de analiză a gazelor de evacuare; 11 - sistem de achiziţie / prelucrare a semnalelor furnizate de senzori / aparate de măsură; 12 - sistem de stocare / editare a datelor experimentale; S1 - senzor de presiune diferenţial; S2 - senzor de temperatură aer; S3 - senzor de presiune aer; S4 - senzor de presiune în cilindru; S5 - senzor de determinare unghi R.A.C; S6 - senzor de presiune aer comprimat; S7 - senzor de temperatură aer comprimat; S8 - senzor de temperatură gaze arse; S9 - senzor de presiune gaze arse. Pe lângă componentele descrise în figura 5.3, standul de probe mai cuprinde instalaţia de răcire a motorului, sistemul de reglare a încărcării frânei hidrodinamice şi sistemul de control pentru antrenarea compresorului cu unde de presiune. În continuare se vor detalia principalele sisteme şi echipamente de măsură aflate în componenţa standului de încercări experimentale.
47
5.3.1. Motorul cu ardere internă
Fig. 5.4. Motorul cu aprindere prin comprimare 392 L4 DT
La efectuarea încercărilor experimentale a fost utilizat motorul cu aprindere prin comprimare 392 L4 DT (fig. 5.4.), produs de firma ROMAN S.A şi care a fost conceput pentru echiparea unor autocamioane şi autoutilitare de mic tonaj. În varianta de serie acest motor este supraalimentat cu ajutorul unei turbosuflante HOLSET, iar alimentarea cu combustibil este realizată prin intermediul unei pompe de injecţie în linie şi injectoare comandate hidraulic. În tabelul 5.4 sunt prezentaţi principalii parametri ai motorului 392 L4 DT:
Tabelul 5.4: Parametri generali ai M.A.C. 392 L4 DT Parametru Simbol Mărime U.M.
Timpi τ 4 - Număr cilindri i 4 - Alezaj D 102 mm Cursă S 120 mm Raport de comprimare ε 17,6 - Cilindree totală Vh 3922 cm3 Putere maximă Pmax 80 (2600 rot/min) kW Cuplu maxim Mmax 325 (1800 rot/min) N·m Consum specific minim cmin 225 g/kW·h 5.3.2. Frâna hidrodinamică
Fig. 5.5. Frână hidrodinamică cu apă
48
Frâna standului de probe are rolul de a crea rezistenţă motorului cu ardere internă şi astfel să "consume" puterea generată de acesta. În cazul de faţă a fost utilizată frâna hidrodinamică cu apă produsă de firma Motoren Werk VEB-Diesel Shönebeck. La acest tip de frână apa este folosită atât ca fluid de transmisie a cuplului dezvoltat de motor cât şi ca mediu de disipare a energiei produsă de acesta. 5.3.3. Sistemul de antrenare a compresorului cu unde de presiune
Fig. 5.7. Sistemul de antrenare a compresorului cu unde de presiune [45]
În figura 5.7 sunt prezentate principalele componente ale sistemului de antrenare pentru c.u.p. În afară agregatului de supraalimentare (2), acesta e alcătuit dintr-un motor electric (1), fulii de antrenare (4), (6), curea trapezoidală (7), şi convertizorul de frecvenţă, (5) care are rolul de a regla turaţia motorului asincron prin modificarea frecvenţei curentului cu care acesta este alimentat. Antrenarea compresorului de către motorul electric se realizează prin intermediul a două fulii şi a unei curele trapezoidale. Diametrele fuliilor au fost astfel calculate încât la atingerea turaţiei maxime de funcţionare a motorului electric să nu se depăşească turaţia de antrenare maximă admisibilă a agregatului de supraalimentare. Astfel rezultă un raport de transmitere între cele două fulii de 3,4:1. Prin variaţia frecvenţei curentului electric cu ajutorul convertizorului de frecvenţă, turaţia motorului electric poate fi modificată în intervalul 1500 ÷ 4800 rot/min, rezultând o turaţie de antrenare a c.u.p.-ului reglabilă în intervalul 5000 ÷ 16000 rot/min. Corespondenţa dintre frecvenţa tensiunii şi turaţia motorului electric, respectiv a compresorului antrenat de acesta se regăseşte în tabelul 5.7.
Tabelul 5.7: TuraŃia motorului electric / c.u.p. FrecvenŃa tensiunii
de alimentare TuraŃia motorului
electric TuraŃia c.u.p. (teoretică)
TuraŃia c.u.p. (reală)
Hz rot/min rot/min rot/min 36 2082 7078 7008 44 2531 8605 8521 49 2837 9646 9534 51 2994 10179 10047 57 3298 11213 11059 64 3751 12752 12563 70 4069 13834 13585 72 4220 14347 14072
49
Pe parcursul încercărilor experimentale s-a constatat că puterea consumată pentru antrenarea agregatului de supraalimentare variază în intervalul 160 ÷ 310 W, valoarea maximă fiind atinsă în timpul funcţionării motorului cu ardere internă la sarcini şi turaţii mici, iar cea minimă la sarcini şi turaţii ridicate. Acest lucru se datorează înclinaţiei ferestrelor de admisie şi evacuare din stator care permit gazelor să realizeze un moment pozitiv de antrenare a rotorului. Acest moment este cu atât mai mare cu cât entalpia gazelor este mai ridicată, fapt care explică de ce puterea de antrenare a compresorului este mai mică odată cu creşterea sarcinii şi turaţiei motorului supraalimentat. 5.3.4. InstalaŃia de condiŃionare şi măsurare a combustibilului Pentru determinarea consumului de combustibil s-a utilizat metoda gravimetrică. Aceasta constă în măsurarea directă cu ajutorul unui cântar de precizie a unei cantităţi exacte de combustibil consumate de motor într-o perioadă de timp. Principalele componente ale instalaţiei de măsurare a consumului de combustibil sunt prezentate în figura 5.9:
Fig. 5.9. Schema instalaŃiei de măsurare a combustibilului
Notaţiile efectuate reprezintă: 1 - motorul 392 L4 DT; 2 - pompa de injecţie; 3 - rezervorul de combustibil; 4 - cântar electronic; 5 - vas de măsurare; 6, 7 - robinete de direcţionare a combustibilului. Timpul în care o cantitate determinată de combustibil este consumată de către motor a fost măsurat cu ajutorul unui cronometru electronic. Pe parcursul măsurătorilor, robinetul 6 rămâne închis, în timp ce robinetul 7 este complet deschis, astfel că motorul va consuma cantitatea de combustibil aflată în vasul de măsurare 5.
50
5.3.5. InstalaŃia de măsurare a debitului de aer Debitul de aer care intră în compresorul cu unde de presiune a fost determinat prin măsurarea căderii de presiune a coloanei de aer la trecerea acesteia printr-un orificiu calibrat (diafragmă). Schema instalaţiei de măsurare a debitului de aer admis este detaliată în figura 5.10. Calculul debitului masic de aer Qm, care trece printr-un orificiu calibrat în funcţie de căderea de presiune ∆∆∆∆p, care are loc datorită modificării secţiunii de curgere se poate determina utilizând relaţia:
Fig. 5.10. InstalaŃia de măsurare a debitului de aer
Precizia de măsurare a diferenţei de presiune care ia naştere la trecerea aerului prin orificiul calibrat joacă un rol decisiv în estimarea corectă a debitului de aer admis în agregatul de supraalimentare. Din această cauză în cadrul investigaţiilor experimentale se vor utiliza senzori diferenţiali de joasă presiune de tip MB-LPS2-03 produşi de firma Microbridge (fig. 5.11), cu scopul unei determinări cît mai exacte a căderii de presiune între cele două puncte de măsurare. De asemenea, pentru a se evita influenţele pe care oscilaţiile de presiune din sistemul de admisie a motorului supraalimentat le-ar putea avea asupra preciziei de măsurare a debilului de aer, s-a utilizat un vas de liniştire cu un volum de aproximativ 1 m3, (fig. 5.10).
Fig. 5.11. Senzor de presiune diferenŃial MB-LPS2-03
Senzorii diferenţiali de presiune au o sensibilitatea ridicată, aceştia fiind capabili să măsoare diferenţe de presiune de până la 1250 Pa în ambele sensuri de curgere. După o calibrare prealabilă cu ajutorul unui manometru diferenţial de tip U, senzorii au fost integraţi în cadrul sistemului de achiziţie a standului de probe, realizându-se astfel o măsurare automatizată a debitului de aer admis.
51
5.3.6. Sistemul de analiză a gazelor de evacuare Sistemul de analiză a gazelor de evacuare este alcătuit din fummetrul 415S şi analizorul de gaze SESAM-FTIR, ambele produse de firma AVL, fig. 5.12:
Fummetru AVL 415S Analizor AVL SESAM-FTIR Fig. 5.12. Sistemul de analiză a gazelor de evacuare [82]
Concentraţia de particule nearse (funingine) din gazele de evacuare a motorului cu aprindere prin comprimare 392 L4 DT a fost determinată cu ajutorul fummetrului AVL 415S. Prin intermediul unei sonde şi a unei pompe cu membrană se prelevează direct din evacuarea motorului un eşantion de gaze arse al cărui volum este măsurat cu ajutorul unui debitmetru şi apoi trecut printr-o hârtie curată de filtru. Gradul de înnegrire a hârtiei contaminate este determinat cu ajutorul unui reflectometru optic care redă apoi conţinutul de funingine din gazele de evacuare ca unităţi FSN (Filter Smoke Number), concentraţie volumică (mg/m3) sau nivel de poluare (%). Analizorul AVL SESEM-FTIR este capabil să detecteze simultan 21 de componente chimice din gazele de evacuare şi poate calcula pe baza acestora încă alte 5 emisii poluante. Avantajul principal al acestui sistem de măsurare este faptul că analizorul nu necesită gaze eşantion pentru calibrare, însă este necesară răcirea cu azot lichid a dispozitivelor optice până la un nivel de temperatură care să prevină apariţia vaporilor de apă, deoarece contaminarea cu aceşti vapori duce la prelevarea unor rezultate eronate. Din emisiile poluante standard detectate fac parte CO, CO2, NO, NO2, NOx, HC, H2O, CH4, NH3, SO2. Principalele componente ale analizorului AVL SESEM-FTIR sunt: o sursă de lumină infraroşu; un interferometru; o celulă de analiză a gazelor şi un detector de lumină infraroşu. La începutul măsurătorii se prelevează un eşantion de gaze are din evacuare care este direcţionat către celula de analiză. Din fasciculul primar de lumină provenit de la sursa IR se creează în interiorul interferometrului cu ajutorul fenomenelor de interferenţă, un fascicul cu o bandă spectrală largă din punct de vedere a lungimilor de undă. Acest nou fascicul este transmis cu ajutorul oglinzilor către celula de analiză a gazelor unde are loc fenomenul de absorbţie a luminii în funcţie de concentraţia diverselor componente chimice care alcătuiesc proba analizată. La ieşirea din celula de analiză lumina este captată cu ajutorul detectorului IR, iar semnalele provenite de la acesta sunt procesate ulterior cu ajutorul transformatei Fourier. Rezultatele obţinute sunt apoi comparate cu datele prelevate în timpul măsurătorilor de referinţă realizate de producător, determinându-se astfel componenţa şi concentraţia chimică a eşantionului de gaze arse analizat.
52
5.3.7. Sistemul de achiziŃie şi prelucrare a semnalelor furnizate de senzorii şi aparatura de măsurare a standului de probe Acest sistem este compus din senzorii standului experimental, placa de achiziţiei AVL IndiModul 621, două amplificatoare de semnal AVL MICRO IFEM şi un calculator pe care a fost instalat software-ul AVL IndiCom utilizat pentru prelucrarea şi stocarea datelor furnizate de placa de achiziţie, (fig. 5.13).
Fig. 5.13. Sistemul de achiziŃie format din calculator, placa de achiziŃie AVL
IndiModul 621 şi cele două amplificatoare de semnal AVL MICRO IFEM Rolul plăcii de achiziţie este de a transforma semnalul analogic primit de la senzori într-unul digital care poate fi apoi interpretat cu ajutorul software-ului aferent acesteia. Deoarece semnalele senzorilor pot avea mărimi şi intensităţi diferite este necesară o amplificare a semnalelor analogice pentru a putea fi transformate ulterior în semnale digitale de către placa de achiziţie. În cazul de faţă un amplificator a fost utilizat exclusiv pentru senzorii de tip piezoelectric, iar celălalt pentru senzorii de tip inductiv şi piezorezistiv. Software-ul AVL IndiCom prezintă o serie de facilităţi de prelucrare şi vizualizare a parametrilor măsuraţi cu ajutorul sistemului de achiziţiei, printre care se pot enumera: - alegerea intervalului de măsurare a parametrilor urmăriţi; - reprezentarea grafică în timp real în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit a
parametrilor măsuraţi; - salvarea rezultatelor măsurătorilor în vederea unei utilizări / prelucrări ulterioare; - exportul rezultatelor sub formă ASCII. Senzorii standului de încercări experimentale: În componenţa sistemului de achiziţie descris mai sus întră următoarele tipuri de senzori: - senzori de joasă presiune; - senzori de înaltă presiune; - senzori de marcaj de unghi °RAC şi PMS. - senzori de temperatură;
53
Senzori de joasă presiune Aceşti senzori au fost utilizaţi pentru măsurarea presiunilor relativ mici din cadrul sistemelor de admisie şi evacuare a motorului cu ardere internă. Din punct de vedre al modului de operare, aceştia pot fi senzori piezorezistivi, precum senzorul de măsurare a presiunii atmosferice şi a presiunii din colectorul de admisie sau senzori piezoelectrici precum senzorul de măsurare a presiunii din colectorul de evacuare. Spre exemplificare, în figura 5.14 sunt prezentaţi doi senzori de joasă presiune care diferă atât ca întrebuinţare cât şi ca principiu de lucru. Astfel pentru măsurarea presiunii din colectorul de admisie a fost utilizat senzorul piezorezistiv Keller PAA-14-10, iar pentru măsurarea presiunii gazelor de evacuare s-a utilizat senzorul piezoelectric AVL GU21C. Datorită temperaturilor extrem de ridicate (> 900°C) a gazelor din colectorul de evacuare este necesară utilizarea unui sistem de răcire pentru senzorul AVL GU21C, a cărui temperatură maximă de funcţionarea nu are voie să depăşească 400°C. Sistemul constă dintr-un rezervor cu lichid de răcire, o pompă de antrenare, un distribuitor şi un adaptor pentru senzor. Cei doi senzori de joasă presiune au fost poziţionaţi în apropierea agregatului de supraalimentare pentru a putea surprinde cât mai exact fenomenele dinamice din această zonă.
Senzor piezorezistiv Keller PAA-14-10 Senzor piezoelectric AVL GU21C
Fig. 5.14. Senzori de joasă presiune Senzori de înaltă presiune Pentru măsurarea presiunii din cilindru şi a presiunii din instalaţia de injecţie s-au utilizat senzori piezoelectrici de tip 6052A produşi de firma Kistler, (fig. 5.15). Aceşti senzori se caracterizează prin precizie înaltă de măsurare, stabilitate termică ridicată, dimensiuni extrem de compacte şi posibilitatea funcţionării în medii corozive cum ar fi camera de ardere. Senzorul de măsurare a presiunii din camera de ardere a fost montat în dreptul cilindrului numărul 1 al motorului 392 L4 DT.
Senzorul de presiune din cilindru Senzorul de presiune din instalaŃia de injecŃie
Fig. 5.15. Senzori piezoelectrici Kistler 6052A
54
Senzorul de marcaj al unghiului °RAC şi PMS Determinarea în timpul măsurătorilor a unghiului de rotaţie al arborelui cotit s-a efectuat cu ajutorul senzorului AVL 365C, (fig. 5.16). Acesta a fost montat la capătul liber al arborelui cotit şi funcţionarea lui se bazează pe reflexia unui fascicul de lumină care străbate un disc cu fante (1). Semnalul optic este direcţionat prin intermediul unui cablu cu fibră optică către un transmiţător optoelectronic (2), unde este transformat în semnal electric şi transmis mai departe către un convertizor de impulsuri care este conectat la sistemul de achiziţie al standului de probe.
Fig. 5.16. Senzorul AVL 365C pentru marcajul unghiului °RAC
Senzori de temperatură Pentru măsurarea temperaturilor s-au utilizat senzori de tip Ni-Cr-Ni, (fig. 5.17.), produşi de firma Thermo-Est. Cu ajutorul acestora s-au achiziţionat următoarele temperaturi: - temperatura mediului ambiant Ta0; - temperatura aerului din colectorul de admisiei Tsa; - temperatura gazelor de evacuare înainte de intrarea în agregatul de supraalimentare Tg.
Senzor temperatură Tsa Senzor temperatură Tg
Fig. 5.17. Senzori de temperatură Ni-Cr-Ni Senzorii de temperatură utilizaţi în cadrul investigaţiilor experimentale sunt capabili să măsoare temperaturi de până la 1000 °C cu o precizie de 1,5 °C. La fel ca în cazul senzorilor de presiune şi senzorii de temperatură vor fi poziţionaţi cât mai aproape de agregatul de supraalimentare pentru a putea determina cât mai exact condiţiile limită care vor fi folosite ulterior în cadrul modelelor de analiză prezentate în capitolul 4.
55
6. Analiza rezultatelor experimentale obŃinute la echiparea motorului cu agregatele de supraalimentare investigate 6.1. Verificarea gradului de acordare dintre motor şi c.u.p. În faza de pregătire a încercărilor experimentale de referinţă realizate cu motorul 392 L4 DT echipat cu turbosuflantă (M.A.I. - TS), s-au verificat performanţele energetice şi ecologice ale acestuia în comparaţie cu specificaţiile date de producător. Astfel, după efectuarea unor reglaje de optimizare şi a calibrării senzorilor standului de probe, s-a trecut la ridicarea caracteristicii externe a motorului. Rezultatele obţinute au fost apoi corectate cu ajutorul factorului de corecţie care ţine cont de influenţa presiunii şi temperaturii mediului ambiant în raport cu condiţiile atmosferice standard de măsurare [69].
Caracteristica externa (TS)
210
230
250
270
290
310
330
1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800
turatie motor [rot/min]
Cu
plu
mo
tor;
Co
nsu
m s
peci
fic
30
39
48
57
66
75
84
Pu
tere
efe
ctiv
a
M [Nm]
c [g/kWh]
Pe [kW]
Fig. 6.1. Caracteristica externă a motorului 392 L4 DT echipat cu turbosuflantă
Valorile performanţelor energetice şi economice ale motorului 392 L4 DT testat pe standul de probe au variat cu 1÷3% faţă de specificaţiile date de producător, lucru ce indică faptul că motorul se află într-o stare bună de funcţionare. În vederea determinării gradului de acordare dintre motorul 392 L4 DT şi compresorul cu unde de presiune CX-93 s-au analizat rezultatele încercărilor experimentale efectuate la ridicarea caracteristicilor de turaţie cu varianta de echipare M.A.I. - CX comparativ cu cele obţinute cu varianta standard M.A.I. - TS. În cadrul figurilor care urmează se va prezenta evoluţia performanţelor celor două sisteme de supraalimentare investigate pentru diferite sarcini şi turaţii ale motorului 392 L4 DT. Mărimile reprezentate în grafice cu linie întreruptă corespund variantei M.A.I. - TS, iar cele corespunzătoare variantei M.A.I. - CX sunt redate cu linie continuă. Pentru comparaţia rezultatelor experimentale s-au luat în considerare următorii parametri:
56
pa presiunea aerului din colectorul de admisie; Ta temperatura aerului din colectorul de admisie; Qa debitul de aer care străbate colectorul de admisie; pcil presiunea maximă din cilindru; c consumul specific de combustibil.
Moment rezistent = 35 Nm
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
1400 1600 1800 2000 2200 2400
turatie motor [rot/min]
pa [
bar]
150
204
258
312
366
420
Ta [
K]
; Q
a [
kg
/h
]
pa (TS) pa (CX) Qa (TS) Qa (CX) Ta (TS) Ta (CX)
Fig. 6.2. VariaŃia presiunii, temperaturii şi a debitului de aer din colectorul de admisie
în funcŃie de turaŃia motorului pentru un moment rezistent al frânei de 35 Nm
Moment rezistent = 35 Nm
50
66
82
98
114
130
1400 1600 1800 2000 2200 2400
turatie motor [rot/min]
pci
l [b
ar]
215
275
335
395
455
515
c [g
/kW
h]
pcil (TS) pcil (CX) c (TS) c (CX)
Fig. 6.3. VariaŃia presiunii maxime din cilindru şi a consumului specific în funcŃie
de turaŃia motorului pentru un moment rezistent al frânei de 35 Nm
57
Moment rezistent = 70 Nm
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400
turatie motor [rot/min]
pa [
bar]
150
204
258
312
366
420
Ta [
K]
; Q
a [
kg
/h
]
pa (TS) pa (CX) Qa (TS) Qa (CX) Ta (TS) Ta (CX)
Fig. 6.4. VariaŃia presiunii, temperaturii şi a debitului de aer din colectorul de admisie
în funcŃie de turaŃia motorului pentru un moment rezistent al frânei de 70 Nm
Moment rezistent = 70 Nm
50
66
82
98
114
130
1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400
turatie motor [rot/min]
pci
l [b
ar]
215
275
335
395
455
515
c [g
/kW
h]
pcil (TS) pcil (CX) c (TS) c (CX)
Fig. 6.5. VariaŃia presiunii maxime din cilindru şi a consumului specific în funcŃie
de turaŃia motorului pentru un moment rezistent al frânei de 70 Nm
58
Moment rezistent = 140 Nm
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
1200 1400 1600 1800 2000 2200
turatie motor [rot/min]
pa [
bar]
150
204
258
312
366
420
Ta [
K]
; Q
a [
kg
/h
]
pa (TS) pa (CX) Qa (TS) Qa (CX) Ta (TS) Ta (CX)
Fig. 6.6. VariaŃia presiunii, temperaturii şi a debitului de aer din colectorul de admisie
în funcŃie de turaŃia motorului pentru un moment rezistent al frânei de 140 Nm
Moment rezistent = 140 Nm
50
66
82
98
114
130
1200 1400 1600 1800 2000 2200
turatie motor [rot/min]
pci
l [b
ar]
215
275
335
395
455
515
c [g
/kW
h]
pcil (TS) pcil (CX) c (TS) c (CX)
Fig. 6.7. VariaŃia presiunii maxime din cilindru şi a consumului specific în funcŃie
de turaŃia motorului pentru un moment rezistent al frânei de 140 Nm
59
Turatie motor = 1400 rot/min
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
0 35 70 105 140 175 210
Moment rezistent [Nm]
pa [
bar]
150
204
258
312
366
420
Ta [
K]
; Q
a [
kg
/h
]
pa (TS) pa (CX) Qa (TS) Qa (CX) Ta (TS) Ta (CX)
Fig. 6.8. VariaŃia presiunii, temperaturii şi a debitului de aer din colectorul de admisie
în funcŃie de momentul rezistent la frână pentru o turaŃie a M.A.I. de 1400 rot/min
Turatie motor = 1400 rot/min
50
66
82
98
114
130
35 70 105 140 175 210
Moment rezistent [Nm]
pci
l [b
ar]
215
275
335
395
455
515
c [g
/kW
h]
pcil (TS) pcil (CX) c (TS) c (CX)
Fig. 6.9. VariaŃia presiunii maxime din cilindru şi a consumului specific în funcŃie
de momentul rezistent la frână pentru o turaŃie a M.A.I. de 1400 rot/min
60
Turatie motor = 2000 rot/min
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
0 35 70 105 140 175 210
Moment rezistent [Nm]
pa [
bar]
150
204
258
312
366
420
Ta [
K]
; Q
a [
kg
/h
]
pa (TS) pa (CX) Qa (TS) Qa (CX) Ta (TS) Ta (CX)
Fig. 6.10. VariaŃia presiunii, temperaturii şi a debitului de aer din colectorul de admisie
în funcŃie de momentul rezistent la frână pentru o turaŃie a M.A.I. de 2000 rot/min
Turatie motor = 2000 rot/min
50
66
82
98
114
130
35 70 105 140 175 210
Moment rezistent [Nm]
pci
l [b
ar]
215
275
335
395
455
515
c [g
/kW
h]
pcil (TS) pcil (CX) c (TS) c (CX)
Fig. 6.11. VariaŃia presiunii maxime din cilindru şi a consumului specific în funcŃie
de momentul rezistent la frână pentru o turaŃie a M.A.I. de 2000 rot/min
61
După cum s-a putut observa în figurile 6.2 - 6.11, presiunea de supraalimentare (pa) obţinută cu ajutorul c.u.p.-ului este superioară celei realizate de către turbosuflantă, iar această tendinţă se accentuează odată cu creşterea turaţiei motorului şi/sau a încărcării frânei hidrodinamice. Acest lucru se datorează în principal randamentului adiabatic mai ridicat pentru varianta de supraalimentare cu unde de presiune. O urmare directă a creşterii presiunii aerului admis (de supraalimentare), este mărirea presiunii maxime în cilindru, fapt ce se va reflecta pozitiv asupra consumului specific de combustibil al motorului. Totuşi creşterea accentuată a presiunii de supraalimentare are şi efecte negative, cum ar fi creşterea temperaturii aerului din colectorul de admisie, iar acest fenomen va duce la reducerea debitului de aer admis în motor. Pentru a contracara acest neajuns este necesară utilizarea unui intercooler pentru răcirea aerului de supraalimentare. În tabelul 6.2 se prezintă variaţia procentuală a parametrilor urmăriţi în cadrul investigaţiilor experimentale pentru cele două sisteme de supraalimentare analizate. Performanţele sistemului M.A.I. - TS au fost considerate valori de referinţă cu care au fost apoi comparate performanţele sistemului M.A.I. - CX:
Tabelul 6.2: ComparaŃia performanŃelor agregatelor de supraalimentare TS şi CX: TS CX VariaŃie
Parametru U.M. Min. Max. Min. Max. %
presiunea aerului din colectorul de admisie (pa) bar 1,05 1,42 1,21 1,96 (+) 15÷38
temperatura aerului din colectorul de admisie (Ta)
K 298 323 320 415 (+) 7÷28
debitul de aer care străbate colectorul de admisie (Qa) kg/h 155 350 178 381 (+) 9÷15
presiunea maximă din cilindru (pcil) bar 58 108 70 128 (+) 19÷21 consumul specific de combustibil (c) g/kWh 227 510 219 494 (-) 3÷4 Analizând datele prezentate în tabelul 6.2 se observă că deşi presiunea de supraalimentare obţinută cu ajutorul compresorului cu unde de presiune este superioară celei realizate de turbosuflantă, această creştere nu se reflectă în aceeaşi proporţie şi asupra debitului de aer admis în motor, datorită creşterii excesive a temperaturii în colectorul de admisie. Acest fenomen este cauzat pe de-o parte de gradul de comprimare ridicat al c.u.p.-ului, iar pe de altă parte de încălzirea care are loc ca urmare a contactului direct dintre aerul proaspăt şi gazele de evacuare în canalele rotorului. Cu toate acestea, debitul de aer furnizat de agregatul cu unde de presiune rămâne superior celui realizat de turbosuflantă, deci umplerea cilindrilor se îmbunătăţeşte. De asemenea, s-a constatat în cazul variantei M.A.I. - CX o creştere semnificativă a presiunii maxime din cilindru, în unele situaţii cu până la 44% mai mari decât la varianta de referinţă M.A.I. - TS (1200 rot/min; 70 N·m; TS: 64 bar; CX: 92 bar). Acest lucru va produce o mărire a presiunii medii efective a ciclului termodinamic, fapt ce va determina o scădere a consumului specific de combustibil. Ţinând cont de rezultatele experimentale obţinute cu varianta M.A.I. - CX comparativ cu cele realizate cu varianta de referinţă M.A.I. - TS, se poate trage concluzia că agregatul de supraalimentare cu unde de presiune CX-93 prezintă un grad satisfăcător de acordare cu motorul 392 L4 DT, acest fapt reprezentând îndeplinirea primului obiectiv al programului de cercetări experimentale. Trebuie menţionat însă, că datorită limitărilor fizice ale motorului 392 L4 DT, (pcil < 130 bar) nu a fost posibilă investigarea gradului de acordare cu compresorul cu unde de presiune în timpul funcţionării la sarcini şi turaţii ridicate. În continuare se va trece la stabilirea condiţiilor limită pentru modelele de analiză descrise în capitolul 4.
62
6.2. Stabilirea condiŃiilor limită pentru modelele de analiză 0D, 1D şi 3D La stabilirea condiţiilor limită pentru modelele de analiză propuse în cadrul capitolului 4 s-au avut în vedere următoarele variabile de intrare: pg presiunea gazelor de evacuare care intră în c.u.p; Tg temperatura gazelor de evacuare care intră în c.u.p; pa0 presiunea iniţială a aerului din canalele rotorului; Ta0 temperatura iniţială a aerului din canalele rotorului; pa presiunea aerului care iese din c.u.p; Ta temperatura aerului care iese din c.u.p. Pe parcursul unui ciclu de 720 °RAC de funcţionare al motorului, anumiţi parametri, cum ar fi pg şi pa, prezintă variaţii relativ mari, după cum se poate vedea şi în figura 6.12, însă dacă se ţine cont de timpul relativ scurt de expunere a unui canal din rotor la fereastra de admisie a gazelor arse respectiv de evacuare a aerului comprimat, care are valori de 3÷7 °RAC şi se urmăreşte evoluţia pg şi pa pe acest interval, se constată că aceste variabile au valori relativ constante, (fig. 6.13). Pe lângă variaţia condiţiilor limită în funcţie de rotaţia arborelui cotit al motorului, mai există şi variaţia variabilelor de intrare datorată dispersiei care apare pe parcursul efectuării a mai multor serii de măsurători experimentale. Din acest motiv pentru stabilirea condiţiilor limită a modelelor de analiză este necesară o abordare statistică în scopul obţinerii unor parametri iniţiali comuni care să acopere un interval cât mai mare din rezultatele obţinute în cadrul investigaţiilor experimentale.
nM=1600 rot/min; Mf=210 Nm; nCX=12500 rot/min
1,2
1,3
1,4
1,5
1,6
1,7
1,8
1,9
2
0 720 1440 2160 2880 3600
°RAC
pre
siu
ne [
bar]
pg pa
Fig. 6.12. VariaŃia presiunii gazelor arse şi a aerului comprimat
din colectorul de evacuare respectiv admisie
63
nM=1600 rot/min; Mf=210 Nm; nCX=12500 rot/min
1,2
1,3
1,4
1,5
1,6
1,7
1,8
1,9
2
350 351 352 353 354 355
°RAC
pre
siu
ne [
bar]
pg pa
Fig. 6.13. VariaŃia presiunii gazelor arse şi a aerului comprimat
din colectorul de evacuare respectiv admisie pe intervale discrete Astfel, ţinându-se seama de tendinţele de variaţie a turaţiei optime de antrenare a c.u.p. în funcţie de variabilele de intrare, se vor defini pentru fiecare caz luat în considerare câte două seturi de condiţii limită din care vor rezulta o turaţie minimă şi una maximă de antrenare a rotorului. Valoarea turaţiei optime de antrenare obţinute în timpul măsurătorilor experimentale va fi comparată cu intervalul de turaţii determinat cu ajutorul modelelor de analiză, iar validarea modelului va depinde de poziţia relativă a turaţiei optime reale faţă de limitele intervalului rezultat în urma simulărilor. Determinarea turaţiei optime de antrenare cu ajutorul modelelor de analiză a fost realizată pentru următoarele regimuri de funcţionare reprezentative ale sistemului M.A.I. - CX:
Tabelul 6.3: Regimuri de funcŃionare simulate pentru sistemul M.A.I. - CX Caz TuraŃie motor Moment rezistent la frână ObservaŃii
- [rot/min] [N�m] -
1 1400 0 - turaţie joasă; - mers în gol;
2 2400 70 - turaţie ridicată; - sarcină redusă;
3 1200 140 - turaţie joasă; - sarcină medie;
4 2000 210 - turaţie ridicată; - sarcină medie;
5 1600 210 - turaţie de cuplu maxim; - sarcină medie.
În tabelul 6.4 se prezintă condiţiile limită adoptate pentru simularea regimurilor de funcţionare reprezentative pentru sistemul M.A.I. - CX cu ajutorul modelelor de analiză 0D, 1D, respectiv 3D, în scopul determinării turaţiei optime de antrenare a compresorului cu unde de presiune CX-93:
64
Tabelul 6.4: CondiŃiile limită utilizate în cadrul simulărilor Regim de funcŃionare pg [bar] Tg [K] pa0 [bar] Ta0 [K] pa [bar] Ta [K] Caz 1 Valoare minimă 1,47 452 0,98 300 1,00 329 Valoare maximă 1,58 452 0,98 323 1,00 329 Caz 2 Valoare minimă 1,43 651 0,96 340 1,38 393 Valoare maximă 1,64 703 0,96 375 1,38 393 Caz 3 Valoare minimă 1,56 589 0,97 295 1,23 335 Valoare maximă 1,82 648 0,97 314 1,23 335 Caz 4 Valoare minimă 1,59 761 0,96 325 1,55 399 Valoare maximă 1,94 817 0,96 358 1,55 399 Caz 5 Valoare minimă 1,59 721 0,96 313 1,51 364 Valoare maximă 1,92 721 0,96 313 1,51 364 6.3. Validarea modelelor de analiză În urma analizei rezultatelor obţinute în cadrul investigaţiilor experimentale s-au determinat turaţiile optime de antrenare a compresorului cu unde de presiune pentru regimurile de funcţionare descrise în tabelul 6.3. Pentru stabilirea acestor turaţii au fost urmărite ca şi criterii de performanţă atât presiunea maximă din cilindru pcil cât şi presiunea medie de supraalimentare psa pentru diverse turaţii ale c.u.p. Astfel au rezultat următoarele valori ale turaţiilor optime (reale) de antrenare pentru cele 5 regimuri descrise mai sus:
Tabelul 6.5: TuraŃiile optime (reale) de antrenare ale c.u.p. TuraŃie motor Moment rezistent la frână TuraŃie CX pcil psa [rot/min] [N�m] [rot/min] [bar] [bar]
1400 0 7000 69 1,03 1400 0 8500 69 1,04 1400 0 10000 68 1,05 1400 0 11000 70 1,11 1400 0 12000 71 1,13
Caz
1
1400 0 12500 68 1,12 2400 70 11000 105 1,55 2400 70 12000 105 1,51 2400 70 12500 106 1,52 2400 70 13500 109 1,56 C
az
2
2400 70 14500 107 1,49 1200 140 7000 98 1,34 1200 140 8500 98 1,32 1200 140 9500 99 1,27 1200 140 11000 100 1,30 C
az
3
1200 140 12500 103 1,35 2000 210 11000 126 1,78 2000 210 12000 117 1,67 2000 210 12500 121 1,68 2000 210 13500 119 1,69 C
az
4
2000 210 14000 128 1,79 1600 210 11000 125 1,70 1600 210 12000 123 1,64 1600 210 12500 127 1,71 1600 210 13000 125 1,63 C
az
5
1600 210 13500 125 1,68
65
0D
0
2000
4000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
Caz 1 Caz 2 Caz 3 Caz 4 Caz 5
nC
X [
rot/
min
]
nCX min
nCX (real)
nCX max
Fig. 6.14. ComparaŃia rezultatelor experimentale cu cele ale modelului 0D
Tabelul 6.6: ComparaŃia rezultatelor experimentale cu cele ale modelului 0D TuraŃiei minimă CX TuraŃiei maximă CX TuraŃie reală CX Abatere
Regim [rot/min] [rot/min] [rot/min] [%]
Caz 1 10493 13386 12000 -12,6 11,6 Caz 2 11682 14206 13500 -13,5 5,2 Caz 3 11072 13698 12500 -11,4 9,6 Caz 4 12176 14571 14000 -13,0 4,1 Caz 5 11356 14300 12500 -9,2 14,4
1D
0
2000
4000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
Caz 1 Caz 2 Caz 3 Caz 4 Caz 5
nC
X [
rot/
min
]
nCX min
nCX (real)
nCX max
Fig. 6.15. ComparaŃia rezultatelor experimentale cu cele ale modelului 1D
Tabelul 6.7: ComparaŃia rezultatelor experimentale cu cele ale modelului 1D TuraŃiei minimă CX TuraŃiei maximă CX TuraŃie reală CX Abatere
Regim [rot/min] [rot/min] [rot/min] [%]
Caz 1 11000 12000 12000 -8,3 0 Caz 2 12500 13500 13500 -7,4 0 Caz 3 12000 12500 12500 -4 0 Caz 4 13000 14000 14000 -7,1 0 Caz 5 12500 13000 12500 0 4
66
3D
0
2000
4000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
Caz 1 Caz 2 Caz 3 Caz 4 Caz 5
nC
X [
rot/
min
]
nCX min
nCX (real)
nCX max
Fig. 6.16. ComparaŃia rezultatelor experimentale cu cele ale modelului 3D
Tabelul 6.8: ComparaŃia rezultatelor experimentale cu cele ale modelului 3D TuraŃiei minimă CX TuraŃiei maximă CX TuraŃie reală CX Abatere
Regim [rot/min] [rot/min] [rot/min] [%]
Caz 1 11500 12000 12000 -4,2 0 Caz 2 12500 13000 13500 -7,4 -3,7 Caz 3 12000 12500 12500 -4 0 Caz 4 13000 13500 14000 -7,1 -3,6 Caz 5 12000 12500 12500 -4 0
6.4. Concluzii referitoare la validarea modelelor de analiză După cum se poate observa în figurile 6.15 - 6.16 și în tabelele 6.7 - 6.8, modelele 1D și 3D oferă o precizie superioară celui adimensional. Abaterea turaţiei reale faţă de intervalul de turaţie obţinut cu ajutorul modelului tridimensional este mai mică decât cea rezultată în urma simulărilor cu modelul unidimensional, însă acesta din urmă are un avantaj considerabil asupra modelului 3D în ceea ce priveşte resursele şi timpul de calcul utilizate în cadrul analizelor. Modelul unidimensional prezintă de asemenea şi avantajul unei flexibilităţi superioare datorită structurii modulare a programului cu care a fost construit modelul de analiză. Acest fapt facilitează studiul unui număr mai mare de modele geometrice fără a fi nevoie de modificări majore asupra variantei constructive iniţiale. În vederea măririi preciziei rezultatelor obţinute cu ajutorul modelului de analiză 1D este posibilă utilizarea unui model de analiză 3D pentru determinarea unor variabile cu caracter local cum ar fi coeficienţii de curgere la intrare, respectiv la ieşirea fluidelor din canalele rotorului. Aceşti coeficienţi vor putea fi apoi utilizaţi pentru aproximarea pierderilor de presiune datorate neetanşeităţilor şi fenomenelor de turbulenţă ce apar într-un c.u.p. Analizând rezultatele obţinute în urma simulărilor realizate cu ajutorul unor parametri de iniţiere reali, (vezi tabelul 6.4), se poate afirma că modelele de analiză unidimensional, respectiv tridimensional sunt suficient de precise pentru studiul fenomenelor dinamice care au loc în interiorul unui compresor cu unde de presiune, fapt validat şi de rezultatele experimentale, acesta fiind şi scopul principal a investigaţiilor efectuate pe standul de probe.
67
7. Analiza în mediul virtual a fenomenelor din interiorul compresorului cu unde de presiune 7.1. Utilizarea modelului unidimensional pentru analiza presiunii şi temperaturii fluidului în canalele rotorului Odată cu validarea modelelor de analiză 1D şi 3D cu ajutorul rezultatelor obţinute în urma încercărilor experimentale, devine posibilă urmărirea unor fenomene cu caracter global şi local din interiorul compresorului cu unde de presiune care sunt extrem de dificil şi costisitor de investigat cu aparatura de măsurare experimentală aferentă standului de probe. Un astfel de fenomen îl reprezintă evoluţia presiunii şi temperaturii de-a lungul canalelor rotorului, fenomen evidenţiat în cadrul figurilor 7.1 - 7.5. Condiţiile limită utilizate pentru toate simulările prezentate în acest capitol corespund unui regim de sarcină medie şi turaţie de cuplu maxim a motorului cu ardere internă. Parametrii acestui regim de funcţionare au fost detaliaţi în cadrul capitolului anterior în tabelul 6.4 (cazul 5).
Fig. 7.1. EvoluŃia presiunii şi temperaturii din interiorul unui canal al rotorului când fereastra de admisie a gazelor arse (FAG), atinge deschiderea maximă
68
Fig. 7.2. EvoluŃia presiunii şi temperaturii din interiorul unui canal al rotorului
în momentul deschiderii ferestrei de evacuare a aerului comprimat (FEA)
Fig. 7.3. EvoluŃia presiunii şi temperaturii din interiorul unui canal al rotorului
în momentul închiderii ferestrei de admisie a gazelor arse (FAG)
69
Fig. 7.4. EvoluŃia presiunii şi temperaturii din interiorul unui canal al rotorului
când fereastra de evacuare aerului comprimat (FEA), începe să se închidă
Fig. 7.5. EvoluŃia presiunii şi temperaturii din interiorul unui canal al rotorului
în momentul închiderii ferestrei de evacuare a aerului comprimat (FEA)
70
Analizând evoluţia presiunii din canalele compresorului cu unde de presiune, se poate urmări grafic modul în care se dezvoltă frontul undei primare de şoc. Comparativ cu cazul ideal când deschiderea ferestrei de admisie a gazelor arse (FAG), se realizează instantaneu, in figura 7.6 se poate observa cum în cazul real frontul de undă are un gradient mai redus iar amplitudinea maximă a undei de compresiune este defazată; în acest fel unda de presiune iniţială va ajunge cu o anumită întârziere la capătul canalului considerat, iar acest lucru va însemna că turaţia optimă reală de antrenare a rotorului va fi mai scăzută decât cea obţinută pentru cazul ideal.
Fig. 7.6. EvoluŃia frontului de undă într-un canal al rotorului pentru cazul ideal şi real de deschidere a ferestrelor de admisie / evacuare din stator
7.2. Utilizarea modelului unidimensional pentru evidenŃierea influenŃei turaŃiei de antrenare a c.u.p.-ului asupra debitelor masice de fluid vehiculate prin rotor Cu ajutorul modelului de analiză unidimensional se pot observa efectele unei turaţii defazate faţă de turaţia optimă de antrenare a compresorului. Astfel, în cazul în care turaţia de antrenare este prea mică, unda secundară de presiune poate ajunge în capătul "cald" al rotorului înainte ca fereastra de admisie a gazelor arse (FAG), să fie închisă, cauzând în acest mod o creştere a contrapresiunii din colectorul de evacuare, fapt ce va avea o influenţă negativă asupra performanţelor energetice şi economice ale motorului cu ardere internă. Acest fenomen poate fi vizualizat urmărind evoluţia debitului masic de gaze arse admis în rotor (fig. 7.7), pentru o turaţiei optimă de antrenare şi o turaţie de antrenare mult prea redusă:
71
Debit masic FAG
-8
-4
0
4
8
12
16
20
0 0,0001 0,0002 0,0003 0,0004 0,0005 0,0006 0,0007
timp [s]
Qg
a [
g/
s]
-0,5
0
0,5
1
Qga_7000 Qga_12500
FAG_7000 FAG_12500
Fig. 7.7. Debitul masic de gaze arse admis în rotor pentru o turaŃie optimă de
antrenare (12500 min-1) şi pentru o turaŃie de antrenare prea mică (7000 min-1) Deşi aparent cantitatea de gaze arse admisă în rotor este mai mare pentru turaţia de 7000 rot/min cauzată de deschiderea mai îndelungată a ferestrei FAG, datorită sosirii timpurii a undei secundare de presiune care ia naştere prin reflexia undei primare la capătul "rece" al rotorului, are loc o stopare şi chiar o inversare a sensului de curgere a gazelor arse, astfel că debitul masic devine negativ, iar acest lucru este echivalent cu o mărire a contrapresiunii din colectorul de evacuare al motorului. De asemenea se poate constata că maximul debitului masic admis de gaze arse pentru turaţia nefavorabilă de 7000 rot/min este atins mai târziu decât în cazul turaţiei optime de antrenare a compresorului de 12500 rot/min. În realitate cantitatea de gaze arse admisă în rotor pentru turaţia de 12500 rot/min este mai mare decât cea admisă la o turaţie de 7000 rot/min, fapt confirmat şi de rezultatele experimentale obţinute pentru regimul de funcţionare a motorului corespunzător cazului 5. În cazul când turaţia de antrenare a rotorului este mai mare decât turaţia optimă de antrenare, unda primară de compresiune va ajunge în capătul "rece" al rotorului după deschiderea ferestrei de evacuare a aerului comprimat, (FEA). Acest lucru va cauza o curgere inversă a aerului din colectorul de admisie spre canalele rotorului, fapt ce va duce la o uşoară scădere a presiunii de supraalimentare.
72
În figura 7.8 este prezentat un astfel de caz unde turaţia de antrenare este prea ridicată în comparaţie cu cea optimă de antrenare a compresorului. După cum se poate vedea, cantitatea de aer evacuat din rotor pentru turaţia optimă de 12500 rot/min este mai mare decât cea evacuată la o turaţie de 14500 rot/min, acest fapt datorându-se pe de-a parte timpului de deschidere mai îndelungat a ferestrei FEA, iar pe de altă parte datorită cantităţii de aer mai reduse care curge înapoi în rotor dinspre colectorul de admisie a motorului. Acest fenomen a fost confirmat şi de rezultatele experimentale care au fost efectuate în aceleaşi condiţii de funcţionare ca şi condiţiile limită utilizate pentru cazul de simulare prezentat în figurile de mai sus.
Debit masic FEA
-25
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
0 0,0001 0,0002 0,0003 0,0004 0,0005 0,0006
timp [s]
Qa [
g/
s]
-2,5
-2
-1,5
-1
-0,5
0
0,5
1
1,5
Qa_14500 Qa_12500
FEA_14500 FEA_12500
Fig. 7.8. Debitul masic de aer evacuat din rotor pentru o turaŃie optimă de antrenare
(12500 min-1) şi pentru o turaŃie de antrenare prea ridicată (14500 min-1) 7.3. Utilizarea modelului 3D pentru analiza presiunii şi temperaturii fluidului în canalele rotorului Deşi modelul de analiză unidimensional realizează un foarte bun compromis între precizia rezultatelor şi resursele de calcul necesare pentru simulări, având totodată şi un grad foarte ridicat de flexibilitate datorat construcţiei modulare şi posibilităţilor de parametrizare a problemei studiate, anumite fenomene locale sau cu caracter spaţial pot fi urmărite doar cu ajutorul unui model de analiză 3D. Pentru o evaluare mai facilă a rezultatelor grafice obţinute cu ajutorul modelului de analiză tridimensional s-a considerat o vedere desfăşurată a părţii de înaltă presiune din cadrul ciclului de funcţionare a compresorului cu de unde presiune [60]. Astfel mişcarea de rotaţie a rotorului a fost transformată într-una de translaţie, iar rezultatele prezentate aparţin unei secţiuni aflate la o distanţă Rs = 41 mm faţă de centrul rotorului, (fig. 7.9).
73
Fig. 7.9. Vederea desfăşurată a rotorului utilizată pentru evaluarea rezultatelor simulărilor obŃinute cu ajutorul modelului 3D
În figura 7.9 s-au făcut următoarele notaţii: 1 canale rotor (zonă de evaluare a rezultatelor simulării); 2 canale rotor (zonă de iniţializare a simulării); 3 fereastră de admisie a gazelor arse în rotor (FAG); 4 buzunar de gaze arse (BG); 5 buzunar de compresie (BC); 6 fereastră de evacuare a aerului comprimat (FEA). Secţiunea desfăşurată a modelului 3D luată în considerare pentru evaluarea rezultatelor simulării conţine toate detaliile geometrice ale zonei de înaltă presiune inclusiv buzunarele de compresie şi gaze arse. De asemenea, în vederea îmbunătăţirii preciziei simulărilor a fost considerată o zonă de iniţializare a curgerii pentru canalele rotorului deja expuse ferestrei de admisie a gazelor arse, (FAG). În cadrul simulării vor fi evaluate doar rezultatele din canalele rotorului care urmează după această zonă de iniţializare. Cu ajutorul modelului de analiză tridimensional se poate vizualiza spre exemplu modul în care funcţionează buzunarele aflate în peretele statorului. Acestea ameliorează efectele negative asupra performanţelor compresorului cu unde de presiune cauzate de turaţii de antrenare necorespunzătoare ale agregatului de supraalimentare. În figura 7.10 se prezintă evoluţia presiunii în canalele rotorului pentru o turaţie optimă de antrenare a compresorului, (12500 rot/min). După cum se observa, unda de presiune primară ajunge în capătul "rece" al rotorului în momentul deschiderii ferestrei de evacuare a aerului comprimat, iar presiunea fluidului din buzunarele statorului este egală cu cea din canalele adiacente acestora:
74
Fig. 7.10. EvoluŃia presiunii din canalele rotorului pentru o turaŃie optimă
de antrenare a compresorului cu unde de presiune
Fig. 7.11. EvoluŃia presiunii din canalele rotorului pentru o turaŃie prea joasă în comparaŃie cu turaŃia optima de antrenare a compresorului cu unde de presiune
75
În cazul în care turaţia de antrenare este prea mică comparativ cu turaţia optimă de antrenare a c.u.p.-ului (7000 rot/min), unda de presiune iniţială va ajunge înaintea deschiderii ferestrei de evacuare a aerului comprimat (figura 7.11), existând pericolul ca unda de presiune reflectată de peretele statorului să ajungă înaintea închiderii ferestrei de admisie a gazelor arse, cauzând astfel o creştere a contrapresiunii în colectorul de evacuare a motorului. Pentru a evita acest efect negativ, buzunarul de compresie se va comporta ca un acumulator de presiune şi va transfera o parte din presiunea canalului în care unda primară a ajuns deja la capătul "rece" al statorului, către canalele care urmează să fie expuse ferestrei de admisie a gazelor arse, fapt ce va genera o undă pozitivă de presiune care se va deplasa către capătul "cald" al rotorului şi va reduce debitul de gaze arse admis în rotor, încetinind astfel unda primară de compresiune. De asemenea, datorită construcţiei sale comune cu fereastra FAG, buzunarul de gaze arse va permite trecerea unei părţi din gazele de evacuare în situaţia în care undele secundare de compresiune ar ajunge prea devreme la capătul "cald" al rotorului şi ar împiedica admisia gazelor în canalele rotorului, reducând astfel contrapresiunea din sistemul de evacuare. Modul în care funcţionează buzunarele statorului poate fi observat mai bine dacă se urmăreşte evoluţia temperaturii din interiorul canalelor rotorului, deoarece diferenţa mare dintre temperatura gazelor arse şi temperatura aerului permite o separare mai clară a celor două medii aflate în rotor. În situaţia prezentată în figura 7.12 se poate vedea cum undele de presiune direcţionate de către buzunarul de compresie spre fereastra de admisie a gazelor arse împiedică accesul gazelor de evacuare în canalele rotorului.
Fig. 7.12. EvoluŃia temperaturii din canalele rotorului pentru o turaŃie prea joasă în comparaŃie cu turaŃia optima de antrenare a compresorului cu unde de presiune
76
Analizând poziţia interfeţei gaze arse / aer corespunzătoare cazului în care c.u.p.-ul este antrenat cu o turaţie mai mică faţă de turaţia optimă, (fig. 7.12), se constată că penetraţia maximă a gazelor arse din canalele rotorului este mai mare decât cea observată în situaţia în care rotorul este antrenat cu o turaţie optimă, (fig. 7.13). Acest fapt indică posibilitatea realizării unei recirculări directe a gazelor arse în admisia motorului (EGR), prin controlul turaţiei compresorului, lucru care poate avea efecte benefice asupra emisiilor poluante.
Fig. 7.13. EvoluŃia temperaturii din canalele rotorului pentru o turaŃie optimă de antrenare a compresorului cu unde de presiune
După cum s-a putut vedea şi în figurile 7.9 ÷ 7.13, ferestrele de admisie a gazelor arse, (FAG), respectiv de evacuare a aerului comprimat, (FEA), au o anumită înclinaţie faţă de rotor. Datorită acestei poziţionări a ferestrelor, gazele care intră sau părăsesc canalele imprimă rotorului un impuls suplimentar, astfel că puterea consumată la antrenarea compresorului cu unde de presiune scade. Acest lucru este mai evident cu cât gazele prezintă o entalpie mai ridicată, adică la regimurile de sarcină şi turaţie ridicată a motorului cu ardere internă, fapt ce a fost confirmat şi de rezultatele experimentale unde s-a constatat că la regimuri de sarcină şi turaţie ridicată puterea consumată pentru antrenarea compresorului scade. Un aspect foarte interesant observat pe parcursul simulărilor realizate cu ajutorul modelului de analiză 3D îl reprezintă zonele de turbulenţă care iau naştere în canalele rotorului şi în apropierea ferestrelor şi buzunarelor aflate în cele două statoare ale compresorului cu unde de presiune, fapt sesizabil şi în figura 7.14. Apariţia acestor zone se datorează pe de-o parte înclinării ferestrelor din stator şi pe de altă parte, mişcării de rotaţie a rotorului.
77
Fig. 7.14. Zone de turbionare aflate în vecinătatea ferestrelor
şi buzunarelor din stator Notaţiile din figura 7.14 reprezintă: FAG - fereastra de admisie a gazelor arse în rotor; FEA - fereastra de evacuare a aerului comprimat; BG - buzunar de gaze arse; BC - buzunar de compresie. Vectorii vitezei vizibili în figura 7.14 arată direcţia şi intensitatea curgerii gazelor din interiorul compresorului, culoarea lor indicând doar apartenenţa de un domeniul de curgere al fluidului însă nu şi compoziţia chimică. Astfel, vectorii de culoare verde reprezintă vectorii gazelor care aparţin domeniului de curgere format din fereastra de admisie a gazelor arse (FAG) şi buzunarul aferent acesteia (BG) şi în care se află evident gaze arse, vectorii coloraţi în albastru aparţin de domeniul de curgere al canalelor rotorului care are o componenţă mixtă de gaze arse şi aer, iar cei roşii de domeniul alcătuit din fereastra de evacuare a aerului comprimat (FEA) şi buzunarul de compresiune (BC) şi în care se găseşte în general aer. Datorită construcţiei şi a modului de funcţionare a compresorului cu unde de presiune nu este posibilă evitarea formării zonelor de turbionare din domeniile de curgere, fapt care va avea un efect negativ asupra performanţelor agregatului de supraalimentare, deoarece o turbulenţă pronunţată măreşte pierderile prin frecare şi creşte gradul de contaminare a aerului printr-o amestecare mai energică cu gazele arse. După cum s-a putut vedea în cadrul acestui capitol, modelul 1D a fost suficient de precis pentru a permite vizualizarea şi analiza unor fenomene cu caracter global cum ar fi evoluţia presiunii şi temperaturii din interiorul canalelor sau influenţa turaţiei de antrenare a rotorului asupra performanţelor compresoarelor cu unde de presiune. Totuşi, pentru a putea cerceta fenomenele care prezintă un caracter spaţial precum curgerea turbulentă din canale sau modul de funcţionare al buzunarelor din stator, este nevoie de o abordare mai complexă, acest lucru fiind posibil doar cu ajutorul unui model 3D.
78
8. Concluzii finale, contribuŃii personale şi direcŃii de cercetare viitoare 8.1. Concluzii generale În contextul unei utilizări tot mai frecvente a procedeului de "downsizing" la motoarele cu ardere internă în scopul reducerii consumului de combustibil şi a emisiilor poluante, supraalimentarea forţată capătă o importanţă tot mai mare în cadrul sistemelor auxiliare a motoarelor cu ardere internă. Dintre tipurile de agregate folosite pentru creşterea forţată a presiunii aerului de admisie compresorul cu unde de presiune reprezintă o soluţie extrem de atractivă pentru supraalimentarea motoarelor cu cilindree redusă datorită avantajelor oferite de acesta precum răspunsul rapid la schimbări bruşte de sarcină şi turaţie, presiune de supraalimentare ridicată şi eficienţă superioară, - în special în domeniul turaţiilor şi sarcinilor reduse ale motorului -, comparativ cu alte sisteme precum turbosuflanta sau supraalimentarea mixtă. În vederea realizării unei acordări optime între motorul cu ardere internă şi compresorul cu unde de presiune au fost concepute trei modele de analiză cu ajutorul cărora au fost stabilite principalele mărimi de stare care influenţează eficienţa agregatului de supraalimentare. Acestea sunt: presiunea şi temperatura gazelor arse, presiunea şi temperatura aerului care intră in rotor, presiunea şi temperatura aerului comprimat care părăseşte rotorul precum şi turaţia de antrenare a compresorului cu unde de presiune. Aceste mărimi au fost urmărite mai departe pe întreg parcursul investigaţiilor experimentale efectuate în scopul validării modelelor de analiză propuse. Gradul de acordare a compresorului cu unde de presiune CX-93 cu motorul cu aprindere prin comprimare 392 L4 DT a fost evaluat prin compararea directă cu varianta de serie a motorului echipată cu turbosuflanta HOLSET a următorilor parametri: presiunea şi temperatura aerului de supraalimentare, debitul de aer admis în motor, presiunea maximă din cilindru precum şi consumul specific de combustibil. Rezultatele acestei evaluări au fost sintetizate în tabelul 6.2 şi evidenţiază superioritatea soluţiei de supraalimentare cu c.u.p. Deşi datorită limitărilor impuse de necesitatea exploatării în condiţii de siguranţă a motorului nu a fost posibilă realizarea unui program absolut identic de încercări cu cele doua variante de supraalimentare studiate, turbosuflanta, respectiv compresorul cu unde de presiune, rezultatele experimentale au demonstrat în mod elocvent că agregatul cu unde de presiune de tip CX-93 prezintă un grad satisfăcător de acordare cu motorul 392 L4 DT. În urma măsurătorilor efectuate pe standul de probă cu cele două tipuri de agregate de supraalimentare studiate, s-a constatat că presiunea de supraalimentare obţinută cu compresorul CX 93 este net superioară celei realizate cu ajutorul turbosuflantei, pentru anumite regimuri aceasta fiind cu până la 38% mai ridicată, (psa-TS=1,42 bar; psa-CX=1,96 bar). Creşterea excesivă a presiunii de supraalimentare poate avea şi efecte negative, un exemplu în acest sens fiind înrăutăţirea umplerii motorului datorită încălzirii suplimentare a aerului de admisie, lucru confirmat şi de investigaţiile experimentale unde s-a observat că debitul masic al aerului admis în motor nu creşte linear odată cu mărirea presiunii de supraalimentare, valoarea sa maximă pentru varianta de echipare cu compresor cu unde de presiune fiind doar cu 14,8% mai mare faţă de varianta turbosupraalimentată, (Qa-TS=155 kg/h; Qa-CX=178 kg/h). Creşterea presiunii şi temperaturii aerului de admisie va duce la creşterea presiunii maxime din cilindri, în unele cazuri aceasta putând depăşi limitele de siguranţă ale pieselor din mecanismul motor. Ca soluţie temporară pentru evitarea suprasolicitărilor termice şi mecanice ale motorului 392 L4 DT a fost adaptată o supapă de tip "blow-off" care să menţină presiunea de supraalimentare sub o valoare de 2 bar şi totodată să limiteze în mod indirect presiunea maximă în cilindru la o valoare de 130 bar.
79
În cazul unei utilizări permanente a compresorului cu unde de presiune ca agregat de supraalimentare, pe lângă supapa de refulare este necesară şi folosirea unui intercooler care să asigure o răcire intermediară a aerului admis în motor, acest fapt devenind evident pe parcursul încercărilor experimentale când s-a constatat că nivelul temperaturii aerului de admisie creşte considerabil, în unele situaţii cu până la 28,5% faţă de varianta în care turbosuflanta este utilizată ca agregat de supraalimentare (Ta-TS=323 K; Ta-CX=415 K). Validarea modelelor de analiză a constat în compararea valorilor intervalului de turaţii optime de antrenare ale compresorului cu unde de presiune obţinute în urma simulărilor cu cele reale determinate ulterior în cadrul programului de încercări experimentale. În urma acestei comparaţii au putut fi validate doar modele de analiză 1D şi 3D, limitările modelului de analiză 0D împiedicând surprinderea fenomenelor dinamice complexe care iau naştere in timpul funcţionării compresorului cu unde de presiune. Cu toate acestea, modelul adimensional poate fi folosit pentru estimări calitative privind turaţia de antrenare a rotorului, fapt ce ajută la reducerea timpului de calcul necesar analizelor efectuate cu modelele validate 1D sau 3D. Modelul de analiză tridimensional oferă o precizie superioară, (-7,4% abatere maximă), comparativ cu modelul unidimensional, (-8,3% abatere maximă), însă acesta din urmă este mai flexibil datorită structurii sale modulare şi necesită resurse de calcul mult mai reduse. În general pentru studiul unor fenomene globale, cum ar fi variaţia presiunii şi temperaturii gazelor din interiorul rotorului, se recomandă folosirea modelului 1D, iar pentru surprinderea fenomenelor cu caracter local sau spaţial precum curgerea turbulentă a gazelor din canale, este necesară utilizarea modelului 3D. În urma simulărilor realizate cu ajutorul modelelor 1D şi 3D au putut fi analizate în mediu virtual diverse procese care au loc în timpul funcţionării compresorului cu unde de presiune cum ar fi curgerea inversă în canalele rotorului a aerului din colectorul de admisie a motorului când turaţia de antrenare este prea ridicată, sau creşterea contrapresiunii în colectorul de evacuare cauzată de o turaţie de antrenare prea joasă a compresorului cu unde de presiune. Simulările au relevat rolul şi modul de funcţionare a buzunarelor din stator precum şi felul în care se formează zonele turbionare din vecinătatea ferestrelor de admisie / evacuare, zone care produc o creştere a rezistenţelor gazodinamice şi care pot determina în final o micşorare a randamentului agregatului de supraalimentare. Modelele de analiză elaborate în cadrul acestei lucrări oferă posibilitatea vizualizării unor fenomene dinamice din interiorul compresorului cu unde de presiune cum ar fi evoluţia undelor de presiune sau curgerea turbulentă din canalele rotorului, fenomene care ar fi fost extrem de dificil şi costisitor de studiat cu ajutorul unor sisteme de investigare convenţionale. 8.2. ContribuŃii personale şi direcŃii de cercetare viitoare Activităţile efectuate în domeniul teoretic şi experimental desfăşurate în cadrul lucrării de faţă pentru atingerea obiectivelor propuse au generat o serie de contribuţii cu caracter personal la dezvoltarea cunoştinţelor legate de aplicaţiile fenomenelor dinamice din gaze la supraalimentarea motoarelor cu ardere internă utilizând compresoarele cu unde de presiune, dintre care subliniem:
• realizarea unui studiu comparativ detaliat al agregatelor de supraalimentare cunoscute şi utilizate în sistemele de propulsie a autovehiculelor în vederea stabilirii unei soluţii optime de supraalimentare pentru motoarele cu ardere internă cu capacitatea cilindrică redusă;
• analiza şi descrierea particularităţilor constructive şi funcţionale ale agregatelor cu unde de presiune;
80
• conceperea a trei modele de analiză, (adimensional, unidimensional şi tridimensional) şi determinarea cu ajutorul acestora a principalilor parametri de stare care influenţează eficienţa în funcţionare a compresorului cu unde de presiune, dintre care amintim: presiunea şi temperatura gazelor arse, presiunea şi temperatura aerului care intră in rotor, presiunea şi temperatura aerului comprimat care părăseşte rotorul precum şi turaţia de antrenare;
• elaborarea strategiei şi a programului de încercări experimentale, instrumentarea motorului (în variantele M.A.I.-TS şi M.A.I.-CX) şi a sistemelor utilizate în vederea achiziţiei datelor necesare validării modelelor de analiză propuse de autor;
• stabilirea în mediu virtual a intervalului în care se înscriu turaţiile optime de antrenare ale compresorului cu unde de presiune, interval care a fost apoi validat pe cale experimentală;
• identificarea domeniilor şi tipurilor de analiză în care cele trei modelele de simulare concepute (adimensional, unidimensional şi tridimensional), îşi pot demonstra eficienţa maximă;
• analiza şi vizualizarea în mediu virtual a fenomenelor dinamice şi a proceselor care se desfăşoară în interiorul compresorului cu unde de presiune.
Pe parcursul cercetărilor întreprinse în cadrul prezentei teze de doctorat, s-au evidenţiat o sumă de aspecte extrem de incitante legate de funcţionarea compresoarelor cu unde de presiune şi care pot constitui direcţii viitoare de investigaţii pentru următoarele domenii de cercetare:
- realizarea şi validarea unui model de analiză pentru întregul ciclu de funcţionare a compresorului cu unde de presiune, inclusiv pentru partea de joasă presiune a acestuia în vederea cercetării posibilităţilor de control a poziţiei relative a ferestrelor din stator faţă de canalele rotorului, precum şi a unei recirculări directe a gazelor arse în admisia motorului (EGR), acest lucru având ca scop final reducerea emisiilor poluante;
- conceperea şi validarea unui model de analiză complex pentru un sistem format din
motorul cu ardere internă, compresorul cu unde de presiune şi intercooler care să poată fi utilizat la proiectarea şi dezvoltarea motoarelor de mic litraj supraalimentate cu ajutorul agregatelor cu unde de presiune.
81
Bibliografie (selectivă) [3] ABĂITĂNCEI D., BOBESCU GH.: Motoare pentru automobile, Editura didactică şi pedagogică,
Bucureşti, 1975; [4] AKBARI P., MÜLLER N., NALIM R. : A Review of Wave Rotor Technology and its Applications,
ASME Paper IMECE2004-60082, 2004; [6] AMSTUTZ A., PAULI E., MAYER A.: System Optimization with Comprex Supercharging and EGR
Control of Diesel Engines, SAE Paper 905097, 1990; [7] ARAMĂ C. et al.: Motoare cu ardere internă, Editura Tehnică, Bucureşti, 1975; [9] BERCHTOLD, M.: The Comprex Diesel Supercharger, SAE Paper 590001, 1959; [10] BOBESCU GH. RADU GH.-AL., CHIRU A. et al.: Motoare pentru automobile şi tractoare, Vol. I ,
Editura Tehnică-Info, Chişinău, 1996; [11] BOBESCU GH. RADU GH.-AL., COFARU C. et al.: Motoare pentru automobile şi tractoare, Vol.
III , Editura Tehnică-Info, Chişinău, 2000; [14] CHO M., OGURI Y., SUZUKI T., YOSHIDA M.: Research on Adaptation of Pressure Wave
Supercharger (P.W.S.) to Gasoline Engine, SAE Paper 2001-01-0368, 2001; [15] CROES N.: Die Wirkungsweise der Taschen des Druckwellenladers Comprex, MTZ Vol. 40, No.
2, 1979; [16] DOERFLER P. K.: Comprex Supercharging of Vehicle Diesel Engines, SAE Paper 750335, 1975; [17] EISELE E., HIERETH H., POLZ H.: Experience with Comprex Pressure Wave Supercharger on the
High-Speed Passenger Car Diesel Engine, SAE Paper 750334, 1975; [18] ENDRES H.: Comprex-Aufladung schnellaufender direkteinspritzender PKW-Dieselmotoren,
Diss. der Technischen Hochschule Aachen, 1985; [19] FLÜCKIGER L., TAFEL S., SPRING P.: Hochaufladung mit Druckwellenlader für Ottomotoren,
MTZ Vol. 67, No. 12, 2006; [21] FRAOKOWIAK M., IANCU F., POTRZEBOWSKI A. et al.: Numerical simulation of unsteady-flow
processes in wave rotors, ASME Paper IMECE2004-60973, Anaheim, CA, 2004; [22] FUJIWARA S., TAUE J.: Advanced Supercharger System for Small Engines, SAE Paper 1999-01-
3318, 1999; [23] GASCHLER E., EIB W., RHODE W.: Comparison of the 3-Cylinder D.I.-Diesel with Turbocharger
or Comprex-Supercharger, SAE Paper 830143, 1983; [24] GOLLOCH R.: Downsizing bei Verbrennungsmotoren, Springer, Berlin/Heidelberg, 2005; [25] GRÜNWALD B.: Teoria, calculul şi construcţia motoarelor pentru autovehiculele rutiere, Editura
didactică şi pedagogică., Bucureşti, 1980; [26] GUZZELLA L., MARTIN R.: Das SAVE-Motorkonzept, MTZ Vol. 59, No. 10, 1998; [27] GUZZELLA L., WENGER U., MARTIN R.: IC - Engine Downsizing and Pressure-Wave
Supercharging for Fuel Economy, SAE Paper 2000-01-1019, 2000; [28] GYARMATHY G.: How Does the Comprex Pressure-Wave Supercharger Work?, SAE Paper
830234, 1983; [30] HEISLER H.: Advanced Engine Technology, SAE, Warrendale, 1995; [31] HÎRCEAGĂ M.: Studiu comparativ al sistemelor de supraalimentare la motoarele cu ardere
internă, Referat doctorat I, Universitatea Transilvania din Braşov, 2004; [32] HÎRCEAGĂ M.: Cercetări privind realizarea agregatului de supraalimentare cu unde de
presiune, Referat doctorat II, Universitatea Transilvania din Braşov, 2004; [33] HÎRCEAGĂ M.: Metode de simulare a fenomenelor dinamice din gaze cu aplicaţie pentru un
agregat de supraalimentare cu unde de presiune, Referat doctorat III, Universitatea Transilvania din Braşov, 2005;
[34] HÎRCEAGĂ M.: Energetic and Ecological Performance Improvements for Two - Stroke Gasoline Engines, Universität Karlsruhe (TH), Institut für Kolbenmaschinen, Karlsruhe 2006;
[35] HÎRCEAGĂ M., IANCU F., MÜLLER N.: Wave Rotors Technology and Applications, Scientific Bulletin of the Politehnica University of Timişoara, Transactions on Mechanics, Special Issue - The 11th International Conference on Vibration Engineering Timişoara, 2005;
[36] HÎRCEAGĂ M., RADU GH-AL, MARDARESCU V. et al.: A Study of Parameters Influencing the Performance of a Pressure Wave Supercharger (PWS), International Automotive Congress, Technical Paper CONAT20101001, Braşov, 2010; (indexare B.D.I. FISITA)
[37] HÎRCEAGĂ M., RADU GH-AL.: Calculus for Matching a Pressure Wave Supercharger with an Internal Combustion Engine, International Conference Motor Vehicle and Transportation, Technical Paper MVT20061014, Timişoara, 2006; (indexare B.D.I. FISITA)
[38] HÎRCEAGĂ M., RADU GH-AL., BENEA B.: Numerical Simulation of the Processes inside the Pressure Wave Supercharger (PWS), International Conference for Road Vehicles, Technical Paper CAR20051031, Piteşti, 2005; (indexare B.D.I. FISITA)
[39] HÎRCEAGĂ M., RADU GH-AL.: Analiza factorilor de influenţă asupra turaţiei optime de antrenare a unui compresor cu unde de presiune (CUP), Ingineria Automobilului, Vol. 6, Nr. 1, 2012;
82
[40] IANCU F.: Integration of a Wave Rotor to an Ultra-Micro Gas Turbine (UµGT), Dissertation, Michigan State University, 2004;
[42] JENNY E., ZUMSTEIN B: Pressure Wave Supercharger of Passenger Car Diesel Engines, Institution of Mechanical Engineers, Paper C44/82, 1982;
[43] JOHNSON R. W.: The Handbook of Fluid Dynamics, CRC Press LLC (Library of Congress), 1998; [44] KREBS R., SZENGEL R., MIDDENDORF H. et al.: Neuer Ottomotor mit Direkteinspritzung und
Doppelaufladung von Volkswagen, MTZ Vol. 66, No. 11, 2005; [46] LEAHU C. I., RADU GH-AL., HÎRCEAGĂ M. et al.: Improving the Energetic and Environmental
Performance of Diesel Engines by Increasing the Efficiency of the Supercharged Process, International Automotive Congress, Technical Paper CONAT20101018, Braşov, 2010; (indexare B.D.I. FISITA)
[47] LEAHU C. I., RADU GH-AL., HÎRCEAGĂ M. et al.: Energetic and Ecological Performance Improvement of Diesel Engines by Increasing the Efficiency of the Supercharged Process, Cambridge Scholars Publishing, ISBN: 978-1-4438-2972-4, UK, 2011;
[48] MAYER A., NASHAR EL. I., KOMAUER C.: Characteristics and Matching of the Pressure Wave Supercharger Comprex to a Passenger Car Engine, SAE Paper 845015, 1984;
[49] MAYER A., NASHAR EL. I., PEREWUSNYK J.: Comprex with Gas Pocket Control, Institution of Mechanical Engineers, Great Britain, 1990;
[52] MÜLLER N., AKBARI P.: Gas Dynamic Design Analyses of Charging Zone for Reverse-Flow Pressure Wave Superchargers, ASME Paper ICES2003-690, 2003;
[55] PIECHNA J.: Numerical Simulation of the Pressure Wave Supercharger - Effect of Pockets on the Comprex Supercharger Characteristics, The Archive of Mechanical Engineering XLV (4), 1998;
[56] PIECHNA J.: A Two Dimensional Model of the Pressure Wave Supercharger, The Archive of Mechanical Engineering XLVI (4), 1999;
[58] RADU GH.-AL, ABĂITANCEI H., HÎRCEAGĂ M. et al.: Analiza în mediu virtual a procesului de admisie în motorul cu ardere internă, Editura Universităţii Transilvania, ISBN 973-635-073-8, Braşov, 2004;
[61] RADU GH.-AL., ISPAS N.: Calculul şi construcţia instalaţiilor auxiliare ale autovehiculelor, Editura Universităţii Transilvania, Braşov, 1988;
[64] SCHRUF G. M., KOLLBRUNNER T. A.: Application and Matching of the Comprex Pressure-Wave Supercharger to Automotive Diesel Engines, SAE Paper 840133, 1984;
[65] SKOPIL M.: Hyprex Pressure Wave Supercharger, 2nd Advanced Charging & Downsizing Concepts, Swissauto, 2009;
[67] SPRING P.: Modeling and Control of Pressure-Wave Supercharged Engines Systems, ETH, Dissertation No. 16490, Zürich, 2006;
[68] SPRING P., PIECHNA J., ONDER C.: Modeling and Validation of a Pressure-Wave Supercharger using a Finite Difference Method, ASME Paper IMECE2004-59533, 2004;
[69] STAS 6635-87: Motoare cu ardere internă pentru autovehicule şi tractoare agricole, Reguli şi metode de încercare pe banc, 1987;
[70] TATSUTOMI Y., YOSHIZU K., KOMAGAMINE M.: Der Dieselmotor mit Comprex-Aufladung für den Mazda 626, MTZ Vol. 51, No. 3, 1990;
[71] WEBER F.: Mean Value Modeling of a Pressure Wave Supercharger Including Exhaust Gas Recirculation Effects, Swiss Federal Institute of Technology (ETH), Dissertation No. 14265, Zürich, 2001;
[73] WEBER F., GUZZELLA L., ONDER C.: Modeling of a Pressure Wave Supercharger Including External Exhaust Gas Recirculation, IMechE Journal of Automobile Engineering, Vol. 216, No. D3, 2002;
[74] WELCH G. E., CHIMA R. V.: Two-Dimensional CFD Modeling of Wave Rotor Flow Dynamics, NASA, 1993;
[75] WENDT J. F.: Computational Fluid Dynamics, Springer Verlag, 1996; [76] WUNSCH A.: Aufladung von Fahrzeugdieselmotoren mit dem Abgasturbolader und mit der
Druckwellenmaschine Comprex. MTZ Vol. 31, No. 1, 1970; [77] ZEHNDER G., MAYER A.: Comprex Pressure-Wave Supercharging for Automotive Diesels -
State-of-the-Art, SAE Paper 840132, 1984; [78] ZEHNDER G., MAYER A.: Supercharging with Comprex to Improve the Transient Behavior of
Passenger Car Diesel Engines, SAE Paper 860450, 1986; [82] http://www.avl.com [84] http://www.en.wikipedia.org [85] http://www.grc.nasa.gov [86] http://www.lms.ethz.ch [87] http://www.mazda.com [89] http://www.swissauto.com [90] http://www.vw.com
I
Curriculum Vitae Date personale: Nume: Marius Ciprian Hîrceagă Data naşterii: 14.08.1978 Locul naşterii: Braşov, România E-mail: [email protected] Studii: 1985 - 1993 Şcoala Generală Nr. 22 din Braşov 1993 - 1997 Colegiul Naţional de Informatică "Grigorie Moisil" din Braşov 1997 - 2002 Facultatea de Inginerie Mecanică din cadrul Universităţii Transilvania
din Braşov, Specializarea Autovehicule Rutiere 2002 - 2007 Student doctoral la Catedra de Autovehicule şi Motoare din cadrul
Facultăţii de Inginerie Mecanică, Universitatea Transilvania din Braşov Burse de studiu: 2003 - 2005 Bursă CNCSIS tip BD 2005 - 2006 Bursă de cercetare tip Erasmus - Socrates la Institut für
Kolbenmaschinen, Universität Karlsruhe (TH), Germania ExperienŃă profesională: 01/2008 - 12/2010 Inginer CAE la firma Kistler-IGeL GmbH, Schönaich, Germania 01/2011 - prezent Inginer CAE la firma Voith Turbo GmbH & Co. KG, Heidenheim,
Germania Aptitudini personale: Limbi străine: Engleză: nivel C1 (avansat) conform Common European
Framework of Reference for Languages Germană: nivel C1 (avansat) conform Gemeinsame Europäische
Referenzrahmen für Sprachen ActivităŃi ştiinŃifice: Lucrări publicate: 12 lucrări din care 9 lucrări ca prim autor (vezi Lista lucrărilor
publicate)
II
Curriculum Vitae Personal Information: Name: Marius Ciprian Hîrceagă Date of birth: 14.08.1978 Birthplace: Braşov, Romania E-mail: [email protected] Education: 1985 - 1993 Primary School no. 22 in Braşov 1993 - 1997 High School of Computer Science “Grigore Moisil” in Braşov 1997 - 2002 Faculty of Mechanical Engineering at “Transilvania” University of
Braşov, Specialization: Automotive Engineering 2002 - 2007 Ph.D. student, Department of Automotive Engineering, “Transilvania”
University of Braşov Scholarships: 2003 - 2005 BD scholarship for Ph.D. students granted by the National Council of
the Higher Education for Scientific Research (CNCSIS) 2005 - 2006 Erasmus - Socrates research scholarship at the Institut für
Kolbenmaschinen, Universität Karlsruhe (TH), Germany Professional Experience: 01/2008 - 12/2010 CAE engineer at Kistler-IGeL GmbH, Schönaich, Germany 01/2011 - now CAE engineer at Voith Turbo GmbH & Co. KG, Heidenheim, Germany Personal Skills: Foreign Languages: English: C1 level (advanced) according to Common European
Framework of Reference for Languages German: C1 level (advanced) according to Gemeinsame
Europäische Referenzrahmen für Sprachen Scientific Activities: Published papers: 12 papers from which 9 papers as first author (see the List of
published papers)
III
Lista lucrărilor publicate
List of published papers 1. Numerical Simulation of the Processes inside the Pressure Wave Supercharger (PWS), International Conference for Road Vehicles, Technical Paper CAR20051031, Pitesti, 2005; HÎRCEAGA M., RADU GH-AL. et al. (indexare B.D.I. FISITA) 2. Calculus for Matching a Pressure Wave Supercharger with an Internal Combustion Engine, International Conference Motor Vehicle and Transportation, Technical Paper MVT20061014, Timisoara, 2006; HÎRCEAGA M., RADU GH-AL. (indexare B.D.I. FISITA) 3. A Study of Parameters Influencing the Performance of a Pressure Wave Supercharger (PWS), International Automotive Congress, Technical Paper CONAT20101001, Brasov, 2010; HÎRCEAGA M., RADU GH-AL. et al. (indexare B.D.I. FISITA) 4. Improving the Energetic and Environmental Performance of Diesel Engines by Increasing the Efficiency of the Supercharged Process, International Automotive Congress, Technical Paper CONAT20101018, Brasov, 2010. LEAHU C.-I., HÎRCEAGA M. et al. (indexare B.D.I. FISITA). 5. Wave Rotors Technology and Applications, Scientific Bulletin of the Politehnica University of Timişoara, Transactions on Mechanics, Special Issue - The 11th International Conference on Vibration Engineering Timisoara, 2005; HÎRCEAGA M., IANCU F. et al. 6. Analiza factorilor de influenta asupra turaţiei optime de antrenare a unui compresor cu unde de presiune (CUP), Ingineria Automobilului, Vol. 6, Nr. 1, 2012; HÎRCEAGA M., RADU GH-AL. 7. Analiza în mediu virtual a procesului de admisie în motorul cu ardere interna, Editura Universităţii Transilvania, ISBN 973-635-073-8, Braşov, 2004; RADU GH-AL., HÎRCEAGA M. et al. 8. Energetic and Ecological Performance Improvement of Diesel Engines by Increasing the Efficiency of the Supercharged Process, Cambridge Scholars Publishing, ISBN: 978-1-4438-2972-4, UK, 2011 LEAHU C.-I., HÎRCEAGA M. et al. 9. Energetic and Ecological Performance Improvements for Two - Stroke Gasoline Engines, Universität Karlsruhe (TH), Institut für Kolbenmaschinen, Karlsruhe 2006 HÎRCEAGA M. 10. Studiu comparativ al sistemelor de supraalimentare la motoarele cu ardere interna, Referat doctorat I, Universitatea Transilvania din Braşov, 2004; HÎRCEAGA M. 11. Cercetări privind realizarea agregatului de supraalimentare cu unde de presiune, Referat doctorat II, Universitatea Transilvania din Braşov, 2004; HÎRCEAGA M. 12. Metode de simulare a fenomenelor dinamice din gaze cu aplicaţie pentru un agregat de supraalimentare cu unde de presiune, Referat doctorat III, Universitatea Transilvania din Braşov, 2005. HÎRCEAGA M.
