tusine adrian

Ing. Adrian I.

Contri bu ii privind dezvoltarea unor camere de

ardere pentru motoarele cu pistoane opuse

Contributions to development of combustion chambers

for opposed-piston engines

Prof.univ.dr.ing. d.h.c. Gheorghe-Alexandru RADU

Membru al

3

-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-

410525

RECTORAT

D-lui (D-nei) ..............................................................................................................

Comisiei de doctorat

Nr. 6045 din 27.09.2013

Prof.univ.dr.ing.

DECAN

Prof.univ.dr.ing. d.h.c. Gheorghe Alexandru RADU

Prof.univ.dr.ing. Nicolae BURNETE

Prof.univ.dr.ing.

Universitatea

Prof.univ.dr.ing. Nicolae ISPAS

13.12.2013, ora 1000

sala NP7.

[email protected]
mailto:[email protected]

Cuvant inainte

Lucrarea de fata urmareste, prin aspectele de cercetare abordate, investigarea unei solutii

constructive si energetice eficiente a camerei de ardere destinata motoarelor Diesel in doi

timpi cu pistoane in opozitie.

In vederea ameliorarii performantelor motoarelor cu ardere interna este nevoie, pe de o

parte de aprofundarea permanenta si in detaliu a cercetarilor fenomenelor care au loc in

camera de ardere a motoarelor cu arhitectura conventionala, iar pe de alta parte se impune

gasirea si investigarea unor arhitecturi noi pentru mecanismele care pot aduce ameliorari

suplimentare parametrilor ce definesc calitatile ecologice si energetice.

Acceptabilitatea din punct de vedere al impactului emsiilor asupra mediului ambiant, a

devenit principalul factor care influenteaza directiile de dezvoltare si cercetare in domeniul

combustiei motoarelor cu ardere interna. Chiar daca se fac eforturi substantiale pentru a

implementa platforme electrice sau hibride, realitatea arata ca motoarele cu ardere interna vor

ramane principala platforma generatoare de putere pentru transportul rutier in viitorul

apropiat. Tinand cont de acest lucru, noi procedee de formare a amestecului si de control al

arderii trebuie sa vina in intampinarea regulamentelor din ce in ce mai stricte in privinta

emisiilor poluante. In acelasi timp trebuie avuta in vedere necesitatea imbunatatirii

randamentului si a puterii specifice a motoarelor, stiut fiind faptul ca principalul deziderat in

proiectarea si constructia unui motor cu ardere interna este generarea de putere la o eficienta

cat mai mare.

Dependenta istorica a transportului rutier de combustibilii obtinuti prin rafinarea titeiului

se va diminua in mare masura in urmatoarele decenii. Pe de o parte rezervele de petrol

existente se reduc rapid, iar pe de alta parte noi tipuri de combustibili se introduc pe piata.

Noile tipuri de combustibili ofera avantaje substantiale, dar in acelasi timp ridica si probleme

care trebuie rezolvate. Acesti combustibili, in general, necesita o procesare mai indelungata si

mai costisitoare de la materia prima pana la forma finala. Dezvoltarea unor noi procedee de

formare a amestecului si de ardere a acestuia trebuie sa aiba de asemenea in vedere aparitia

acestor noi tipuri de combustibili. Chiar daca compozitia combustibililor viitori si modalitatea

de obtinere nu pot fi anticipate cu certitudine, au aparut schimbari majore in gandirea noilor

tipuri de combustie si control a acesteia. Aceasta situatie in schimbare din domeniul

combustibilor, combinata cu nevoia de a dezvolta motoare nepoluante de eficienta ridicata

creaza provocari mari proiectantilor de motoare cu ardere interna, provocari care nu existau in

trecutul apropiat cand benzina si motorina obtinute prin rafinarea titeiului reprezentau 96 %

din combustibilul folosit. Producatorii vor trebui sa dezvolte motoare care pot accepta variatii

mari in compozitia combustibililor. In acelasi timp insa, se ivesc si oportunitati de a realiza

combustibili, care prin compozitia lor chimica, sunt mai putin poluanti.

Prezenta lucrare este rezultatul eforturilor depuse de autor in cadrul companiei EcoMotors

International din Michigan USA, timp de 13 ani pentru dezvoltarea unui motor Diesel in doi

timpi cu pistoane si cilindri opusi, conceput si brevetat de prof. dr. ing. Peter Hofbauer [41].

Realizarea unui model functional viabil si competitiv a necesitat eforturi deosebite

deoarece motorul se abate prin structura sa si prin specificitatea proceselor termodinamice de

la caile cunoscute ale motoarelor de constructie clasica.

Autorul a fost implicat direct in realizarea modelului functional, coordonand activitatile de

proiectare (Concept Design) a motorului, precum si intr-o multitudine de alte probleme

importante, precum: stabilirea parametrilor principali ai cinematicii si dinamicii mecanismului

motor, stabilirea parametrilor geometrici fundamentali ce controleaza procesul de schimbare a

gazelor, stabilirea si optimizarea arhitecturii camerei de ardere, corelarea cu sistemul de

injectie si optimizarea acestuia in vederea reducerii undelor din conductele de inalta presiune.

Aceste activitati au permis autorului sa obtina 5 brevete de inventie, sa faca cunoscute

realizarile in cadrul a 3 congrese internationale (SAE Detroit 2005, SAE Detroit 2006,

CONAT 2010), prin comunicari si publicatii. Motorul va intra in productie de serie cu

destinatia generator de curent (2014) si propulsia autobuzelor de fabricatie chineza (2015).

Autorul multumeste domnului prof. dr. ing. Peter Hofbauer, seful departamentului de

cercetare si cofondator al companiei EcoMotors International, pentru sustinerea si invatatura

primita in toti acesti ani, domnului prof. dr. ing. Gheorghe-Alexandru Radu pentru

indrumarea permanenta si sustinerea deosebita atat in realizarea tezei de doctorat cat si in

timpul studiilor universitare, colegilor de serviciu Yue Xin Huang, Tyler Gerard, Henry Shen,

Philipp Seyfried pentru ajutorul dat in realizarea unor aspecte curente pe parcursul realizarii

tezei, domnilor MS. Ing. Amit Soman si MS. Ing. Iain Ridley pentru sprijinul in realizarea

tezei in timp util.

Autorul multumeste de asemenea membrilor Departamentului de Autovehicule si

Transporturi din cadrul Universitatii Transilvania din Brasov, in special domnilor:

prof. dr. ing. Nicolae Ispas, seful Departamentului, prof. dr. ing. Ion Preda, prof. dr. ing.

Corneliu Cofaru, prof. dr. ing. Horia Abaitancei, sef. lucr. dr. ing. Sebastian Radu, dr. ing.

Cristian-Ioan Leahu si drd. ing. Marton Jakab-Peter, care prin observatiile facute de-a lungul

ultimilor ani au contribuit la prezentarea tezei in aceasta forma finala.

Multumeste de asemenea membrilor familiei, Tania si Vlad, pentru sprijinul si intelegerea

acordate in timpul cercetarii si redactarii tezei de doctorat.

1

CUPRINS

1 STUDIU CRITIC PRIVIN D OPORTUNITATEA RECO NSIDERARII MOTOARELOR CU PISTOA NE OPUSE

1.1. Motivarea temei tezei de doctorat 5

1.2. Principalele obiective urmarite in cadrul tezei pentru dezvoltarea motorului 8

1.3. Structura tezei de doctorat 8

2 PARTICULARITATILE CO NSTRUCTIVE SI FUNCTI ONALE ALE MOTOARELOR CU PISTOA NE OPUSE

2.1. Particularitati constructive ale motorului cu pistoane opuse EM100D 10

2.2. Cinematica motoarelor cu pistoane opuse 11

2.2.1. Cinematica pistoanelor din cilindrul din stanga 12

2.2.2. Cinematica pistoanelor din cilindrul din dreapta 12

2.3. Dinamica motoarelor cu pistoane opuse 13

2.4. Procesul de schimbare a gazelor al motoarelor cu pistoane opuse 15

2.5. Supraalimentarea motoarelor cu pistoane opuse 18

3 CERCETARI PRIVIND DE ZVOLTAREA CAMEREI DE ARDERE SI ADAPTARI ALE ECHIPAM ENTULUI DE INJECT IE LA MOTORUL CU

PISTOANE OPUSE

3.1. Consideratii preliminare 19

3.2. Algoritmul cercetarilor privind dezvoltarea camerelor de ardere pentru

motorul EM100D 19

3.2.1. Camera de ardere 1 21



3.3. Studiul fenomenelor dinamice din circuitul de inalta presiune al sistemului

de alimentare cu combustibil 26

4 STRATEGIA, METODOLIG IA SI ECHIPAMENTELE UTILIZATE IN CERCETAREA EXPERIMEN TALA

4.1. Metodologia si echipamentele utilizate in cercetarea experimentala a motorului

32

4.1.1. Obiectul cercetarii experimentale 32

4.1.2. Scopul cercetarii experimentale si strategia adoptata 33

4.1.3. Standul de incercare si echipamentele de masurare si control 35

4.1.4. Echipamente pentru achizitia si prelucrarea datelor 37

4.1.5. Aparatura pentru determinarea calitatilor ecologice 38

4.2. Echipamentele utilizate pentru cercetarea camerei de ardere transparente 39

4.2.1. Obiectul cercetarii experimentale 39

4.2.2. Echipamentele utilizate 40

2

5 ANALIZA REZULTATELOR EXPERIMENTALE ENERGETICE SI ECOLOGICE

5.1 Studiul experimental al proceselor fundamentale din camerele de ardere ale motoarelor cu pistoane opuse

42

5.2 Analiza rezultatelor energetice si ecologice ale motorului EM100D 49

6 CALIBRAREA MODELULUI DE SIMULARE TRIDIMENSIONALA A EVOLUTIEI JETULUI DE COMBUSTIBIL

6.1 Elaborarea modelului CAD 3D 57

6.2 Discretizarea domeniului geometric pentru spatiul de curgere a aerului si geometria initiala a jetului

58

6.3 Adoptarea modelelor de calcul pentru regimul turbulent, de vaporizare si de amestec si a parametrilor specifici ai acestora si definirea conditiilor ini tiale

58

6.3.1 Definirea conditiilor init iale 59

6.3.2 Rezultatele simularii 60

7 CONCLUZII GENERALE, CONTRIBUTII PERSONAL E, DIRECTII DE CERCETARE VIITOARE

7.1. Concluzii generale 66

7.2. Contributii personale 67

7.3. Directii de cercetare viitoare 68

BIBLIOGRAFIE 69

REZUMAT 76

CV 77

3

CONTENTS

1 CRITICAL STUDY REGARDING THE RECONSIDERATION OPPORTUNITIES ON THE OPPOSITE PISTON ENGINES

1.1. Motivatoin of the thesis 5

1.2. The main objectives of this thesis for opoc engine development 8

1.2.Thesis structure 8

2 CONSTRUCTIVE AND FUN CTIONAL PARTICULARIT IES OF THE OPPOSED PISTON ENGINES

2.1. Constructive particularities of the opposed piston engines EM100D 10

2.2. Cinematica motoarelor cu pistoane opuse 11

2.2.1. Cinematics of the pistons from the left cylinder 12

2.2.2. Cinematics of the pistons from the right cylinder 12

2.3. Opposed piston engine 13

2.4. The gas exchange process of the opposed piston engines 15

2.5. Supercharging the opposed piston engines 18

3 RESEARCH ON THE COMB USTION CHAMBER DEVEL OPMENT AND THE ADAPTINGS OF THE INJECTION EQUIPMENT TO THE

OPPOSED PISTON ENGINE.

3.1. Preliminary considerations 19

3.2. Research algorithm of EM100D engines combustion chambers development 19

3.2.1. Combustion chamber 1 21



3.3. The Analysis of Dynamic Phenomena of the High Pressure Circuit of the

Fuel Injection System 26

4 STRATEGY, METODOLOGY AND EQUIPMENTS USED IN THE EXPERIMENTAL RESEARC H

4.1. Strategy, methodology and equipment used in experimental research for

EM100D engine 32

4.1.1 The object of the experimental research 32

4.1.2 Scope of experimental research and chosen strategy 33

4.1.3 Standbad and equipment for measurement and control 35

4.1.4 Equipments for data acquisition and processing 37

4.1.5 Equipment for determining environmental quality 38

4.2. Equipment used for transparent combustion chamber research. 39

4.2.1. Object of experimental research 39

4.2.2. Equipment used 40

4

5 ANALYSIS OF THE EXPERIMENTAL ENERGETIC AND ECOLOGIC RESULTS

5.1 Experimental research of the fundamental processes in the opposed piston combustion chamber

42

5.2 The analysis of energetic and emission performances of the EM100D engine

49

6 THE CALIBRATION OF THE 3D SIMULATION MODEL OF THE INJECTION PROCESS

6.1 3D CAD Model Generation 57

6.2 Meshing of the Geometry Model of the Flow Control Volume and of the Initial Spray Geometry

58

6.3 Model Selection for Turbulent Flow Conditions, Vaporisation and Mixing Process and the Parameter Selection Process and Initila Conditions

Definition

58

6.3.1. Initial Conditions Definition 59

6.3.2. Simulation results 60

7 GENERAL CONCLUSIONS, PERSONAL CONTRIBUTIO NS AND FUTURE RESEARCH DIRECTIONS

7.1. General conclusions 66

7.2. Personal contributions 67

7.3. Future research directions 68

BIBLIOGRAFY 69

SUMMARY 76

CV 77

5

1 STUDIU CRITIC PRIVIND OPORTUNITATEA RECONSIDERARII MOTOARELOR CU PISTOANE OPUSE

1.1 Motivarea temei tezei de doctorat

Una dintre cele mai eficiente metode de a reduce emisiile poluante generate de un motor

cu ardere interna este reducerea consumului specific efectiv de combustibil al acelui motor.

Pe langa reducerea emisiilor poluante, reducerea consumului specific efectiv de combustibil

al motorului cu ardere interna este un deziderat important si din necesitatea de a reduce pretul

de exploatare al vehiculului sau agregatului pe care il echipeaza respectivul motor. Consumul

specific efectiv de combustil al unui motor este influentat de o multitudine de parametri,

dintre care: puterea pierduta prin frecarile interne din mecanismul motor, pierderile datorate

fenomenului de pompaj, arhitectura camerei de ardere si raportul dintre volumul in care au loc

arderea si destinderea si aria suprafetelor care inchid acel volum, joaca un rol hotarator.

Tendinta actuala in proiectarea si dezvoltarea motoarelor cu ardere interna este, pe de o

parte, reducerea capacitatii cilindrice totale (downsizing) cu mentinerea si chiar cresterea

puterii prin supraalimentare, iar pe de alta parte reducerea numarului de cilindri pentru a se

obtine un volum cat mai mare pe cilindru pentru o capacitate cilindrica data. Prin aceast lucru

se urmareste micsorarea puterii specifice pierduta prin frecare si a schimbului de caldura cu

mediul ambiant, ceea ce duce in final la reducerea consumului specific efectiv de combustibil.

Pentru motoarele conventionale in patru timpi, provocarile care se ivesc sunt legate de

nivelele de presiuni si temperaturi ridicate in procesele termodinamice, pe masura ce

capacitatea cilindrica totala scade si nivelul de putere se mentine. De asemenea reducerea

numarului de cilindri este limitata in general la patru cilindri din conditia de echilibrare a

mecanismului motor.

O alta modalitate de a ridica puterea volumetrica specifica este reconsiderarea

motoarelor in doi timpi. Presupunand ca se pot rezolva problemele legate de schimbul de

gaze si emisii poluante, motoarele in doi timpi prezinta avantajul unei puteri specifice de

frecare mai mici in comparatie cu cea a motoarelor in patru timpi. Datorita faptului ca ciclul

termodinamic al motoarelor in doi timpi are nevoie de o singura rotatie a arborelui cotit,

pentru aceeasi turatie si putere a motorului se pot obtine presiuni de combustie mai mici

comparativ cu motoarele in patru timpi.

Motoarele cu pistoane opuse prezinta posibilitatea crearii unui mecanism motor

echilibrat dinamic avand un numar mai mic de cilindri in comparatie cu motoarele

conventionale. De asemenea cursa totala a mecanismului motor se imparte intre cele doua

pistoane care se deplaseaza in opozitie unul fata de celalalt intr-un cilindru. Ca urmare, la

aceeasi turatie a motorului, viteza medie a pistonului se reduce considerabil, reducandu-se in

acelasi timp frecarile din motor. Pe de alta parte daca se pastreaza viteza medie a pistonului,

turatia motorului se dubleaza obtinandu-se dublarea puterii motorului.

In cazul motorului in doi timpi cu pistoane in opozitie se poate adopta schimbul de gaze

cu baleiaj in echicurent, unul dintre pistoane guvernand fereastra de evacuare in timp ce al

doilea piston guverneaza fereastra de admisie. De asemenea acest tip de mecanism prezinta

6

posibilitatea de-a implementa relativ simplu o diagrama de distributie asimetrica in raport cu

punctul mort inferior.

Tinand seama de precizarile anterioare, dezvoltarea unui motor cu aprindere prin

comprimare cu pistoane opuse este nu numai un demers stiintific interesant, ci si unul cu

implicatii practice deosebite, aria de utilizare a unor asemenea tipuri de motoare fiind relativ

larga, de la propulsia autovehiculelor pana la propulsia aparatelor de zbor, de la aplicatii

stationare pana la aplicatii marine.

Istoria motoarelor cu pistoane opuse a inceput intre anii 1850 - 1900, primul motor cu

pistoane opuse, la care ambele pistoane au fost cuplate la un arbore cotit, fiind construit de

Witting la compania Hanoversche Maschinenbau-Aktiengesellschaft in anul 1878).

La acest motor ferestrele de admisie si evacuare au fost pozitionate in jurul punctului mort

superior, iar motorul a operat dupa un ciclu termodinamic in patru timpi.

O alta varianta de motor cu pistoane opuse este motorul Lucas construit in 1901, la care

pentru prima data se utilizeaza doi arbori cotiti, iar pistoanele controleaza ferestrele de

admisie si evacuare .La acest motor sincronizarea se realizeaza cu ajutorul unor roti conice si

a unui arbore paralel cu axa cilindrului. Motorul a fost folosit pentru echiparea

autovehiculelor.

O varianta imbunatatita sub aspectul performantelor este motorul Fullagar realizat de

Fullagar in Marea Britanie. Acest motor putea sa realizeze o diagrama de distributie

asimetrica printr- - cu efecte pozitive asupra echilibrarii motorului.

Motorul a fost folosit pentru aplicatii stationare in generare de electricitate.

Unul dintre cele mai de succes motoare cu pistoane in opozitie a fost motorul Jumo 205

proiectat si construit de profesorul Hugo Junkers in anul 1933 in Dessau Germania. Acest

motor a fost proiectat pentru echiparea avioanelor de cursa lunga.

Toate aceste motoare care marcheaza etape ale dezvoltarii sistemelor energetice cu

pistoane opuse si-au dovedit performantele energetice superioare (densitate de putere pe

unitate de cilindree si de masa), dar in acelasi timp s-au dovedit deficitare in privinta

consumului de ulei, a fiabilitatii, echilibrarii dinamice si a incadrarii in performantele

ecologice impuse de reglementarile in vigoare.

Pornind de la avantajele oferite de motoarele cu aceasta structur a ( putere specifica

ridicat a, compactitate, greutate specifica mica, posibilitatea atingerii unei turatii

ridicate), lucrarea de fata isi propune sa abordeze aspecte esentiale ale problematicii

dezvoltarii unui motor cu pistoane opuse de tip MAC in doi timpi arhitectura

camerelor de ardere, corelarea cu sistemul de schimb de gaze, acordarea cu

echipamentul de injectie, cu cinematica si dinamica mecanismului motor- care sa

elimine aproape in totalitate dezavantajele precizate in exemplele anterioare.

Un asemenea demers este nu numai de interes practic dar si stiintific intrucat studiile

necesare dezvoltarii mecanismului motor, al procesului de schimbare a gazelor si al

procesului de ardere implica utilizarea unor cunostinte avansate in domeniul modelarii,

simularii si cercetarii experimentale a acestora.

Motorul conceput si investigat in cadrul acestei lucrari este realizat ca un motor cu

pistoane opuse avand doi cilindri in opozitie. Ideea de baza apartine Prof. Dr. Ing. Peter

7

Hofbauer care a patentat acest concept in anul 1999

6,170,443, B1, Santa Barbara, 1999. Acest motor a fost gandit ca o combinatie intre

motorul cu pistoane opuse Junkers si motorul cu cilindrii in opozitie Boxer.

Ca dezavantaje se pot mentiona faptul ca motorul cu pistoane opuse Junkers prezinta doi

arbori cotiti, ceea ce il penalizeaza atat din punct de vedere al greutatii, cat si prin necesitatea

sincronizarii functionarii lor. Sincronizarea arborilor cotiti se realizeaza cu ajutorul rotilor

dintate, lucru care accentueaza si mai mult cresterea in greutate a motorului. Rotile dintate de

sicronizare preiau fortele rezultate prin arderea amestecului carburant.

De asemenea fortele rezultate in urma arderii se transmit fusurilor manetoane prin

intermediul blocului de cilindri similar cu situatia motoarelor in patru timpi. Din acest motiv

blocul de cilindri trebuie proiectat adecvat pentru a rezista solicitarilor, rezultand o constructie

grea.

Pentru a realiza o distributie asimetrica in raport cu punctul mort inferior (PMI) este

nevoie ca pistonul care guverneaza fereastra de evacuare (pistonul de evacuare) sa aiba o

miscare defazata in avans fata de pistonul care guverneaza fereastra de admisie (pistonul de

admisie), in asa fel incat fereastra de evacuare sa fie deschisa inaintea ferestrei de admisie,

urmand ca la sfarsitul proceselui de schimb de gaze fereastra de evacuare sa fie inchisa

inaintea ferestrei de admisie. In cazul motorului Jumo cu un singur cilindru schema

mecanismului motor este prezentata in Fig.1.1. Se poate observa cu usurinta ca in cazul in

care se doreste distributie asimetrica l r) mecanismul nu mai este echilibrat,

introducandu-se forte de inertie neechilibrate de ordinul unu si doi. Echilibrarea unui astfel

de motor necesita existenta a minimum patru cilindri pentru fortele si momentele de ordinul

unu si cel putin sase cilindri pentru echilibrarea fortelor de ordinul doi.

Fig. 1.1 Schema de principiu a mecanismului motor al motorului Jumo 205

Motorul cu cilindrii opusi de tip Boxer prezinta o constructie compacta dar in acelasi

timp blocul de cilindri nu este suficient de solid pentru cerintele unui MAC. Necesitatea

canalelor de comunicare intre cilindri pentru reducerea undelor de presiune din carterul motor

slabeste structura blocului de cilindri, motiv pentru care acest concept este folosit in general la

MAS.

Motorul cu pistoane opuse si cilindri in opozitie (opoc) rezultat prin concretizarea

conceptului brevetat de prof. Hofbauer, realizat sub denumirea EM100D si care constituie

obiectul investigatiilor acestei lucrari, este un MAC care realizeaza ciclul termodinamic in doi

8

timpi. Acest concept anuleaza unele din dezavantajele celor doua motoare mentionate mai

sus, concomitent cu preluarea avantajelor pe care acestea le prezinta.

Fig. 1.2 motorul in doi timpi cu pistoane opuse si cilindri in opozitie (opoc)

1.2 Principalele obiective urmarite in cadrul tezei pentru dezvoltarea motorului opoc

Pentru a dezvolta motorul in doi timpi cu pistoane opuse si cilindrii in opozitie este

necesara investigarea aprofundata a cinematicii si dinamicii mecanismului motor

(considerabil mai complexe decat cele aferente motoarelor cu mecanism motor clasic), a

procesului de schimbare a gazelor si a arhitecturii camerei de ardere, corelata cu echipamentul

de injectie si caracteristicile procesului de injectie. Ca urmare, principalele obiective asupra

carora ne vom indrepta atentia in cadrul prezentei lucrari sunt:

Analiza cinematica si dinamica a mecanismului motor;

Stabilirea si optimizarea arhitecturii camerei de ardere;

Investigarea procesului de schimb de gaze;

Cercetarea experimentala, in mediu virtual si pe modelul functional, pentru dezvoltarea si optimizarea camerei de ardere, a echipamentului si procesului de

injectie, in vederea stabilirii calitatilor ecologice si energetice de referinta ale

motorului.

1.3 Structura Tezei de Doctorat

Pentru a detalia demersul tehnico-stiintific necesar atingerii obiectivelor precizate mai sus,

teza a fost structurata in urmatoarele capitole:

9

In capitolul 1 diu critic privind oportunitatea reconsider arii motoarelor cu

se prezinta motivatia tezei prin punerea in evidenta a avantajelor pe care le

poate oferi un motor cu pistoane opuse, precum si principalele obiective urmarite si structura

tezei.

In capitolul 2 atile constructive si functionale ale motoarelor cu pistoane

se prezinta la inceput constructia de ansamblu, detalii de conceptie si constructie ale

motorului cu pistoane opuse EM100D care face obiectul cercetarilor prezentei teze; se

intreprind apoi studii aprofundate ale cinematicii si dinamicii mecanismului motor, se

analizeaza procesul de schimb de gaze (recurgandu-se si la optimizari realizate cu GT Power,

Fluent si Coverge); in final se analizeaza necesitatea supraalimentarii motorului si solutia

utilizata care are ca element principal o turbosuflanta asistata electric.

In capitolul 3 ari privind dezvoltarea camerei de ardere la motorul cu

se prezinta un scurt istoric al camerelor de ardere care au echipat motoarele

cu pistoane opuse, cele trei solutii de camere de ardere analizate, stabilirea dimensiunilor

fundamentale ale acestora in corelatie cu echipamentul de injectie si caracteristicile injectiei,

procesele de optimizare, confirmarea pe stand a calitatilor ecologice si energetice dezvoltate

de motor pentru fiecare camera. O atentie aparte este acordata analizei proceselor de injectie

desfasurate in camera transparenta realizata special pentru acest studiu, capabila sa asigure si

miscarea de vartej a aerului.

In capitolul 4

sunt prezentate obiectivele cercetarii experimentale, algoritmul de

desfasurare a experimentelor, echipamentele si metodologia folosite in demersul

experimental.

In capitolul 5 e sunt

prezentate si analizate rezultatele cercetarilor experimentale care au avut ca obiectiv

validarea modelelor de simulare, identificarea modelelor specifice motorului si evaluarea

performantelor ecologice si energetice ale motorului echipat succesiv cu cele trei camere de

ardere concepute si realizate.

In capitolul 6

ardere la motoarele cu pistoane opuse se porneste de la modelul jetului de combustibil,

realizat in AVL Fire, corelat cu parametrii injectorului si ai pulverizatorului, in vederea

obtinerii unui procedeu de optimizare a procesului de injectie in diverse conditii de

functionare si variate forme ale camerei de ardere. Calibrarea modelului s-a realizat pe baza

rezultatelor obtinute prin experiment in camera transparenta.

In capitolul 7 se prezinta concluziile generale, contributiile personale rezultate in urma

demersului teoretic si experimental, precum si directiile de cercetare viitoare propuse de

autor.

10

2 PARTICULARITATILE CONSTRUCTIVE SI FUNCTIONALE ALE MOTOARELOR CU PISTOANE OPUSE

2.1 Particularitati constructive ale motorului cu pistoane opuse EM100D

Motorul cu pistoane opuse si cilindri opusi (opoc) (ilustrat in Fig. 2.1.) preia avantajele

motorului Jumo 205, cum ar fi inaltime mica, compactitate si pe cele ale motorului Boxer care

are un singur arbore cotit si cilindrii in opozitie. Rezultatul este un motor la care fortele

rezultate in procesul de ardere se transmit direct la un singur arbore cotit pe fusurile paliere.

Blocul de cilindri si fusurile manetoane nu sunt solicitate de aceste forte rezultate in urma

arderii, fapt care permite realizarea acestor componente din materiale usoare, rolul lor fiind

doar de a localiza piesele mecanismului motor si de a realiza circuitul de ungere si racire al

motorului.

Fig. 2.1 Motorul EM100D (ansamblul motor si mecanismul motor) fabricat de EcoMotors

International din Michigan, USA

In figura Fig. 2.1 se prezinta motorul EM100D proiectat si fabricat ca si prototip de

compania EcoMotors International din Michigan, SUA. Din Fig. 2.1 se pot observa usor

cateva din avantajele motorului opoc EM100D-G6, cum ar fi lungimea mare a bielelor

exterioare cea ce duce la micsorarea fortei laterale la pistoanele exterioare, mecanism motor

relativ simplu, bielele interioare de asemenea mai lungi decat la motoarele conventionale,

lungime relativ mica in directia arborelui cotit, inaltime mica a motorului, dar in acelasi timp

se pot observa si cateva provocari pe care acest concept le introduce.

Raportul intre lungimea bielei interioare si raza fusului maneton la acest motor este

lbi/rmi = 3.8...4 (functie si de arhitectura camerei de ardere). Acest fapt pe de o parte prezinta

avantajul reducerii fortei laterale a pistoanelor interioare , dar pe de alta parte influenteaza

negativ latimea motorului.

11

2.2 Cinematica motoarelor cu pistoane opuse In Fig. 2.2 se prezinta schema mecanismului motor, pozitionat la un unghi de 90 fata de

punctele moarte superioare ale celor doi cilindri, pentru motorul investigat.

Fig. 2.2 Schema cinematica a mecanismului motor pentru motorul investigat

In Fig. 2.2 s-au facut urmatoarele abrevieri:

xope deplasarea pistonului exterior care guverneaza fereastra de evacuare (outer piston

exhaust)

xipi deplasarea pistonului interior care guverneaza fereastra de admisie (inner piston

intake)

xipe deplasarea pistonului interior care guverneaza portul de evacuare (inner piston

exhaust)

xopi deplasarea pistonului exterior care guverneaza fereastra de admisie (outer piston

intake)

lo lungimea bielei exterioare

l i lungimea bielei interioare

ro raza fusului maneton pentru pistoanele exterioare

r i raza fusului maneton pentru pistoanele interioare

ope ungiul dintre biela pistonului exterior de evacuare si axa cilindrului

ipi unghiul dintre biela pistonului interior de admisie si axa cilindrului

ipe unghiul dintre biela pistonului interior de evacuare si axa cilindrului

opi unghiul dintre biela pistonului exterior de admisie si axa cilindrului

i unghiul dintre fusurile manetoane ale pistoanelor interioare si axa de referinta pentru

PMS al arborelui cotit

o unghiul dintre fusurile manetoane ale pistoanelor exterioare si axa de referinta pentru


unghiul de rotatie al axei de referinta pentru PMS al arborelui cotit

ope unghiul dintre fusul maneton al pistonului exterior de evacuare si axa cilindrului

opi

ipe

PMS

Cilindrul stanga ipi

opi

xope

xipi

li

lo ro

xipe

xopi

ipe

ri r

i

ro

lo

li

PMS

Cilindrul dreapta

ope

ipi

ope

Pistonul

exterior de

evacuare

(OPE)

Pistonul

interior de

admisie

(IPI)

Pistonul

exterior de

admisie

(OPI)

Pistonul

interior de

evacuare (IPE)

i

i

o

o

Axa de referinta pentru


12

ipi unghiul dintre fusul maneton al pistonului interior de admisie si axa cilindrului

ipe unghiul dintre fusul maneton al pistonului interior de evacuare si axa cilindrului

opi unghiul dintre fusul maneton al pistonului exterior de admisie si axa cilindrului

unghiul de defazaj dintre pistonul interior si pistonul exterior al unui cilindru

distanta de descentrare a mechanismului

w viteza unghiulara si directia de rotatie al arborelui cotit.

Valoarea distantei de descentrare a mecanismului s-a ales din conditia ca in momentul in

care pistoanele se situeaza in PMS, forta laterala a pistoanelor generata de presiunea din

cilindru sa fie nula. Valoarea de descentrare s-a determinat pentru a indeplini doua

deziderate majore:

1. Fortele laterale ale pistoanelor in PMS sa fie nule;

2. Punctele moarte superioare ale celor doi cilindri sa fie defazate cu 180 RAC.

2.2.1 Cinematica pistoanelor din cilindrul din stanga

In cadrul studiului au fost dezvoltate expresiile care au permis stabilirea pozitiei

individuala si distanta dintre pistoane in cilindru din stanga (Fig. 2.6.)

Fig. 2.6 Graficul pozitiei individuale a pistoanelor si distanta dintre pistoane in cilindrul din stanga.

2.2.2 Cinematica pistoanelor din cilindrul din dreapta

Prin aplicarea unui rationament analog s-a stabilit pozitia individuala a pistoanelor si

distanta dintre ele la cilindru din dreapta. (Fig. 2.9.)

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

-100

-80

-60

-40

-20

0

20

40

60

80

100

-180-120 -60 0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 Dis

tansa

din

tre p

isto

an

e [m

m]

Po

ziti

a in

div

idu

ala

a p

isto

an

elo

r [m

m]

RAC cilindrul stanga]

Pozitia individual a a pistoanelor si distanta dintre

pistoane in cilindrul din st anga

IPI [mm] OPE [mm]

13

Fig. 2.9 Graficul pozitiei individuale a pistoanelor si distanta dintre pistoane in cilindrul din dreapta.

2.3 Dinamica motoarelor cu pistoane opuse

Prin derivarea ecutiilor de pozitie determinate in paragrafele anterioare se obtin vitezele si

acceleratiile pistoanelor din cei doi cilindri. Graficele functiilor vitezelor si acceleratiilor

pistoanelor se prezinta in Fig. 2.13 si Fig. 2.15.

Fig. 2.13 Graficul vitezelor individuale si combinate a pistoanelor cilindrului din stanga

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

-100

-80

-60

-40

-20

0

20

40

60

80

100

-180-120 -60 0 60 120 180 240 300 360 420 480 540

Dis

tanta

din

tre p

isp

oa

ne [m

m]

Po

ziti

a in

div

idu

ala

a p

isto

an

elo

r [m

m]


Pozitia individual a a pistoanelor si distanta dintre pistoane

in cilindrul din dreapta

IPE [mm] OPI [mm]

-30-25-20-15-10-505

1015202530

-180 -120 -60 0 60 120 180 240 300 360

Viteza

[m

/s]


Viteza individuala si combinata a pistoanelor in cilindrul

din stanga

Viteza Pistonului OPE Viteza Pistonului IPI

Viteza pistoanelor combinata

14

Fig. 2.15 Gragficul acceleratiei pistoanelor

Fortele de inertie date de pistoane, precum si forta remanenta neechilibrata este

prezentata in Fig. 2.16

Fig. 2.16 Graficul fortelor de inertie ale pistoanelor si fortei remanente neechilibrate

-8,000

-6,000

-4,000

-2,000

0

2,000

4,000

6,000

8,000

-180 -120 -60 0 60 120 180 240 300 360

Acce

lera

tia

[m

/s^2

]


Acceleratia Pistoanelor

Acceleratia Pistonului OPE Acceleratia Pistonului IPI

Acceleratia pistonului IPE Acceleratia pistonului OPI

-25

-20

-15

-10

-5

0

5

10

15

20

25

-180 -120 -60 0 60 120 180 240 300 360

Fo

rta

[kN

]


Fortele de Inertie ale Pistoanelor si Forta remanenta neechilibrata

Forta de inertie OPE Forta de inertie IPI

Forta de inertie a pistonului IPE Forta de inertie a pistonului OPI

Forta de inertie neechilibrata a motorului

15

2.4 Procesul de schimbare a gazelor al motoarelor cu pistoane opuse

Schimbul de gaze are o importanta deosebita atat in dezvoltarea generala a motorului cat

si in dezvoltarea camerei de ardere. Conditiile de miscare, temperatura si diluarea cu gaze

arse in care se gaseste incarcatura din cilindru la inchiderea ferestrelor de baleiaj,

influenteaza major procesul de formare a amestecului carburant si al arderii. Pentru analiza

procesului de schimb de gaze s-au definit in prealabil parametrii definitorii ai acestui

proces.

Pentru motorul EM100D s-a ales tipul de baleiaj in echicurent cu timpii de deschidere si

inchidere a ferestrelor de evacuare si admisie asimetrici in raport cu punctele moarte

inferioare ale cilindrilor PMI1 si PMI2. Figura 2.18 prezinta diagrama de distribuite a

motorului si aria ferestrelor de admisie si evacuare, in care se observa ca ferestrele de

evacuare se deschid inaintea ferestrelor de admisie, inaintea punctului mort inferior al

cilindrului si ferestrele de evacuare se inchid inaintea celor de admisie, dupa punctul mort

inferior al cilindrului. In figura 2.18 s-au facut urmatoarelor notatii:

- EO unghiul de deschidere al ferestrei de evacuare;

- IO unghiul de deschidere al ferestrei de admisie;

- EC unghiul de inchidere al ferestrei de evacuare;

- EC unghiul de inchidere al ferestrei de admisie ;

- PM unghiul de deviere al PMI relativ la pozitia de 180 fata de PMS.

Fig. 2.18 Diagrama de distributie si aria ferestrelor de admisie si evacuare ale motorului EM100D

Calculul si optimizarea procesului de schimb de gaze se face cu ajutorul unor programe de

simulare in doua etape. In prima etapa se realizeaza simularea unidimensionala a intregului

subansamblu de schimb de gaze al motorului cu ajutorul programului de simulare GT Power.

In urma acestei simulari se obtine prima estimare a procesului de schimb de gaze impreuna cu

variatia presiunilor si temperaturilor in intregul sistem.

16

Fig. 2.20 Schema sistemului de schimb de gaze pentru simularea uni-dimensionala cu ajutorul

programului GT Power.

In figura 2.20 se prezinta schema sistemului de schimb de gaze realizat in programul de

simulare unidimensionala GT Power. In aceasta schema se observa ca in simularea

unidimensionala se iau in considerare toate componentele sistemului de schimb de gaze

incepand cu filtrul de aer din fata sistemului de admisie si terminand cu amortizoarele de

zgomot de la sfarsitul sistemului de evacuare. Intre filtrul de aer si amortizoarele de zgomot se

iau in considerare toate volumele si lungimile conductelor de legatura, precum si a volumelor

din jurul ferestrelor de admisie si evacuare si a cilindrului. Ferestrele de admisie si evacuare

se considera orificii unidimensionale la care se estimeaza pentru inceput coeficientii de

curgere.

In a doua etapa, pentru o simulare mai precisa, se recurge la ajutorul programelor de

simulare 3D (CFD). In aceasta etapa se considera o portiune mai restransa a sistemului de

schimb de gaze pentru a reduce timpul necesar acestei simulari si cerintele de putere de calcul

al calculatoarelor. In cazul simularii 3D se ia in considere geometria cilindrului, a ferestrelor

de admisie si evacuare si a volumelor din jurul ferestrelor de admisie si evacuare. La

intersectia dintre volumele respective si colectoarele de admisie si evacuare, geometria pentru

simularea tridimensionala se intrerupe, urmand ca pe suprafetele de intrerupere sa se aplice

conditiile de granita rezultate in urma simularii unidimensionale. In functie de precizia dorita

se pot totusi considera portiuni din colectoarele de admisie si evacuare pentru a facilita

stabilitatea modelului de calcul. Pentru simularea tridimensionala s-au folosit programele

Fluent si Converge.

Rezultatele obtinute in urma simularii tridimensionale nu coincind dupa prima iteratie cu

rezultatele obtinute in urma simularii unidimensionale din cauza aproximarilor necesare

facute pentru datele de intrare la simularea unidimensionla (fig.2.25). Ca urmare trebuie

17

efectuate mai multe iteratii, folosindu-se curba de baleiaj si coeficientii de curgere pentru

ferestre obtinute in urma simularii 3D, ca si date de intrare pentru simularea 1D. In general

doua sau trei iteratii sunt suficiente pentru a obtine o diferenta acceptabila intre simularile 1D

si 3D si ca urmare modelul de calcul se poate considera calibrat.

Fig. 2.25 Diferentele dintre simularea 1D si 3D pentru motorul EM100D

Tabelul din Fig. 2.26 ilustreaza variatia catorva parametri ai procesului de baleiaj in

functie de inaltimea ferestrelor de evacuare din cilindrul din dreapta.

Fig. 2.26 Influenta inaltimii ferestrelor de evacuare asupra calitatii baleiajului

Figura 2.27 arata influenta inaltimii ferestrelor de admisie asupra unor parametri

energetici si de baleiaj ai motorului. De specificat ca in figura 2.27 puterea motorului s-a

calculat pentru un ansamblu de doua module EM100D cu un coeficient de exces de aer

=1.35.

In concluzie, calculul si optimizarea procesului de schimb de gaze in cazul unui motor cu

ciclul termodinamic in doi timpi presupune un efort deosebit si un volum mare de iteratii ale

simularii cu modificarea parametrilor, unul cate unul, pentru a intelege influenta lor asupra

baleiajui. Acest efort are ca scop general dezvoltarea motorului dar in acelasi timp are o

importanta deosebita in dezvoltarea camerei de ardere.

Calculul si optimizarea procesului de schimb de gaze la motorul cu baleiaj in echicurent

EM100D a demonstrat faptul ca este posibila obtinerea unei umpleri bune a cilindrului cu aer

proaspat.

18

2.5 Supraalimentarea motoarelor cu pistoane opuse

Pentru motorul EM100D s-a ales varianta de supraalimentare prin intermediul unui

turbocompresor. In alegerea arhitecturii sistemului de supraalimentare s-a avut in vedere atat

configuratia motorului cat si particularitatile generate de ciclul termodinamic in doi timpi. La

alegerea turbinei si a configuratiei colectoarelor de evacuare trebuie avut in vedere necesitatea

de preluare a energiei fara a genera unde majore de presiune care sa intrerupasi sa inverseze

directia de curgere a gazelor dinspre cilindru spre turbcompresor.

Pentru dezvoltarea unei camere de ardere unitare, este important ca amestecul proaspat din

cei doi cilindri sa aiba o compozitie si miscare similare pe intreaga plaja de turatii si sarcini

ale motorului. Din punct de vedere al cerintelor de baleiaj este de dorit un colector de

evacuare cu lungimi cat mai lungi pentru a evita intoarcerea undelor de presiune generate de

deschiderea ferestrelor de evacuare, pe durata in care aceste ferestre raman deshise. De

asemenea trebuie avuta in vedere influenta volumului sistemului de evacuare dintre cilindru si

turbina asupra vitezei de reactie a motorului la sarcini tranzitorii.

Pentru a indeplini toate conditiile impuse sistemului de supraalimentare si a alege

arhitectura optima, s-a trecut la simularea a trei configuratii cu ajutorul programului

GT Power. Configuratiile analizate sunt prezentate in Fig. 2.28. Simularea unidimensionala

s-a realizat pe considerentul cuplarii a doua module EM100D prin intermediul unui cuplaj cu

frictiune pentru generarea unei puteri marite a ansamblului obtinut.

Fig. 2.28 Configuratiile sistemului de evacuare analizate [33]

In urma rezultatelor obtinute, s-

raspunda tuturor cerintelor expuse mai sus, turbocompresorul ales fiind asistat electric.

19

3 CERCETARI PRIVIND DEZVOLTAREA CAMEREI DE ARDERE

SI ADAPTARI ALE ECHIPAMENTULUI DE INJECT IE LA

MOTORUL CU PISTOANE OPUSE

3.1 Consideratii preliminare

Camera de ardere constituie unul din elementele fundamentale care concura la realizarea

formarii si arderii amestecului carburant. La motoarele Diesel cu injectie directa, dezvoltarea

geometriei camerei de ardere trebuie sa fie corelata atat cu procesul de admisie a aerului in

cilindri cat si cu caracteristicile procesului de pulverizare a combustibilului (legea de injectie,

avansul la injectie, caracteristicile jetului). Cercetarea pentru stabilirea formei optime a

camerei de ardere pentru motorul EM100D a necesitat o analiza iterativa asupra diverselor

geometrii posibile ale camerei de ardere, criteriul final de apreciere a calitatilor unei camere

de ardere fiind cel legat de performantele ecologice (NOx, Fum) si energetice (consum

specific de combustibil, puterea si cuplul dezvoltate).

Au fost investigate in ordine trei forme de camere de ardere:

Camera 1 de forma ovoidala (lenticulara);

Camera 2 de forma

Camera 3 de forma toroidala.

Geometria camerelor a fost gandita in toate cazurile astfel incat sa se afecteze cat mai

putin forma capului pistonului care controleaza ferestrele de admisie.

Pe parcursul cercetarii dezvoltarii camerelor de ardere, s-a ajuns la concluzia ca

optimizarea geometriei acestora necesita cercetari mai profunde legate de procesul de injectie

si de rolul vartejului de aer in formarea amestecului.

Aceasta a impus, ca dupa o prima faza a cercetarii camerei ovoidale (lenticulare), sa se

recurga la realizarea unei camere transparente, capabila sa realizeze si miscarea de vartej a

aerului cu diferite turatii, astfel incat sa se observe corelatia cu parametrii importanti ai jetului

injectat (penetrabilitate, dispersie, finete, omogenizarea amestecului) pentru diverse regimuri

de functionare, caracterizate de presiunea de injectie, contrapresiunea in camera, starea de

repaus sau de miscare de vartej a aerului.

Algoritmul dezvoltarii unei geometrii optime a camerei de ardere este prezentata in detaliu

in Fig. 3.1.

3.2 Algoritmul cercetarilor privind dezvoltarea camerelor de ardere pentru motorul EM100D

Succesiunea pasilor parcursi pentru gasirea geometriei optime a unei camere de ardere

pentru motorul studiat este prezentata in Fig. 3.1.

20

Fig. 3.1 Schema cercetarii camerelor de ardere

21

3.2.1 Camera de ardere 1

Asa cum rezulta din schema prezentata mai sus, cercetarea a debutat cu stabilirea

geometriei camerei 1, de forma ovoidala (lenticulara), avand volumul de 60 cm3, careia i s-a

asociat un sistem de injectie cu doua injectoare pentru o camera (Fig. 3.2).

Fig. 3.2 Camera de ardere ovoidala (lenticulara)

Pasul urmator a constat in optimizarea constructiv-functionala a camerei de ardere 1 prin

simularea evolutiei jetului de combustibil in camera de ardere, in scopul stabilirii influentei

acestuia asupra coeficientului de utilizare a aerului, care constituie criteriul de optimizare.

Simularea evolutiei jetului s-a facut cu programul Fluent, in conditiile de simulare

prezentate in tabelul din Fig 3.3.

Fig. 3.3 Variatia coeficientului de utilizare a aerului in conditiile de simulare

22

In Fig. 3.3 se prezinta evolutia coeficientului de utilizare a aerului pentru conditiile de

simulare prezentate in tabelul din figura. Se constata ca valoarea maxima a coeficientului de

utilizare a aerului se obtine pentru conditiile de injectie precizate in randul 5 al tabelului 3.1:

avansul la injectie 20 RAC; durata injectiei 13.5 RAC; numarul de vartej 1; debitul injectat

500 cm3/30s; diametrul orificiului 0.229 mm.

Conform criteriului de optimizare adoptat aceasta este varianta optima a camerei 1 asa

cum rezulta din Fig. 3.3.

Conform algoritmului cercetarii experimentale, camera 1 a fost instalata pe motorul

EM100D, determinandu-se pe stand urmatorii parametri: consumul specific de combustibil,

nivelul emisiilor de fum si de oxizi de azot. Conditiile de incercare au fost cele impuse de

ciclul de testare US-13 Mode HD test points.

Valoarea tinta care a fost fixata din start privind nivelul pentru emisia de oxizi de azot a

fost cea impusa de reglementarile EURO 4 (NOx = 3.5 g/kWh). Pentru emisia de fum,

valoar

sistemul de post-tratare a gazelor arse in cazul in care aplicatia de utilizare a motorului este

generator de electricitate, iar consumul specific minim de combustibil sa nu depaseasca 198

g/kWh. Aceste valori tinta odata indeplinite, ofera posibilitatea ca motorul sa fie echipat

relativ usor cu sistem de post-tratare a gazelor arse pentru a indeplini conditiile impuse de

reglementarile EURO V si mai tarziu EURO VI in momentul in care motorul EM100D va

trebui sa echipeze autobuze si autocamioane.

Rezultatele incercarilor au aratat ca emisia de NOx are o valoare maxima de 8.5 g/kWh,

emisia de fum atinge 4.4 FSN, iar consumul specific minim de combustibil este 233 g/kWh.

In aceste conditii se apreciaza ca functionarea motorului EM100D cu camera 1 este

nesatisfacatoare, astfel incat s-a trecut la dezvoltarea unor alte camere de ardere, camera 2,

conform schemei din Fig. 3.1.


Eforturile depuse pentru a imbunatati performantele motorului ce utilizeaza camera de

ardere 1, nu au fost incununate de succes, astfel incat pentru dezvoltarea unei noi camere de

ardere, s-a recurs la un studiu aprofundat si complex utilizand o camera transparenta capabila

sa asigure in interior atat un mediu stationar cat si un mediu de vartej (swirl) si contrapresiuni

de injectie diferite, cu ajutorul careia s-a studiat interactiunea dintre jetul de combustibil

(avand legi de injectie diferite, presiuni de injectie diferite, diametre ale orificiilor duzei

diferite), cu mediul din interiorul camerei de ardere transparente.

a

imaginea 3D a camerei transparente cu mediu de varb

Camera transparenta capabila sa asigure o miscare de vartej cu turatii diferite a fost

realizata in cadrul EcoMotors International pentru studii aferente motorului EM100D, in timp

ce camera transparenta cu mediu stationar a fost realizata in cadrul Universitatii din Michigan

pentru unele studii generale privind amestecul si arderea in motoare cu ardere interna.

23

a b

Combinand cele doua camere de ardere s-a obtinut un ansamblu care permite obtinerea

unor presiuni si temperaturi, precum si a valorilor miscarii de vartej, apropiate de valorile

intalnite la motorul EM100D in timpul functionarii. Acest ansamblu este denumit camera

c .6).

Utilizand camerele trasparente s-au intreprins studii privind interactiunea dintre jetul

injectat si mediul de injectie aflat atat in stare stationara cat si in miscare de vartej. Au fost

studiate: penetrabilitatea, dispersia, finetea jetului si s-a putut aprecia procesul de

omogenizare a amestecului carburant.

In fig. 3.6.a si 3.6.b se prezinta evolutia jeturilor de combustibil injectate in mediu

stationar cu turatia de 2500 rpm, la patru intervale de timp

dupa procesul de injectie, in aceeasi contrapresiune a mediului si cu aceeasi presiune de

injectie.

a

b

Camerele transparente au oferit posibilitatea vizualizarii amorsarii si desfasurarii

procesului de ardere asa cum este prezentat in imaginile din fig. 3.7.

24

a

Imaginile prezentate in fig. 3.7, au fost prelevate in mediu stationar, pentru urmatoarele

conditii: presiunea de injectie 1000 bar, contrapresiunea in camera transparenta 23 bar,

temperatura mediului in care s-a facut injectia 800 C, duratia injectiei de 0.23 ms.

In fig. 3.8 se prezinta procesul de autoaprindere si de deplasare a frontului flacarii pentru

urmatoarele conditii: injectia in mediu de vartej cu turatia de 6000 rpm, presiunea de injectie

1500 bar, contrapresiunea in camera transparenta 20 bar si durata injectiei 0.5 ms.

Camera de ardere 2

volumul tot de 60 cm3, pastrandu-se acelasi raport de compresie al motorului. Optimizarea

constructiv- functionala s-a facut in mediul virtual folosind programul Fluent, datele de

intrare modificate fiind: presiunea de injectie, contrapresiunea de injectie, starea mediului in

care s-a injectat (stationara sau cu diverse valori ale turatiei vartejului), temperatura mediului

de injectie, diametrul orificiilor de pulverizare ale injectorului si orientarea acestora.

Fig. 3.9 Camera de ardere 2 si performantele ei in mediu virtual.

Camera de ardere 2 realizata practic, s-a montat pe motorul EM100D, prin intermediul

caruia s- -13 Mode HD test

. Rezultatele experimentale au aratat ca emisia de NOx are o valoare maxima de 8.5

25

g/kWh in punctul C100, emisia de fum atinge 4.4 FSN tot in punctul C100, iar consumul

specific minim de combustibil este 233 g/kWh in punctul A75.

In aceste conditii se apreciaza ca functionarea motorului EM100D cu camera de ardere 2

este nesatisfacatoare, astfel incat s-a trecut la dezvoltarea unei alte camere de ardere, camera

de ardere 3, conform schemei din fig. 3.1.


Forma camerei de ardere 3 a fost conceputa sub forma de tor, jeturile de combustibil

fiind injectate in directia miscarii de vartej.

Fig. 3.10 Camera de ardere 3 si performantele ei in mediul virtual

La fel ca si la camera de ardere 2 criteriul de optimizare a camerei de ardere 3 a fost

dependenta dintre valoarea consumului specific de combustibil functie de emisia de NOx, la

diverse valori ale turatiei vartejului, dependenta care se prezinta deasemenea in fig. 3.10. Se

observa ca curba de dependenta cea mai favorabila intre consumul specific indicat de

i x se realizeaza in situatia in care valoarea

coeficientului miscarii de vartej este cinci, cu mult mai ridicat decat in cazul camerei de

ardere 2.

In urma simularilor s-a observat o imbunatatire a perfomantelor camerei de ardere 3 din

punct de vedere al criteriului de performanta in comparatie cu camera de ardere 2, ceea ce a

condus la realizarea practica a acestei camere si testarea ei pe motorul EM100D deasemenea

conform ciclu -13 .

Cu toate ca s-au obtinut imbunatatiri :

- in privinta consumului specific de combustibil cu 11% comparativ cu camera de

ardere 1 si 9% comparativ cu camera de ardere 2,

26

- in privinta emisiei medii de oxizi de azot cu 27% comparativ cu camera de ardere 1

si 35% comparativ cu camera de ardere 2,

- in privinta emisiilor de fum cu 47% comparativ cu camera de ardere 1 si 19%

comparativ cu camera de ardere 2,

se poate constata ca nici camera de ardere 3 nu indeplineste in totalitate, la nivelul

exigentelor maxime, conditiile impuse de valorile tinta initiale. Ca urmare conform schemei

din Fig. 3.1 cercetarea si dezvoltarea camerei de ardere a motorului EM100D va continua.

3.3 Studiul fenomenelor dinamice din circuitul de inalta presiune al sistemului de alimentare cu combustibil

Circuitul de inalta presiune al sistemului de alimentare este caracterizat de regimul

dinamic al undelor de presiune ce apar in conducte. Lungimile diferite ale conductelor de

inalta presiune genereaza regimuri de unda diferite, astfel ca in fata injectoarelor nu sunt

asigurate conditii identice de functionare, lucru ce poate afecta determinant uniformitatea

functionarii injectoarelor si deci a uniformitatii functionarii motorului.

In acest capitol se prezinta demersul facut pentru a asigura uniformizarea regimurilor de

unda din conductele de inalta presiune ale echipamentului de injectie cu ajutorul programului

AMESim realizandu-se un model in care au fost inserati acumulatori hidraulici, carora li s-a

variat volumul in vederea optimizarii marimii lor. Modelul a fost calibrat si validat prin

cercetare experimentala.

3.3.2 Descrierea sistemului studiat

Sistemul de combustibil pentru EM100, motor cu pistoane opuse opoc -

sub un ciclu termodinamic n doi timpi - este un sistem Common Rail de

sunt alimentate patru injectoare pi

conectate 4 acumulatoare individuale ( vezi Fig. 3.5, 3.6).

-

mp,

a

Analiza sistemului de alimentare cu combustibil s-a efectuat pentru urmatoarele trei

strategii de

1.

2. ;

3. .

27

Fig. 3.5

Fig. 3.6

A. Calibrarea modelului matematic

cele trei puncte din acumulator # 4, sunt egale cu presiunile dinamice nregistrate n timpul de

testare a motorului.

B. Simularea a 6 pct intre strategiile de injectare

Tabelul. 3.

Tabelul. 3.2

3]

1500 rpm 2500 rpm 3800 rpm

Sarcina

motorului

50% 48 66 42

100% 96 132 84

28

3.3.3

1.

2. Mai multe dintre dimensiunile geometrice ale sistemului de alimentare au fost

3.3.3.1 Descrierea modelului matematic.

iliznd programul AMESim

ipoteze de calcul.

1. Fig. 3.10:

Fig. 3.3

2. Modelul matematic

Wendroff.

3.3.3.2 Calibrarea modelului matematic

Calibrarea modelului matematic s-

2.

n fig. 3.11 se prezinta ca exemplu de comparatie intre simulari si experiment evolutia

presiunilor din injector si acumulator, iar in Fig. 3.14 se prezinta ca exemplu erorile obtinute

intre simulare si valori masurate pentru presiunile din acumulator.

29

Fig. 3.4

acumulator

Fig. 3.5

din acumulator

30

3.3.3.3 Rezultatele simularilor

tabelul 3.2.

istribuite pe toate

Ca exemple ale procesului de simulare cu modelul conceput prezentam in Fig. 3.19. si

Fig. 3.20 evolutia presiunii n punctele precizate pe diagrame la turatia de 3800 [rpm] la

sarcina 50 %, respectiv 100 %, iar in Fig. 3.22 influenta marimii acumulatorului hidraulic

Fig. 3.6

de

50%

Fig. 3

100%

Fig. 3.22 3

de 100%

31

Concluziile r

urmatoarele:

-

6,25 % din presiunea medie de

1600 bar;

-

manifestndu-

- acumulatorul

-

-

- la sarcini mai mici ale motorului, nivelul amplitudinii este mai mare din cauza faptului

ca tim

32

4 STRATEGIA, METODOLOGIA SI ECHIPAMENTELE UTILIZATE

IN CERCETAREA EXPERIMENTALA

4.1 Metodologia si echipamentele utilizate in cercetarea experimentala a motorului

EM100D

4.1.1. Obiectul cercetarii experimentale

-a efectuat pe motorul Diesel supraalimentat, n doi timpi, cu

prezentat in Fig. 4.1 sub forma de geometrie CAD.

Fig. 4.1 Motorul EM100D

-

statul Michigan, U.S.A. In figura 4.2 se prezinta motorul real instalat pe standul de incercari

in diferite stadii de conectare la senzorii si sistemele de monitorizare din celula de testare.

Fig. 4.2 Motorul EM100D instalat in celula de testare.

33

Principalele caracteristici de interes ale motorului sunt prezentate n Tabelul 4.1

Tabelul 4.1

Nr. crt. Parametrul Valoarea U.M.

1. 2 [-]

2. 2 opusi [-]

3. Alezajul D=100 [mm]

4. Cursa totala S=160 [mm]

5. Cursa pistonului interior Si=90 [mm]

6. Cursa pistonului exterior Se=70 [mm]

7. Raportul total S/D 1,6 [-]

8. Raportul interior Si/D 0,9 [-]

9. Raportul exterior Se/D 0,7 [-]

10. Inaltimea ferestrelor de evacuare 23 [mm]

11. Inaltimea ferestrelor de admisie 20 [mm]

12. Raportul de comprimare efectiv 14.8 [-]

13. 2480 [cm3]

14. 180/3300 [kW/min-1]

15. 627,5/2200 [Nm/min-1]

16. Consumul specific minim 209 [g/kWh]

17. Rampa comuna [-]

18. Tipul injectorului BOSCH de tipul CRIN3 [-]

19. BOSCH de tipul CP3.2 [-]

20. 4 [-]

21. Tipul turbocompresorului BorgWarner K27 [-]

4.12 Scopul cercetarii experimentale si strategia adoptata

-a precizat n cadrul capitolului 1, scopul cercetarii este acela de a

componenta motoarelor Diesel, n doi timpi, cu pistoane opuse. n vederea atingerii acestui

calitatilor ecologice si energetice ale motorului.

In prima faza motorul a fost asamblat pentru a se efectua incercari cu camera de ardere 1

in cele 13 puncte de incercare conforme cu ciclul de testare US-13 Mode. Punctele din ciclul

34

de testare adaptate motorului EM100D, considerand curbele de putere, cuplul motor si turatia,

sunt prezentate in Fig. 4.3.

Fig. 4.3 Punctele de testare ale motorului EM100D

Tabelul 4.2

Strategia de testare a motorului cu toate cele trei camere de ardere mentionate in capitolul

3 consta in calibrarea motorului pentru toate cele 12 puncte mentionate in Fig. 4.2 si tabelul

4.2, in conditii de functionare stabila, pentru obtinera celui mai mic consum specific de

combustibl. Obtinerea valorii minime posibile a consumului specific efectiv de combustibil

pentru un punct anume se realizeaza prin modificarea parametrilor injectiei: presiunea de

35

injectie, avansul la injectie, strategia de injectie (injectie pilot, post injectie, pre-injectie) si

procentajul de asistare electrica a turbocompresorului. In momentul in care s-a atins valoare

minima a consumului specific efectiv de combustibil, se modifica din nou parametrii injectiei

in asa fel incat sa se micsoreze emisiile de fum si a celor de oxizi de azot in ordinea

respectiva, fara a fi penalizat consumul specific de combustibil.

Dupa calibrarea tuturor punctelor din Fig. 4.3 cu camera de ardere 1, se inregistreaza

rezultatele si se trece la dezasamblarea motorului si implementarea celei de-a doua, respectiv

a treia configuratii a camerei de ardere, urmarindu-se aceeas strategie ca si in cazul camerei

de ardere 1.

Considerand particularitatile specifice date de configuratia mecanismului motor prezentate

in detaliu in capitolul 2 si de faptul ca aceasta arhitectura nu este comuna, motorul a fost

instrumentat cu o multitudine de senzori si aparatura de monitorizare pentru a usura procesul

de dezvoltare atat a camerei de ardere in particular cat si motorului in general in totalitata

subansamblelor lui (mecanismul motor, sistemul de ungere, sistemul de racire, sistemul de

schimb de gaze si supraalimentare etc.)

In Fig. 4.4 se prezinta motorul instalat in celula de testare.

Fig. 4.4 Motorul EM100D pe standul de pro

4.1.3. Standul de incercare si echipamentele de masurare si control

Motorul EM100D a fost instalat si incercat intr-o celula de testare echipata cu o frana

electrica de tipul Eaton AC cu o putere de franare de 300 kW si o turatie limita de 8000 rpm.

Cuplul motor este masurat cu ajutorul unui traductor de cuplu fara contact de tipul Eaton

Lebow cu o capacitate de 1000 Nm. In Fig 4.5 se prezinta schema standului de testare si

traductorul de cuplu, iar in Fig. 4.6 se prezinta frana electrica Eaton AC.

36

Fig. 4.5 Schema standului de testare si traductorul de cuplu Eaton Lebow

Pentru a raspunde tuturor cerintelor de testare a motorului EM100D, standul de incercare

a fost complet echipat un sistem de filtrare si conditionare a aerului de admisie (intercooler

racit cu lichid), un sistem de conditionare a presiunii de evacuare pentru a se simula

contrapresiunea din sistemul de amortizare de zgomot, un sistem de conditionare a

temperaturii lichidului de racire si a uleiului din motor si a unui sistem de alimentare a

pompei de motorina de inalta presiune cu combustibil. Deasemenea, tinand seama de faptul ca

motorul EM100D este proiectat cu baie de ulei uscata, standul de incercare a for prevazut cu

un rezervor de ulei echipat cu un sistem de recirculare si filtrare a gazelor de carter.

Masurarea debitului de aer care trece prin motor s-a facut cu ajutorul unui debitmetru de

tip Meriam MTD500 cu cu curent laminar. Debitul de ulei si de lichid de racire s-a masurat cu

ajutorul debitmetrelor Hedland pentru ulei si Blancett seria 1100 pentru lichid de racire.

Masurarea turatiei motorului se realizeaza cu ajutorul unu traductor de turatie montat la

partea din fata a motorului in prelungirea arborelui cotit, in timp ce turatia turbocompresorului

se masoara cu ajutorul unui traductor de turatie de tip PICOTURN-SM combinat cu un

dispozitiv electronic de control PICOTURN-BM, care ofera posibilitatea de a masura turatii

de pana la 400000 rpm rezistand la o temperatura de pana la 230 C.

Fig. 4.11 Pupitrul de comanda al celulii de testare

37

4.1.4. Echipamente pentru achizitia si prelucrarea datelor

Schema sistemului de achizitie si prelucare a datelor in timpul incercarilor motorului

EM100D pe standul de proba este prezentata in Fig. 4.12.

Fig. 4.12 Schema sistemului de achizitie si prelucrare a datelor

Senzorii de presiune utilizati se impart in doua categorii: senzorii de masurare a presiunii

statice si senzorii de masurare a presiunii dinamice (instantanee). Pentru achizitia valorii

presiunii din cilindri, colectoarele de admisie si evacuare, volumele din jurul ferestrelor de

admisie si evacuare s-au folositi senzori de presiune dinamica. Pentru achizitia presiunilor din

amontele si avalul turbocompresorului, carterul motorului, precum si din zonele de intrare si

iesire ale colectoarelor de admisie si evacuare s-au folosit senzori pentru presiune statica.

-

tipul AVL Indimodul

sunt efectuate prin intermediul software-ului AVL IndiCom.

Datele de testare achizitionate de placa de achizitie se transmit sistemului de calculatoare

pentru vizualizare si controlul procesului de testare a motorului (Fig. 4.17).

Fig. 4.17 Sistemul de calculatoare pentru monitorizarea motorului EM100D

38

4.1.5. Aparatura pentru determinarea calitatilor ecologice

Determinarea calitatilor ecologice ale motorului s-a facut cu ajutorul aparaturii

specializate care au analizat compozitia chimica a gazelor de evacuare ale motorului

EM100D. Schema sistemului de analiza a gazelor de evacuare este prezentata in Fig. 4.18.

Fig. 4.18 Schema sistemului de analiza a gazelor de evacuare.

Analiza emisiilor de fum s-a realizat cu fummetrul de tip AVL 415SE (fig. 4.19).

Fig. 4.19 Fummetrul AVL 415SE

Analiza celorlalte emisii poluante (HC, NOx, CO, CO2, O2) se realizeaza cu ajutorul

analizorului de gaze de tip Horiba exsa 1500.

39

4.2. Echipamentele utilizate pentru cercetarea camerei de ardere transparente

4.2.1. Obiectul cercetarii experimentale

Cercetarea experimentala s-a efectuat pe camerele transparante in toate trei versiunile (a, b

si c) mentionate in capitolul 3 si a caror geometrie 3D a fost prezentata in fig. 3.5 si 3.6.

In Fig 4.20 se prezinta camera transparenta cu mediu de vartej (c) (Fig.3.5) proiectata si

realizata in cadrul companiei EcoMotors International standul de

incercare.

Fig. 4.20 Camera de ardere cu mediu de vartej instalata pe standul de proba

Camera de ardere transparenta este prevazuta cu doua ferestre de quart avand diametrul de

73.25 mm si o grosime de 31.75 mm. De asemenea este prevazut un senzor de presiune

dinamica 6043A60, si un injector Bosch de tip CRIN3.

Camera de ardere cu mediu stationar se prezinta in Fig. 4.21. De asemenea aceasta

camera este prevazuta cu supapa de siguranta, injector Bosch CRIN3

Fig. 4.21 Camera de ardere cu mediu stationar

40

Combinatia dintre cele doua camere se prezinta in Fig. 4.22.

Fig. 4.22 Combinatia dintre cele doua camere de ardere transparente.

4.2.2. Echipamentele utilizate

Sistemul de injectie a fost proiectat si realizat de compania EcoMotors International in

colaborare cu compania Roush Industries. Este un sistem de tip rampa comuna, pompa de

injectie fiind atrenata de un motor electric cu turatie variabila. Motorul electric, pompa de

inalta presiune, rampa comuna si sistemul de control sunt instalate pe un cart mobil (fig.4.23).

Legatura dintre rampa comuna si injector se realizeaza prin intermediul unui furtun de

inalta presiune flexibil. Presiunea maxima care poate fi sustinuta de furtunul flexibil este de

2500 bar pe perioade nelimitate, putandu-se atinge 3000 bar pe perioade de timp scurte.

Fig. 4.23 Sistemul de injectie mobil

Echipamentul de control al injectiei a fost conceput special pentru pentru acest sistem de

injectie oferind posibilitatea a 5 secvente de injectie intr-un singur test. A fost realizat de

compania Drivven (fig. 4.24)

41

Fig. 4.24 Sistemul de control al injectiei

Inregistrarile injectiei in camerele de ardere s-a realizat cu ajutorul unei camere de filmare

rapida prezentata in figura 4.25.

Fig.4.25 Modul de amplasare al camerei de filmare rapida

42

5. ANALIZA REZULTATELOR EXPERIMENTALE ENERGETICE SI

ECOLOGICE

5.1 Studiul experimental al proceselor fundamentale din camerele de ardere ale

motoarelor cu pistoane opuse

Fig. 5.1

aibe loc ntr- pilot

ntr-

reduce semni

-pilot se face ntr-

Testele experimentale efectuate n acest

43

S-

combustibil.

- litate cu

- durata 0,5 ms

0,25 ms

Presiunea aerului: 7 bar

Temperatura aerului: - mediul ambiant

de combustibil

44

- ie 1000 bar, durata 0,5 ms,

- 2500 bar, durata 0,25 ms,

Presiunea aerului: 15 bar

Temperatura aerului: - mediul ambiant

are loc ntr-

fi explicat pe de-

n camera de ardere.

unui

vaporizare sau autoaprindere.

45

Fig. 5.4 : Caracteristica jetului: 2500 bar; durata 0,35 ms, presiunea mediului 35 bar;

temperatura mediului mediul ambinat

Fig. 5.5: Caracteristica jetului: 2800 bar; durata 0,25 ms, presiunea mediului 35 bar;

temperatura mediului mediul ambiant

presiunea n camera de ardere 23 bar, tempera

-

autoaprinderi mai rapide. n momentul

-o stare

de dimensiuni mari este puternic redus.

46

-

un anumit grad de turbionare. Procesul a

Sw=2.

sw

rpm, gradul de turbionare ,

2000 1000 rpm, valori determinate prin simulare CFD, conform [93]. Avnd n vedere

identificarea unei arhitecturi adecvate a camerei de ardere.

Fig. 5.7 a-d.

presiune, o parte din amestecul ars s-

adului de turbionare. Prin reducerea

Fig. 5.7 a - Cifra de turbionare 2000 rpm

47

Fig. 5.7 b Cifra de turbionare 3000 rpm

Fig. 5.7 c Cifra de turbionare 4000 rpm

Fig. 5.7 d Cifra de turbionare 6000 rpm

Durata

Presiunea din camera de ardere: 25 bar

rin cifre de turbionare peste 3000 rpm

periferia camerei de ardere. La cifre de turbionare de 6000 rpm care corespund domeniului de

S-

relativ redus.

48

P

Presiunea din camera de ardere: 25 bar

Cifra de turbionare: 2800 rpm

-

spre centrul camerei de ardere, unde este deformat ntr-

straturile de gaze proaspete cu viteze centrifugale ridicate unde jeturile sunt

deformate din nou.

ntr-

a gradului de turbionare.

-

de ardere, la care injectorul este plasat n centrul camerei de ardere, jetul de combustibil

jetul atinge

-

de combustibil.

49

amestecului.

amestecului.

complementar

asemenea s-

stimulat, ca la toate

5.2. Analiza rezultatelor energetice si ecologice ale motorului EM100D

marea

amestecului.

-au realizat

.

Camera

injectoare.

50

Fig. 5.9 a: Consumul specific al motorului echipat cu camera de ardere 1

valori minime ale

Fig. 5.9 b: Emisia de oxizi de azot a motorului echipat cu camera de ardere 1

special temperaturile ridicate de ardere

22002420

26402860

30803300

Viteza d

e Rotat

ie [rpm]

100200

300400

500600

700

Cuplul Motor [Nm]

220

240

260

280

300

Co

nsu

mu

l sp

eci

fic [

g/k

Wh

]

Consumul Specific de Combustibil [g/kWh]Camera 1

22002420

26402860

30803300

Viteza de Rotatie [rpm]

100200

300400

500600

700

Cuplu

l Moto

r [Nm]

3

4

5

6

7

8

9

Em

isiil

e O

xiz

i d

e A

zo

t [g

/kW

h]

Emisiile Specifice de Oxizi de Azot [g/kWh]Camera 1

51

Fig. 5.9 c: Emisia de fum a motorului echipat cu camera de ardere 1

re de combustibil

- Camera 2 are drept principiu constructiv, forma

frunzei de trifoi.


Emisiile de Fum [FSN]Camera 1

22002420

26402860

30803300


100200

300400

500600

700

Cuplu

l Moto

r [Nm]

2

3

4

5

Em

isiil

e d

e F

um

[F

SN

]

22002420

26402860

30803300

Viteza d

e Rotat

ie [rpm]

100200

300400

500600

700

Cuplul Motor [Nm]

220

240

260

280

300

Co

nsu

mu

l sp

eci

fic [

g/k

Wh

]


52



-

nceputul acestui capitol.

Cel de-

22002420

26402860

30803300


100200

300400

500600

700

Cuplu

l Moto

r [Nm]

3

4

5

6

7

8

9

Em

isiil

e O

xizi

de

Azo

t [g

/kW

h]



22002420

26402860

30803300


100200

300400

500600

700

Cuplu

l Moto

r [Nm]

2

3

4

5

Em

isiil

e d

e F

um

[F

SN

]

53


consumului la capetele intervalelor de testare.


special temperaturile ridicate de ardere. Se

22002420

26402860

30803300

Viteza d

e Rotat

ie [rpm]

100200

300400

500600

700

Cuplul Motor [Nm]

220

240

260

280

300

Con

sum

ul s

peci

fic [g

/kW

h]


22002420

26402860

30803300


100200

300400

500600

700

Cuplu

l Moto

r [Nm]

3

4

5

6

7

8

9

Em

isiil

e O

xizi

de

Azo

t [g

/kW

h]


54


emisii superioare de fum.

Fig. 5.12 a: Parametri


22002420

26402860

30803300


100200

300400

500600

700

Cuplu

l Moto

r [Nm]

2

3

4

5

Em

isiil

e d

e F

um

[F

SN

]

Cu

plu

l M

oto

r [N

m]

0

100

200

300

400

500

600

700


1000 1300 1600 1900 2200 2500 2800 3100 3400 3700 4000

1.92.51.1

2.8

2.52.2

3.2

2.3

2.9

4.4

3.3

3.5

294292287

257

241247

246

235

233

250

248

242

4.13.22.4

4.3

3.73.1

8.2

4.9

6.7

8.5

6.5

7.3

Performante Energetice si EcologiceCamera 1

Cuplul Maxim

NOx [g/kWh]

Consum Combustibil [g/kWh]

FUM [FSN]

45 kW

90 kW 135 kW 180 kW

viteza A viteza B viteza C

55

experimental, [camera 1 forma ovoidala (lenticulara); camera 2 forma de fluture; camera 3

superior motorului, sub aspect energetic si ecologic, consumul specific minim de combustibil

reducandu-se cu 11,5 % fata de camera 1 si cu 9,0 % fata decamera 2, emisiile poluante de tip

Cu

plu

l M

oto

r [N

m]

0

100

200

300

400

500

600

700


1000 1300 1600 1900 2200 2500 2800 3100 3400 3700 4000

1.52.10.9

2.3

2.11.0

2.8

2.1

2.5

3.2

2.7

3.2

263243238

238

225220

240

228

230

245

231

235

5.24.23.5

5.8

5.13.3

7.7

7.1

6.5

6.2

5.0

6.8


Cuplul Maxim

NOx [g/kWh]


FUM [FSN]

45 kW

90 kW 135 kW 180 kW


Cu

plu

l M

oto

r [N

m]

0

100

200

300

400

500

600

700


1000 1300 1600 1900 2200 2500 2800 3100 3400 3700 4000

1.11.90.6

1.8

1.90.8

2.2

1.9

2.2

2.7

2.3

2.8

260240230

235

223216

220

209

214

238

225

220

3.82.82.2

3.9

3.22.7

5.8

4.1

5.2

6.1

4.5

5.1


Cuplul Maxim

NOx [g/kWh]


FUM [FSN]

45 kW

90 kW 135 kW 180 kW


56

NOx diminuandu-se cu 27 % fata de camera 1 si cu 34 % fata de camera 2, emisia de fum

diminuandu-se cu 47 % fata de camera 1 si cu 19% fata de camera 2 .

lui echipat cu cele trei camere de ardere

Tabelul 5.1.

57

6. CALIBRAREA MODELULUI TRIDIMENSIONAL DE SIMULARE A

EVOLUTIEI JETULUI DE COMBUSTIBIL

Din activitatile de cercetare derulate in cadrul tezei a rezultat necesitatea obtinerii unui

model de simulare care sa ofere informatii asupra unor caracteristici ale evolutiei jetului de

combustibil injectat in camera de ardre si a procesului de formare a amestecului, care sa ofere

posibilitatea obtinerii de informatii suplimentare si complementare celor oferite de cercetarea

experimentala efectiva (evolutia tridimensionala a jetului, evolutia numarului de particule de

unui anumit tip de ardere, etc). Un astfel de model 3D ofera posibilitatea unei interpretari mai

profunde a rezultatelor evidentiate in Capitolul 5, obtinute prin experiment.

Pentru a ndeplini

jetului de

lichid n etapele sale de dezintegrare, penetrare, amestec. S-

Problematica d

(Computational Fluid Dynamics), iar software-

variabi -a

acestuia cu aerul.

Elaborarea modelului CAD 3D;

a parametrilor specifici ai acestora;

Definirea cond

ponderate;

6.1. Elaborarea modelului CAD 3D

fizic ntr-un program specializat CAD 3D. n acest caz s-a folosit software Catia V5. n

Fig.6.1 se observa modelul STL importat, n care se poate vizualiza punctul de origine al

acestuia.

58

6.2 Discretizarea domeniului geometric

-

discertizare, modelul cu volume finite al domeniului geometric de cercetat. Primul set de

parametri de intrare pentru crearea mesh-ului este prezentat n figura Fig. .

Fig. 6.2 Parametrii de intrare ai mesh-ului

6.3

tusine adrian

Documents