Cap 18 Proiectarea Instalaýiei de Supraalimentare a Motoarelor Pentru Autovehicule Rutiere

8/19/2019 Cap 18 Proiectarea Instalaýiei de Supraalimentare a Motoarelor Pentru Autovehicule Rutiere

1/27


2/27

aplica la orice motor cu umplere normală fără a(i diminua durabilitatea şi se realizează de regulă cua1utorul unui compresor antrenat mecanic de la arborele cotit al motorului)

b% supraalimentarea de presiune medie& p s2"0,#30,'0% 4Pa.Supraalimentarea de presiune medie determină apariţia unor tensiuni mărite în organele

motorului, de aceea trebuie luate măsuri constructive şi te6nologice pentru asigurarea rezistenţeinecesare. 7n general acest tip de supraalimentare se realizează cu a1utorul unor agregate numiteturbocompresoare "o suflantă antrenată de o turbină acţionată de gazele de evacuare%)

c% supraalimentarea de presiune înaltă& p s2"0,'030,% 4Pa, se caracterizează princomprimarea încărcăturii proaspete în trepte şi răcirea ei intermediară)

d% supraalimentarea de foarte înaltă presiune& p s2"0,30,+0% 4Pa, se utilizează lageneratoarele de gaze cu pistoane libere.

/upă modul cum se realizează supraalimentarea aceasta poate fi&a% supraalimentarea naturală "sau acustică% se realizează fără compresor şi are la bază

utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de admisie al motorului) b% supraalimentarea forţată este procedeul cel mai utilizat şi impune prezenţa

compresorului.Supraalimentarea motoarelor se poate realiza cu sau fără utilizarea energiei gazelor de

evacuare.8ntrenarea compresorului de către arborele cotit al motorului cu ardere internă se

realizează în general la motoarele mici. 8cest sistem se numeşte supraalimentare cu compresor antrenat mecanic. 9omple!itatea mecanismului de antrenare precum şi consumul de lucru mecanicconstituie limite în calea utilizării acestei soluţii.

7n figura #$.#. se prezintă sc6ematic un motor supraalimentat cu un compresor antrenatmecanic.

Supraalimentarea realizată prin utilizarea energiei gazelor de evacuare se efectuează îndouă moduri& folosind direct energia undelor de presiune din gazele de evacuare sau transformândenergia cinetică a gazelor de evacuare în lucru mecanic de compresiune.

:tilizarea energiei undelor se face prin punerea în contact a aerului de admisie cu gazele deevacuare cu a1utorul unui dispozitiv numit sc6imbător de presiune "9ompre!%, figura #$.'.

;ransformarea energiei cinetice a gazelor de ardere în lucru mecanic de compresiune serealizează prin intermediul agregatului turbocompresor. Supraalimentarea cu a1utorulturbocompresorului nu implică consumarea unei energii suplimentare datorită faptului că energiagazelor de evacuare este suficientă pentru antrenarea turbinei şi a compresorului.

/e aceea acest mod de supraalimentare a devenit unul din cele mai utilizate procedee desupraalimentare. 4a1oritatea motoarelor în patru timpi supraalimentate utilizează pentru

supraalimentare turbocompresorul deoarece ameliorează randamentul motorului.;urbocompresorul se adaptează automat la debitul şi temperatura gazelor de evacuare.Supraalimentarea motoarelor cu a1utorul turbocompresorului se poate clasifica după


3/27

diferite criterii ca utilizarea energiei gazelor de evacure, sau după construcţia agregatelor, etc.a% clasificarea după modul de utilizare a energiei gazelor de evacuare distinge două variante

respectiv cu utilizarea energiei cinetice a gazelor de ardere, turbina agregatului putând folosi o parte din energia cinetică a gazelor de ardere, în care caz turbina lucrează cu presiune variabilă înfaţa a1uta1elor fi!e şi se numeşte turbină de presiune variabilă, "de impuls%, sau cazul în care gazele

evacuate din motor se frânează şi turbina lucrează cu presiune constantă.Sistemul care utilizează energia cinetică a gazelor de evacuare necesită amplasarea turbineicât mai aproape de cilindri. =a motoarelel policilindrice se utilizează mai multe colectoare

"fig.#$.%, fiecare din ele colectând gazelede evacuare de la doi sau cel mult treicilindri şi anume de la acei cilindri ale căror evacuări se succed cu cel mai mare decala1.


4/27

7n cazul în care se utilizează turbine de presiune constantă "fig.#$.-%, în amontele acesteiase prevede un colector @, în care se creează o contrapresiune la evacuarea din motor, prin frânarea

gazelor. b% 9lasificarea după scopul urmărit deosebeşte supraalimentarea pentru restabilirea puteriimotorului şi supraalimentarea pentru mărirea acesteia.

Primul caz corespunde în general motoarelor care lucrează la altitudine, compresorul avândrolul de a restabili densitatea normală a încărcăturii proaspete, iar cel de(al doilea caz, cândsupraalimentarea este utilizată pentru mărirea puterii motorului şi scăderea consumului specific decombustibil, întrucât scad pierderile mecanice şi termice socotite procentual faţă de călduradezvoltată în cilindrii motorului.

c% 9lasificarea din punct de vedere constructiv a supraalimentării cu turbocompresor seface după numărul de trepte folosite, după răcirea aerului admis şi după tipul constructiv alturbocompresorului.

8stfel, comprimarea aerului şi destinderea gazelor evacuate se pot face într(una sau maimulte trepte) aerul admis în cilindru poate fi răcit după ieşirea lui din compresor sau nu,supraalimentarea fiind cu răcirea intermediară a aerului sau fără răcire.

=a agregatele de supraalimentare se utilizează de obicei compresoare centrifugale şi mai rar a!iale şi turbine a!iale, radial(a!iale, sau radiale.

d% /upă modul de antrenare a compresorului se poate întâlni supraalimentare cu agregattubocompresor "fig.#$.% sau supraalimentare mi!tă "agregat turbocompresor şi compresor antrenat mecanic%, soluţie utilizată în special la motoarele în doi timpi " fig.#$.+%


5/27

Dia"rama indica! #i $azele %pime de disri&u'ie la m%%rulsupraalimena

Prin supraalimentarea unui motor se modifică condiţiile de funcţionare ale acestuia faţă deun motor cu aspiraţie normală. 4ărind cantitatea de încărcătură proaspătă admisă şi temperatura

acesteia fiind mai mare decât cea a mediului ambiant, se modifică valorile presiunii şi temperaturiiîn fiecare evoluţie.7n figura #$.5.a. se prezintă diagrama indicată teoretică a unui 489 supraalimentat.7n cazul unui motor supraalimentat presiunea de admisie este mai ridicată decât presiunea

atmosferică ceea ce îmbunătăţeşte umplerea motorului şi lucrul mecanic "de pompa1% delimitat decurbele de admisiune şi evacuare devine pozitiv contribuind la mărirea randamentului.

Presiunea de admisie p8 este mai mică decât presiunea de supraalimentare ps din cauza pierderilor gazodinamice. 7n cazul supraalimentării cu a1utorul unei suflante antrenate mecanic presiunea în cilindru P p este cu mult mai scăzută decât presiunea de supraalimentare p s, atuncilucrul mecanic de pompa1 =p fiind pozitiv măreşte lucrul mecanic indicat al diagramei.

=a motoarele în patru timpi supraalimentate diagrama indicată este influenţată de fazele de

distribuţie. ptimizarea acestora fiind diferită de cea a motoarelor cu umplere normală.Procesul de sc6imbare a încărcăturii la motoarele în patru timpi este constituit din fazele deevacuare, baleia1 şi admisie.


6/27

7n figura #$.$.b. este prezentată variaţia presiunii gazelor în timpul scăpării pentru diferitegrade de supraalimentare. Se observă că pe măsura ce presiunea de supraalimentare creşte, creşteşi presiunea de la începutul evacuării. Presiunea scade rapid cu apropierea pistonului de P4A.

ezultă că evacuarea se efectuează în cea mai mare parte prin scăpare. 9urba "a% reprezintălimita căderii de presiune din cilindru în faţa colectorului turbinei până la care se asigură curgerea înregim supracritic. 7n general cu mărirea gradului de supraalimentare nu este necesară modificareamomentului desc6iderii supapei de evacuare în apropiere de P4A se ating presiuni apropiate de celedin colectorul turbinei.

Prin micşorarea contrapresiunii din colectorul de evacuare nu se obţine o evacuare sensibil

îmbunătăţită deoarece în timpul scăpării în porţiunea curgerii supracritice se elimină apro!imativ50B din cantitatea totală de gaze arse aflate în cilindru. 9a urmare a faptului că 7n timpul evoluţieide evacuare forţată presiunea variază mai puţin scăderea contrapresiunii duce la micşorarea destulde mică a lucrului mecanic rezistent.

&. Admisia8dmisia începe odată cu momentul reţinerii aerului în cilindru şi se termină după P4A,

supapa de admisie înc6izându(se cu întârziere. 7ntârzierea la înc6iderea supapei de admisie estenecasată pentru o umplere cât mai bună a cilindrului. 8dmisia încărcăturii proaspete 7n cilindru serealizează 7n cea mai mare parte sub valoarea presiunii de supraalimentare ps. *voluţia presiunii dincilindru 7n timpul admisiei este prezentată în fig.#$.?. Se constată în prima porţiune a cursei deadmisie o creştere de presiune datorate pătrunderii aerului comprimat şi apoi o scădere datorată

măririi pierderilor gazodinamice rezultate în urma măririi vitezei de curgere a încărcăturii proaspeteîn cilindru.:rmează apoi o porţiune în care presiunea în cilindru este apro!imativ constantă, după care

creşte datorită frânării gazelor din cauza încetinirii mişcării pistonului7n P4A presiunea în cilindru este mai mică decât presiunea de supraalimentare de aceea

încărcătura proaspătă poate pătrunde în cilindru şi după P4A ceea ce 1ustifică înc6iderea cuîntârziere a supapei de admisie "punctul ia#%.

7n cazul în care presiunea din colectorul de evacuare este constantă, mărirea presiunii desupraalimentare are ca efect sporirea vitezelor de curgere ale gazului în cilindru.

/in această cauză, înc6iderea supapei de admisie trebuie să se realizeze cu o întârziere maimare pentru a compensa căderea de presiune mărită şi pentru utilizarea completă a energiei

coloanei de gaz în mişcare./acă presiunea din colectorul de evacuare variază în acelaşi raport cu presiunea desupraalimentare, momentul de înc6idere a supapei de admisie nu se modifică, deoarece viteza


7/27

gazelor şi pierderile gazodinamice nu se modifică./atorită faptului că în motorul supraalimentat este arsă o cantitate sporită de combustibil

va rezulta o încărcare termică mai mare a pieselor în 1urul camerei de ardere faţă de motorul cuaspiraţie naturală, astfel se impun măsuri suplimentare pentru răcirea pereţilor cilindrului, capului

pistonului, c6iulasei şi supapei de evacuare.=a m.a.c. supraalimentat pentru a asigura eliminarea gazelor reziduale şi răcirea pieselor

mai sus menţionate se utilizează metoda măririi duratei în care supapele sunt simultan desc6ise.7n figura #$.#0. sunt prezentate cronosecţiunile supapelor de admisie şi evacuare la unmotor supraalimentat şi la un motor cu aspiraţie naturală. /urata de desc6idere simultană asupapelor este cuprinsă între -03+00 89 la admisie naturală, între ?00 şi ##00 89 pentrusupraalimentare mecanică şi #'00 până la #0089 pentru motor supraalimentat cuturbocompresor.

c) *aleia+ulCaleia1ul este faza din procesul de sc6imbare a încărcăturii cuprinse între momentul

desc6iderii supapei de admisie şi cel al înc6iderii supapei de evacuare, deci, este perioada în careambele supape sunt desc6ide. 7n timpul baleia1ului o parte din încărcătura proaspătă nu participă la

procesul de ardere însă se destinde în turbină. *ste necesar ca supapa de admisie să nu se desc6idă

prea devreme, pentru ca gazele arse din cilindru să nu scape în colectorul de admisie şi săînrăutăţească umplerea.=a 489 odată cu mărirea presiunii de supraalimentare baleia1ul trebuie intensificat pentru

a asigura o bună răcire a cilindrilor. =a valori mari ale gradului de supraalimentare cantitatea de aer de baleia1 este limitată, deoarece gazele la intrarea în turbină nu trebuie să depăşească o anumitătemperatură ceea ce implică limitarea debitului de aer care poate fi comprimat de compresor.

M!suri c%nsruci(e ce se impun la m%%rul supraalimena

/atorită creşterii presiunii de supraalimentare precum şi mărirea cantităţii de combustibil

arse pe ciclu, presiunile şi temperturile ma!ime de ardere se măresc şi ca urmare cresc şi solicitărilemecanice şi termice ale motorului.

Presiunea de supraalimentare p s este limitată de presiunile şi temperaturile ma!ime deardere din cilindru, respectiv tensiunile mecanice şi termice.

4icşorarea presiunii ma!ime se realizează prin micşorarea raportului de compresie. Pentrudiminuarea încărcării termice în general se recurge la mărirea coeficientului de e!ces de aer şi prinintensificarea baleia1ului prin mărirea perioadei de suprapunere a desc6iderii supapelor.

:tilizarea răcirii intermediare a aerului la ieşirea din compresor este metoda cea mai eficacedeoarece odată cu răcirea aerului se măreşte densitatea încărcăturii şi implicit puterea motorului vacreşte. Se constată că scăderea cu #009 a aerului la ieşirea din compresor conduce la o creştere de

putere de apro!imativ '3B.

=a grade de supraalimentare de până la p s 2 #,+3',0 modificările sunt minime.7n general la motoarele supraalimentate se aduc următoarele modificări constructive, se

măreşte grosimea capului pistonului şi a suprafeţei de spri1in pe bosa1e) se amplifică diametrul şigrosimea bolţului) suprafeţele de reazem ale arborelui cotit pe cuzineţi se măresc) blocul motor seramforsează) instalaţia de răcire se modifică pentru a obţine o răcire mai intensă a părţii superioarea cilindrilor şi a c6iulasei în dreptul supapei de evacuare) debitul de ulei în instalaţia de ungere semăreşte şi eventual în circuitul de ulei se introduce un radiator.

?


8/27

=a motoarele puternic solicitate termic se impune răcirea forţată a pistoanelor.7n cazul 48S supraalimentate trebuie să se acorde o deosebită atenţie studierii solicitărilor

termice, deoarece la creşterea acestora motorul are tendinţa de ardere cu detonaţie.

A"re"ae de supraalimenare

Pentru supraalimentarea motoarelor se pot utiliza următoarele tipuri de compresoare&( compresoare volumice "oots%)( compresoare centrifugale.9ompresoarele volumice "oots% "


9/27

9ompresoarele centrifugale se clasifică în special constructiv, după modul cum suntconstruite paletele rotorului)

( 9ompresoarele centrifugale cu palete radiale)( 9ompresoarele centrifugale cu palete îndreptate înapoia sensului de rotaţie al rotorului)( 9ompresoarele centrifugale cu palete îndreptate înaintea sensului de rotaţie al rotorului./ifuzorul poate fi& paletat sau nepaletat.

Numărul de trepte în care se realizează comprimarea aerului compresoarele se clasifică în& ( 9ompresoarele centrifugale monoeta1ate) ( 9ompresoarele centrifugale polieta1ate.

=ucrul mecanic specific al comprimării adiabatice necesar realizării gradului de comprimare p s este dat de următoarea e!presie&

l R T x

x

p

pC T

p

p as

x

x s

p

x

x s= ⋅ ⋅

−

−

= ⋅ ⋅

−

− −

0

#

0

0

#

0#

# # DE F GgH "#$.+%

iar pentru aer ecuaţia "#$.+% se poate scrie l T p

pas

x

x s= ⋅ ⋅

−

−

#0 # 0

#

0

unde& 1c p2#,0 DGEFGg @H căldura specifică la presiune constantă) x ( e!ponentul adiabatic) x2#,- pentru aer) p s(presiunea de supraalimentare)

p0(presiunea atmosferică)T 0(temperatura mediului ambiant.Iradul de comprimare a aerului în compresor se defineşte prin raportul de presiuni

Π s

s p

p=

0

"#$.5%

=ucrul mecanic l as reprezintă lucrul mecanic de comprimare într(un proces teoretic, fără pierderi şi reprezintă o fracţine η as "randament adiabatic al compresorului% din lucrul mecanic real,respectiv

l l as as= ⋅η "#$.$%

iar ( )l l l as as− = ⋅ −# η reprezintă pierderile interne ale compresorului, respectiv

pierderi prin frecare, prin şoc la intrarea aerului în rotor, pierderi prin pereţi, prin umplereaneuniformă a canalelor, pierderi prin recircularea unei părţi a aerului intrat în compresor.andamentul adiabatic are valori cuprinse în limitele η as 2 0,30,+.


10/27

Pierderile mecanice ale compresorului centrifugal sunt luate în considerare prinrandamentul mecanic η ms care are valori de "0,?-30,?5%.

=ucrul mecanic specific al compresorului cu considerarea pierderilor, se poate calcula curelaţia&

l l l l

sms

as

s ms

as

s

= =⋅

=η η η η α

DE F GgH "#$.?%

unde& η s 2 η as.η ms randamentul efectiv al compresorului centrifugal "η s 2 0,'30,+%.9unoscând debitul masic al compresorului sm ' DGgFsH se poate calcula puterea de

antrenare a compresorului.

P m l

s s as

as ms

= ⋅

⋅

η η DJH "#$.#0%

/ebitul masic al compresorului sm se poate e!prima în funcţie de consumul orar decombustibil C , coeficientul de e!ces de aer λ şi cantitatea de aer minim necesară Lmin.

minm C L s = ⋅ ⋅λ DGg F sH sau DGg F 6H "#$.##%

9omprimarea aerului în compresorul centrifugal este rezultatul acţiunii forţelor

centrifugale, iar presiunea aerului refulat depinde de viteza periferică u DmFsH a rotorului.=ucrul mecanic ma!im ce este transmis unui Gg de aer este&l uma! ,= ⋅0#

'DE F GgH "#$.#'%

Se defineşte coeficient de presiune ψ raportul

ψ = l

l

as

ma!

"#$.#%

ψ 2 0,30,+;emperatura aerului după compresor este dată de relaţia&

T T p

pT s

x

x s

s

x

x= ⋅

= ⋅

−−

0

#

0

0

#

Π D@H "#$.#-%

Tur&ina

;urbinele utilizate pentru antrenarea compresoarelor centrifugale pentru supraalimentareamotoarelor pot fi&a!iale, radial(a!iale "centripete% şi radiale. =a turbina a!ială, curentul de gaze sedeplasează prin rotor paralel cu a!a de rotaţie în timp ce la turbina radială se deplasează centripet"fig.#$.#%.

Principiul de funcţionare al unei turbine este următorul& gazele arse intră în aparatul director se destind în a1uta1e şi se accelerează de la viteza C 0 până la viteza C #. Iazele trec apoi prin reţeaua

de palete a rotorului şi ies cu viteza C 'KC #.


11/27

=ucrul mecanic la arborele turbinei este mai mic decât l at datorită pierderilor interne aleturbinei, pierderi ce se apreciază cu a1utorul randamentului interior al turbinei η t care se poate scrie&

t at mt η η η = ⋅ -, respectiv& η t 2 "0,+'30,50%=ucrul mecanic la arborele turbinei va fi&

l l c T p

p t t at t pg t

x 1

xt = ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ −

′−′

η η #

#

'

DE F GgH "#$.#5%

9ăldura specifică a gazelor arse c pg este funcţie de temperatura şi compoziţia gazelor deevacuare. *a se calculează pentru o temperatură medie T 2 " T t L T '% F '

*!ponentul adiabatic al gazelor arse se calculează cu relaţia&

′ = − + xT

# '.- 0 05' 5+ 5

, , ,

λ "#$.#$%

unde& T t ( temperatura la intrarea în turbină)T ' ( temperatura la ieşirea din turbină.

Puterea dezvoltată de turbină va fi P m l t t t = ⋅ unde mt DGg F sH este debitul de gaze arse./ebitul masic de gaze arse se poate calcula cu următoarea relaţie&

min

m m L

t s= ⋅ + ⋅

#

#

λ "#$.#?%

/in egalitatea puterilor compresorului şi turbinei P s2 P t se poate determina gradul desupraalimentare.

m l m l s as

as ms

t at at mt

⋅⋅

= ⋅ ⋅ ⋅ ⋅η η

η η β "#$.'0%

β ( factor ce ţine seama de varianta presiunii în cazul supraalimentării de presiune variabilă&β 2 # pentru supraalimentarea de presiune constantă.7nlocuind l as şi l at rezultă&

m T c p

pm T c

p

p s p

x

x s

s

t t pg

x

xt

t ⋅ ⋅ ⋅

−

⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ −

⋅ ⋅

− ′−′

0

#

0

#

'

# #

#η

η β "#$.'#%

/acă se notează cu& at mt t η η η ⋅ = + şi k c

c

T

T

x

x

pg

p

t

s t #

0 # .= = ⋅ ⋅ ⋅

− =) ) ,ξ η η β

Se poate scrie&

π ξ s

s t

s

x

xt P P

mm

k p p

= = + ⋅ ⋅ ⋅ −

′−

′

0

.

#

#

'

# #

,

"#$.''%


12/27

;emperatura gazelor arse înaintea turbinei se poate calcula cu următoarea relaţie&

T

p

p

p

p

T t

x

x s

x

x

t

ms mt

=

−

−

⋅⋅

−

′−′

#

0

#

0

0

#

#

η η "#$.'%

,rupul ur&%c%mpres%r

Irupul turbocompresor nu are legături mecanice cu motorul supraalimentat, turaţia sa fiinddependentă de cea a motorului.

7ntre compresor, motor şi turbină e!istă o singură condiţie restrictivă la orice regim stabilde funcţionare impusă de egalitatea între debitul de aer livrat de compresor şi cel ce intră în motor,şi egalitatea dintre gazele evacuate de motor şi intrate în turbină&

min

m m

m m L

M s

t s

=

= ⋅ +⋅

#

#

λ "#$.'-%

unde& λ ( coeficientul de e!ces de aer) Lmin aerul minim necesar.Pe de altă parte între compresor şi turbină e!istă o dublă legătură mecanică./eci, la un anumit regim de lucru pentru ca turbocompresorul să funcţioneze stabil este

necesar ca puterea turbinei să fie egală cu puterea necesară compresorului indiferent de parametriide intrare a aerului în compresor şi ai gazelor de ardere în turbină. 7n cazul în care puterea turbineieste mai mare atunci turaţia compresorului va creşte până când se va restabili egalitatea puterilor.

Caracerisicile ur&%c%mpres%rului

9aracteristica normală a compresorului

Parametrii principali ce caracterizează funcţionarea unui compresor la un anumit regim delucru, sunt& gradul de comprimare p s şi randamentul compresorului η as .

Se numeşte caracteristică normală sau de debit relaţia care e!primă variaţia mărimilor p s şiη as în funcţie de parametrii de stare ai mediului ambiant " p0,T 0% de debitul de aer al compresorului

sm 5 şi turaţia compresorului "suflantei% n s&

( )π η s as s s f p T m n, , , ,= 0 0 "#$.'+%

*!perimentul se constată p s nu depinde de p0, deci&( )π η s as s s f T V n, , ,= 0 "#$.'5%

9aracteristica normală se ridică e!perimental.7n figura #$.#. este prezentată caracteristica normală a unui compresor centrifugal. Se

constată că pe măsură ce debitul de aer refulat scade, turaţia compresorului rămânând constantă,curbele ating un ma!im, după care descresc a1ungându(se la un punct peste care funcţionareaturbocompresorului devine instabilă.

=ocul geometric al punctelor de funcţionare instabilă la diverse turaţii se numeşte linie de pompa1.

Pe linia n s2constant e!istă un singur punct ce caracterizează regimul de lucru al

compresorului ce se poate deplasa la stânga sau la dreapta funcţie de rezistenţele aerodinamicee!istente în aval de compresor.=inia 8C ce uneşte punctele regimurilor de lucru se numeşte linie de lucru sau caracteristica

de e!ploatare a compresorului. Se urmăreşte ca această linie să treacă prin punctele de randament

?$


13/27

ma!im. 7n figura #$.#+ s(a trasat caracteristica normală a unui compresor respectiv η as2 f( V ) s $.Se determină valorile η as care se suprapun pe graficul p s 2 f( V ) s ?. /ezavanta1ul principal alacestei caracteristici este acela că ea este valabilă numai pentru parametrii de stare ai mediuluiambiant în care a fost ridicată. /e aceea, funcţionarea unui compresor în diferite condiţii de mediuambiant este determinată de o multitudine de caracteristici. 8cest inconvenient este eliminat prine!primarea performanţelor compresorului cu a1utorul parametrilor deduşi pe baza teorieisimilitudinii. 7n acest caz, un punct din diagramă reprezintă totalitatea regimurilor asemenea în care

parametrii iniţiali ai fluidului de lucru s(au sc6imbat.

9aracteristica universală a compresorului

9aracteristica universală a compresorului se e!primă prin parametrii de similitudine aimaşinilor cu palete şi este independentă de parametrii de stare ai fluidului în amontelecompresorului diagrama prezentând totalitatea regimurilor posibile de funcţionare.

9aracteristica universală e!primă variaţia gradului de comprimare π s al compresorului şigradul de destindere π t al turbinei, a randamentului şi puterii maşinii funcţie de parametrii caredetermină regimurile asemenea ale maşinii.

( )

( )

as s s s s

t t t t t t

P f m n

sau

P f m n

η π

η π η

, , ,

, , ,

=

=

"#$.'$%

unde& n #0 şi m ## reprezintă turaţia şi debitul raportate.9aracteristica universală a unui compresor se deduce pe baza caracteristicii normale

ridicată e!perimental având în vedere relaţiile&


14/27

π s s

s s s

s s

s

p

pn

D n

R T m

m R T

p D

P P

p D R T

= = ⋅

⋅ =

⋅ ⋅⋅

= ⋅ ⋅ ⋅

0 0

0

0

'

0

) )

"#$.'?%

unde& D ( este diametrul mediu al reţelei de palete.

9u a1utorul acestor relaţii se pot stabili performanţele tuturor compresoarelor geometriceasemenea cu cel e!perimentat./acă se renunţă la forma adimensională a parametrilor şi se elimină constantele / şi ,

atunci caracteristica universală a compresorului se e!primă printr(o funcţie de rapoarte&

π η s s s s f

n

T

m T

p, )

=

⋅

0

0

0

"#$.0%

8ceastă caracteristică se prezintă în figura #$.#5.

9aracteristicile universale ale turbinei

Spre deosebire de compresor, parametrii de stare din amontele turbinei variază într(o gamăfoarte largă, de aceea caracteristica normală a turbinei nu prezintă o utilitate practică. 7n acest cazse utilizează caracteristicile universale, ce se reprezintă în diferite sisteme de coordonate.

reprezentare mai des întâlnită este cea redată în figura #$.#$, în care se prezintă variaţiagradului de destindere π t şi a randamentului turbinei η t în funcţie de criteriul de similitudine al

debituluim T

p

t ⋅ 00

#' utilizându(se ca parametru criteriul turaţiei n n

T t

t =0

#.

-en%menul de p%mpa+

*ste foarte important ca la punerea la punct a supraalimentării unui motor, nici unul din punctele de funcţionare să nu iasă dintr(o zonă limitată în partea stângă de o parabolă ce trece prinorigine, numită parabolă de pompa1 "fig.#$.#5%.

/acă nu se respectă această condiţie, presiunea dată de compresor suferă variaţii ciclice deamplitudini cu atât mai mari cu cât viteza de rotaţie este mai ridicată.


15/27


16/27

8legerea corectă a turbocompresorului condiţionează direct performanţele motorului cât şicalităţile de elasticitate şi adapta(bilitate.

9ondiţiile de funcţionare în comun ale motorului cu ardere internă cu agregat desupraalimentare sunt următoarele&

( egalitatea debitului de aer comprimat de compresor cu cel utilizat de motor m m s M = )( egalitatea debitului de gaze care trece prin motorul cu ardere internă cu cel care

traversează turbina "în cazul în care nu deviază o parte din gazele de ardere% min

m m L

t s= ⋅ + ⋅

#

#

λ

( relaţia dintre cantitatea de gaze care trece prin turbină şicontrapresiunea la evacuarea motorului cu ardere internă)( egalitatea puterilor compresorului şi turbinei grupului turbocompresor P s2 P t )( egalitatea turaţiei compresorului şi turbinei n s2nt )Pentru acordarea grupului turbocompresor cu motorul se folosesc atât metode

grafoanalitice cât şi numerice pentru calculul pe calculator.

Deerminarea puncel%r de $unc'i%nare c%mun! a m%%rului cu "rupulur&%c%mpres%r cu a+u%rul me%del%r "ra$%analiice

Pentru determinarea punctelor de funcţionare comună se utilizează pentru turbocompresor caracteristicile universale ale turbinei şi compresorului iar pentru motor mărimile determinate pe

baza calculului termodinamic "temperatura de ardere în faţa turbinei, coeficientul de umplere,sc6imbul de căldură, durata arderii, valoarea randamentului mecanic, etc%.


17/27

7n figura #$.'0 se prezintă o diagramă înc6isă realizată de Iustav JinGler pentru calculul

punctelor de funcţionare comună a grupului turbocompresor cu un motor în patru timpi./iagrama este reprezentată într(o formă adimensională.


18/27

Parametrul K - este proporţional cu aria secţiunii duzei turbinei raportată la aria pistonului.7n primul cadran familiile de curbe sunt ordonate după K #, deci după presiunea medie

indicată.


19/27

k f

x

x

p

p

i R i#

0

# #=

− −⋅ ⋅

⋅ ′ −

′ ⋅

η η

λ η "#$.%

notaţiile folosite fiind următoarele&V s ( cilindreea)

ρ a ( densitatea aerului la sfârşitul admisiei) f ( raportul între debitul gazelor arse şi debitul de aer) x( e!ponentul adiabatic al gazelor arse) Ra, R g ( constanta generală pentru aer şi pentru gazele arse.8ceste legături permit ca într(o diagramă au!iliară care se ataşează la primul cadran al

diagramei principale să se determine temperatura medie a gazelor de evacuare.

=inii caracteristice în primul cadran

/acă în bilanţul de putere al turbosuflantei se elimină temperatura gazelor arse care nu estecunoscută se obţine&

s pg

pa s t

p

p k

c

c k

p

p

p

p

x

x

x

x00 #

0 0

# # #

#

#= + ⋅ ⋅ + ⋅

⋅ −

⋅

′ −

′

− "#$.-%

unde& K f T

T ts

s0

0

= ⋅ ⋅η

c pa( căldura specifică a aerului) x ( e!ponentul adiabatic pentru aer)

elaţia "#$.-% redă legătura dintre gradul de comprimare în compresor şi gradul dedestindere în turbină sub formă implicită.

*cuaţia se poate rezolva numeric. 9urbele soluţiei sunt reprezentate în cadranul A din figura#$.'0 pentru diferite valori ale lui K 0 şi K #. Pe linia punctată la -0 presiunile înainte şi după motor sunt egale.

Liniile caracerisice din cadranul II=iniile din cadranul AA reprezintă liniile de admisie ale motorului "gazul admis fără

combustibil% e!primate prin factorul f . 8cestor linii li se suprapune domeniul compresorului careeste dat în diagramă prin limita de pompa1.

Pentru calculul debitului gazelor de ardere se poate utiliza următoarea relaţie&

m f V n

t a s= ⋅ ⋅ ⋅ ⋅λ ρ

'"#$.%

unde s(au folosit ecuaţiile de definiţie& V A w n s p m= ⋅ = ⋅ ⋅) ' şi se obţine&m

A a K

p

p

t

p a a

s

⋅ ⋅ = ⋅

ρ '

0

în care & K f

T

T

w

a s

m

a

'0

-= ⋅ ⋅ ⋅

⋅λ "#$.+%

elaţia "#$.+% reprezintă în cadranul AA o familie de drepte cu originea sub punctul 0.Liniile caracerisice din cadranul III7n cadranul AAA debitul prin motor este redus la starea înainte de turbină./in ecuaţiile "#$.% şi "#$.+% se obţine&

m

A c K

p

p K

p

p

p

p

T

T t

p g pg

s

s t

s

⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ ⋅

ρ '

0

#0 0

0

# "#$.5%

Separând în partea dreaptă factorii care depind numai de debitul masic K '. p sF p0

corespuzător ecuaţiei, rezultă&

#0


20/27

m

A c

p

p

T

T K

p

p K

p

p Kt

p g pg

t

s

s

s⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅

ρ 0

0'

0 '

0#

#"#$.$%

unde& K 2 K #. K '. /eoarece K # este proporţional cu presiunea medie indicată pi, iar K ' cuviteza medie a pistonului wm rezultă că parametrul K este o măsură a puterii raportate la aria

pistonului motorului.Liniile c%respunz!%are din cadranul IV8cest cadran evidenţiază legătura dintre debitul masic şi raportul de destindere al turbinei.Posibilitatea de admisie a unei turbine a!iale poate fi reprezentată printr(o suprafaţă

ec6ivalentă At ./ebitul prin suprafaţa ec6ivalentă a turbinei se poate determina cu relaţia&

m A p R T t t t g t = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅α ψ ' "#$.?%

unde& ψ = ′

′−

−

′′−

′ x

x

p

p

p

p

x

t

x

x

t #

'

0

#

0 funcţie de debit

α ( factor care ţine seama de pulsaţiile debitului de gazePrin transformare se obţine&

m

A c

p

p

T

T K

p

p x t

p g pg

t

s

t

⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅

′ ρ ψ

0

0-

0

'"#$.-0%

unde&

K A A

T T

t

p s

-0= ⋅

⋅α "#$.-#%

Pentru valorile uzuale ale lui K - liniile de admisie ale trubinei sunt reprezentate în cadranulAM al figurii #$.'0 curbele obţinându(se prin multiplicarea funcţiei de debit cu p sF p0.

4odul de calcul

Punctele de funcţionare se determină iterativ. /acă punctele de funcţionare ale motoruluisunt date, atunci se caută punctele de funcţionare ale turbocompresorului dat. Se calculează

parametrii @ o(@ - definindu(se în fiecare cadran câte o linie, dacă se găseşte un dreptung6i prin ale

cărui colţuri trec cele patru linii de definiţie, atunci acest dreptung6i descrie starea de funcţionarestaţionară a compresorului. 8cest dreptung6i se poate găsi prin încercări, însă prin iteraţie graficăsoluţia se găseşte mult mai uşor.

7n figura #$.''.a. s(a reprezentat sc6ematic diagrama cu cele patru linii de definiţie.


21/27

Ateraţia se poate porni din oricare cadran însă este preferabil să se pornească din cadranul A.Se adoptă o presiune de supraalimentare ce pare rezonabilă şi se străbate diagrama în

sensul invers acelor de ceasornic, ducând paralele la a!e. /acă s(a ales o valoarea preea mică,atunci presiunea de supraalimentare va creşte mai mult după prima parcurgere a diagramei, urmândsă crească din ce în ce mai puţin la celelalte iteraţii. 7n cele din urmă aceste linii se vor suprapune cudreptung6iul care reprezintă solu7ia optimă. 7n caz că s(a adoptat o presiune prea mare, aceste linii

se apropie de e!teriorul dreptung6iului ce reprezintă soluţia optimă. /acă s(a adoptat dinîntâmplare presiunea corectă de supraalimentare atunci dreptung6iul se înc6ide din prima încercare.

/eterminarea directă a secţiunii turbinei şi a randamentului turbocompresorului

/acă sunt cunoscute punctele de funcţionare atât pentru motor cât şi pentruturbocompresor, atunci secţiunea turbinei cât şi randamentul turbocompresorului se pot determinadirect.

Se trec presiunile respective în diagramă şi se citesc intersecţiile din cadranele A şi AM,valorile pentru K 0 şi K -.

8cest procedeu se utilizează pentru determinarea influenţei modificării unor factori e!terni

asupra funcţionării turbocompresorului.

*!emplul de calcul

Pentru concretizare se va dezvolta un e!emplu de calcul apelându(se la diagrama din figura#$.'0, motiv pentru care se apelează la unităHile de măsură din diagramă.

Se dau&( randamentul indicat& η i 2 0,-)( căldura cedată instalaţiei de răcire η R 2 0,#)

( raportul debit masic f m

m

t

s

= =

,# 0#+)

( coeficientul de e!ces de aer λ 2 #,')( e!ponentul adiabatic al gazelor de ardere xO 2 #,)( temperatura mediului ambiant T 0 2 00 @)( temperatura aerului de supraalimentare T s 2 # @)( viteza sunetului aa 2 -0 mFs 2 x R T ⋅ ⋅ 0 #5)( factorul masic α 2 0,?5)Se obţin următoarele relaţii pentru parametrii K 03 K -)

K f T

T

K f

x

x

p

p

p

p

K f T

T

w

a

a

K K K

K A

A

T

T

A

A

ts s

a

ts

i R

i

i i

m

a

a

t

p

s t

p

0

#

0 0

'0

0

# '

-

0 .

0

# 0$

# # #

. .

- ##..

= ⋅ ⋅ = ⋅

= − −⋅ ⋅

⋅ ′−′

⋅ = ⋅

= ⋅ ⋅ ⋅⋅

=

= ⋅

= ⋅

⋅

=

η η

η η λ η

λ

α

,

,

,

Punctul de sarcină ma!imă

=a o presiune medie indicată pi 2 '#,- bar şi o viteză medie a pistonului wm 2 $,# mFs seconsideră o presiune de supraalimentare de ',?# bar şi o contrapresiune a gazelor de ardere de ',5

bar. 9are vor fi valorile ariei secţiunii turbinei şi randamentului turbo(compresorului, dacă se

#05


22/27

admite presiunea atmosferică p02# bar. *fectuând calculele se obţin&

K K K

p

p

p

p s

st

t

# '

0 0

'# -

. .-

$ #

##..0 005 0 0'$

' ?# ' 50

#' 50

= = = = =

= = = = =

,

,)

,, ) , )

, ) ,

,π π

Prin transpunerea în diagramă în figura #$.'0, se obţin direct K 02 0,+ şi K -2 0,0'.

andamentul turbocompresorului va fi ts K

η = 0# 0$,

#$2 0,+ deci +B, iar secţiunea

turbinei 'B din aria secţiunii pistonului motorului.

/eterminarea punctului de funcţionare comună la sarcină parţială7n acest caz trebuie să se determine presiunea de supraalimentare la reducerea sarcinii la pi 2 #+,# bar la o turaţie constantă "celelalte valori rămân constante%. K #2#+,#F,2) K 2.0,0052 0,0'#) K 0, K ' şi K - ca la sarcină ma!imă.Soluţia obţinută prin iteraţie grafică în fig.#$.'0 dă valorile p s 2 ', bar şi pt 2',#'# bar.8ceastă presiune de supraalimentare este suficientă pentru pi 2 #0,# bar.

/eterminarea punctului de funcţionare comună în cazul scăderii turaţiei4enţinând presiunea medie indicată la '#,- bar, însă la o turaţie mai scăzută 5#,B

"m2,$ mFs% din cea considerată, trebuie să se determine presiunea de supraalimentare.7n acest caz, parametrii de proporţionalitate vor fi& K #2 -) K '2 0,5#.0,0052 0,00) K 2 -.0,002 0,0'0) K 0 şi K - se adoptă ca la sarcină

ma!imă.Prin e!trapolare din linia K 02 0,+ la K #2 - în cadranul A se obţine prin iteraţie p s 2 #,?' bar

şi pt 2 #, bar. 8ceastă presiune de supraalimentare este insuficientă pentru pi 2 '#,- bar deoareceastfel arderea ar fi incompletă şi temperatura gazelor de evacuare prea mare.

7n diagramă aceasta rezultă din faptul că linia respectivă rezultă cu mult sub grupul de linii pentru K #2 -. 7n afară de aceasta punctul de funcţionare din cadranul AA se suprapune cu limita de pompa1 a compresorului.


23/27

metodă simplă de a acoperi diferenţa de putere între 48S şi un 489 de aceeaşi cilindree unitară.4otorul cu aprindere prin compresie are o temperatură a gazelor de evacuare coborâtă, şi

o gamă de turaţii mai redusă. /in această cauză multe probleme dificile ce apar la 48Ssupraalimentate în acest caz nu se mai pun. 7n general la 489 de puteri mici presiunea aerului desupraalimentare este limitată de încărcarea termică şi mecanică.

4otoarele cu aprindere prin compresie sunt ec6ipate cu o turbină mică pentru a avea un

moment bun la turaţii reduse şi este dotată cu o supapă de control pentru a evita suprapresiuni deaer la turaţii ridicate.9onsumul de combustibil se poate reduce pe măsura îmbunătăţirii randamentului

compresorului. 7n reducerea consumului de combustibil la 489 de autoturisme o importantăcontribuţie o aduce optimizarea procesului de ardere, selectarea presiunilor de aer, optimizareacolectorului de admisiune şi evacuare.

7n cazul supraalimentării motoarelor de autoturisme "cilindree #,3,0 l% pentru a obţine puterea ma!imă la turaţia nn şi momentul ma!im la turaţia n M apar următoarele probleme% "figura#$.'%&

( /acă se reglează punctul de funcţionare comună a motorului şi turbocompresorului pentru regimul puterii ma!ime la turaţia de moment ma!im nu se realizează efectul de

supraalimentare)( /acă se reglează punctul de funcţionare comună a motorului şi turbocompresorului pentru regimul momentului ma!im, la turaţia puterii ma!ime valoarea presiunii de supraalimentaredepăşeşte valoarea prescrisă şi solicitările mecanice ale motorului cresc peste limitele admise.

8stăzi constructorii de motoare turbosupraalimentate pentru autoturisme folosesc sistemede supraalimentare la care se realizează punctul comun de funcţionare cu motorul la regimulmomentului ma!im. Irupul turbo(compresor este prevăzut cu o supapă ce permite scăpăricontrolate de gaze arse pe lângă turbină.

8cest sistem permite obţinerea unor performanţe ridicate prin faptul că turbocompresorulrăspunde cerinHelor atât la turaţii reduse cât şi la turaţiile înalte ale motorului. =a turaţii ridicategradul de supraalimentare este menţinut în limite acceptabile de către supapă, rezultând o bună

siguranţă de funcţionare.4odul de amplasare a supapei pe turbocompresor este prezentat în figura #$.'-. "$) +.%Supapa sesizează diferenţa între presiunea atmosferică şi presiunea de supraalimentare dată

de compresor şi realizează scăparea gazelor de evacuare pe lângă turbină. 8stfel se poate controla presiunea din colectorul de admisiune şi se poate menHine la nivelul cerut.

Supapa de descărcare este folosită pentru a controla creşterea de presiune de la nivelul ales


24/27

de turaHia cuplului ma!im până la un nivel cu puHin mai mare la turaHia puterii nominale.7n figura #$.'. prezintă funcţionarea supapei cu scăpări controlate./in diagrama prezentată rezultă că turbocompresoarele dotate cu o astfel de supapă permit

supraalimentarea motoarelor de puteri mici pentru autoturisme, deoarece se asigură un cupluma!im suficient de mare pentru demara1e rapide, iar la turaţii mari presiunea de supraalimentare nudepăşeşte valoarea admisă pentru obţinerea unei presiuni ma!ime de ardere.

:n motor cu aprindere prin compresie supraalimentat poate produce aceeaşi putere ca unmotor cu aprindere prin compresie cu aspiraţie naturală cu circa -0B cilindree unitară mai mare.

R!cirea aerului /naine de admisiunea /n m%%rul supraalimena

7n cazul supraalimentării motoarelor cu aprindere prin compresie este necesară în anumitecazuri răcirea aerului comprimat de compresor. Se apreciază că mărirea cu #09 a temperaturiiaerului admis în camera de ardere determină o creştere de ordinul a '309 a temperaturii lasfârşitul compresiei, şi implicit a tuturor temperaturilor ciclului. 7n plus 489 nu poate beneficia derăcirea aerului provocată de evaporarea combustibilului, cum se întâmplă în cazul 48S.

=a 489 dublarea densităHii aerului admis permite dublarea presiunii medii indicate. 7nsă cutoate acestea creşterea presiunii ma!ime de ardere, deci a solicitărilor mecanice ma!ime nudepăşeşte o creştere de -030B.

/ensitatea aerului de supraalimentare introdus în motor depinde de următorii parametriinterdependenţi&

( gradul de supraalimentare)( randamentul compresorului)( temperatura aerului la intrarea în compresor.9reşterea temperaturii aerului prin comprimarea în compresor "/;s%, se poate determina cu

a1utorul relaţiei #$.-'.

∆T T

sa!

s

x

x= ⋅ −

−

#

#

#η π D@H "#$.-'%

unde& T 0 2 T #, T 0 ( temperatura mediului ambiant, T # ( temperatura aerului la intrarea în


25/27

compresor) "se consideră că sc6imbul de căldură cu e!teriorul până la compresor este negli1abil%) π s( gradul de supraalimentare, x ( e!ponentul adiabatic de compresie.

Se constată că mărirea temperaturii aerului admis creşte cu cât gradul de supraalimentareeste mai ridicat. /e aici rezultă necesitatea răcirii aerului admis la rapoarte de comprimare p s încompresor ridicate.

Prin răcirea aerului de supraalimentare pentru acelaşi regim termic al pieselor motorului şi

aceleaşi regla1e, se poate arde mai mult combustibil şi în consecinţă se dezvoltă mai multă energie.Se apreciază că la fiecare #0@ de scădere a temperaturii aerului de supraalimentare se realizează ocreştere a puterii cu apro!imativ B.

=a aplicarea răcirii aerului de supraalimentare trebuie să se ţină seama şi de dezavanta1ele pe care le prezintă şi anume& măreşte masa şi volumul motorului) sc6imbătorul de căldură introducerezistenţe gazodinamice suplimentare care în anumite cazuri pot să anuleze câştigul de putereobţinut prin răcirea aerului care pătrunde în motor.

ăcirea aerului se poate realiza în două moduri&( prin sc6imbătoarele de căldură, mediul răcitor fiind aerul sau lic6idul de răcire)( prin destinderea aerului admis.

R!cirea aerului /n sc.im&!%rul de c!ldur!

7n acest caz se poate realiza&( răcirea finală la intrarea în motor "fig.#$.'+.a% în cazul în care suplimentarea se realizează

monoeta1at "metoda cea mai des întâlnită la motoarele supraalimentate pentru autove6icule%)( răcire intermediară, între compresoare "fig.#$.'+.b%, când motorul este prevăzut cu două

compresoare sau compresorul are mai multe eta1e şi permite constructiv o răcire intermediată.9reşterea gradului de supraalimentare, în cazul în care se urmăreşte menţinerea aceleeaşi

temperaturi la intrarea în motor conduce la creşterea suprafe7ei de sc6imb de căldură a răcitoruluicare devine foarte importantă.

4ărimea sc6imbătorului de căldură se corelează cu energia suplimentară pentru deplasarea

mediului de răcire. 8ceastă energie se scade din energia dezvoltată de motor./eci introducerea răcirii aerului la 489 permite creşterea debitului de aer introdus în

motor în special la grade mari de supraalimentare având ca efect mărirea puterii fără a lesuprasolicita termic.

Pentru calculul presiunii şi temperaturii la sfârşitul admisiei în cazul supraalimentăriimonoeta1ete se consideră următoarele&

σ R ( coeficientul pierderilor de presiune în sc6imbul de căldură adică&

σ R R

s

p

p= −#

∆


26/27

unde& ∆ p R ( pierderile de presiune în sc6imbătorul de căldură) " R ( coeficientul de eficienţă al sc6imbătorului de căldură, respectiv&

" T

T R

R

c

= ∆∆

unde& ∆T R 2 T s ( T R ( scăderea de temperatură în sc6imbătorul de căldură)∆T c 2 T s ( T 0 (creşterea de temperatură în compresor.Presiunea şi temperatura la sfârşitul admisiei pa, T a în funcţie de caracteristicile

sc6imbătorului de căldură şi ale compresorului sunt date de următoarele relaţii&a s a R

p n p= ⋅ ⋅ ⋅ ⋅σ σ σ 0 "#$.-%şi

T T T T A c R a= − +∆ ∆sau

( ) ( )T T " a s

x

x

as

R a= ⋅ + ⋅ −

⋅ −

−

0

#

# # #π

η δ "#$.--%

unde& σ 0( coeficientul pierderilor la admisia în compresor σ 02 p#F p0#?)σ a( coeficientul pierderilor la admisie, respectiv σ a 2 p0 F pR p s# presiunea după sc6imbătorul de căldură)

σ R ( coeficientul pierderilor în sc6imbătorul de căldură adică&σ RR

s

R

s

p

p

p

p= = −# ∆

7n ultimii ani se constată orientarea diferit clară între sistemele de răcire a aerului desupraalimentare, în S:8 folosindu(se sisteme apă(aer şi sisteme de răcire aer(aer în *uropa.

Sistemul de răcire aer(aer cu radiator frontal are un randament sporit la temperaturi 1oaseale mediului de răcire, însă este mai voluminos decât sistemul apă(aer. Sistemul apă(aer este mai

puţin eficient însă este mai simplu şi mai ieftin.

interesantă dezvoltare a sistemului de răcire aer(aer este utilizarea unui turboventilator alimentat cu aer de către turbocompresor. 8cest sistem este mai puţin eficient decât sistemul aer(


27/27

aer cu radiator frontal, însă este mai mic şi performanţele acestuia sunt mai aproape de cerinţelemotorului.

R!cirea aerului prin desindere

7n acest caz destinderea poate fi practicată în cilindru sau într(o turbină.

/estinderea aerului în cilindru "metoda 4iller% se efectuează în modul următor& aerulcomprimat în grupul turbocompresor este răcit într(un sc6imbător de căldură până la apro!imativ+009 după care pătrunde în motor. 7nainte ca pistonul să fi a1uns în P4A supapa de admisiune seînc6ide şi aerul aflat în cilindru se destinde, presiunea şi temperatura aerului marcând o scădere.

Nivelul de presiune poate fi mărit prin creşterea presiunii de alimentare. ăcirea este cu atât mai pronunţată cu cât supapa de admisie este înc6isă mai devreme.

4etoda prezintă ca principal dezavanta1 înrăutăţirea umplerii motorului şi se aplică cu precădere la motoarele cu turaţie constantă.

/estinderea aerului într(o turbină înainte de intrarea în motor prezintă scăderi importantede temperatură.

Sc6ema de principiu este prezentată în figura #$.'5.

8erul este comprimat de compresorul C A antrenat de turbina T A care funcţionează cu gazede ardere după care intră în al doilea compresor C $, în sc6imbătorul de căldură R, unde se răceşteşi în turbina T $ cuplată cu compresorul C $ după care intră în motor. 7n turbina T $ aerul poate aveao scădere mare de temperatură.

/atorită pierderilor din grupul turbocompresor C şi din sc6imbătorul de căldură , presiunea aerului la ieşirea din turbină T $ va fi mai mică decât la ieşirea din compresorul C A.

;emperatura scăzută obţinută permite presiuni mari de supraalimentare, limitatea acesteiafiind impusă numai de solicitările mecanice ale motorului.

Date post:	08-Jul-2018
Category:	Documents
Upload:	nicolae-pinzaru
View:	226 times
Download:	2 times

Cap 18 Proiectarea Instalaýiei de Supraalimentare a Motoarelor Pentru Autovehicule Rutiere

Documents