Ministerul Educaţiei Naţionale
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Ing. Adrian I. Tuşinean
Contribuții privind dezvoltarea unor camere de
ardere pentru motoarele cu pistoane opuse
Contributions to development of combustion chambers
for opposed-piston engines
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC:
Prof.univ.dr.ing. d.h.c. Gheorghe-Alexandru RADU
Membru al Academiei de Ştiinţe Tehnice din România
BRAŞOV, 2013
MINISTERUL EDUCAŢIEI NAŢIONALE
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV
BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-
410525
RECTORAT
D-lui (D-nei) ..............................................................................................................
COMPONENŢA
Comisiei de doctorat
Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania‖ din Braşov
Nr. 6045 din 27.09.2013
PREŞEDINTE: Prof.univ.dr.ing. Ioan Călin ROȘCA
DECAN – Facultatea de Inginerie Mecanică
Universitatea ―Transilvania‖ din Brașov
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof.univ.dr.ing. d.h.c. Gheorghe Alexandru RADU
Universitatea ―Transilvania‖ din Brașov
REFERENŢI: Prof.univ.dr.ing. Nicolae BURNETE
Universitatea Tehnică din Cluj Napoca
Prof.univ.dr.ing. Laurențiu MANEA
Universitatea ‖Ovidius‖ din Constanța
Prof.univ.dr.ing. Nicolae ISPAS
Universitatea ―Transilvania‖ din Brașov
Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 13.12.2013, ora 1000
sala NP7.
Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să le
transmiteţi în timp util, pe adresa [email protected]
Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de doctorat.
Vă mulţumim.
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.
Braşov, Noiembrie 2013 Ing. Adrian I. Tuşinean
1
CUPRINS
1 STUDIU CRITIC PRIVIND OPORTUNITATEA RECONSIDERARII
MOTOARELOR CU PISTOANE 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 CONSTRUCTIVE SI FUNCTIONALE ALE
MOTOARELOR CU PISTOANE 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 DEZVOLTAREA CAMEREI DE ARDERE SI
ADAPTARI ALE ECHIPAMENTULUI DE INJECTIE 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
3.2.2. Camera de ardere 2 22
3.2.3. Camera de ardere 3 25
3.3. Studiul fenomenelor dinamice din circuitul de inalta presiune al sistemului
de alimentare cu combustibil 26
4 STRATEGIA, METODOLIGIA SI ECHIPAMENTELE UTILIZATE IN
CERCETAREA EXPERIMENTALA
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 initiale 58
6.3.1 Definirea conditiilor initiale 59
6.3.2 Rezultatele simularii 60
7 CONCLUZII GENERALE, CONTRIBUTII PERSONALE, 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 FUNCTIONAL PARTICULARITIES 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’s dynamics 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 COMBUSTION CHAMBER DEVELOPMENT AND
THE ADAPTINGS OF THE INJECTION EQUIPMENT TO THE
OPPOSED PISTON ENGINE.
3.1. Preliminary considerations 19
3.2. Research algorithm of EM100D engine’s combustion chambers development 19
3.2.1. Combustion chamber 1 21
3.2.2. Combustion chamber 2 22
3.2.3. Combustion chamber 3 25
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 RESEARCH
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 CONTRIBUTIONS 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-un mecanism „cross-head‖ 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 structura ( putere specifica
ridicata, 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 „Internal combustion engine with a
single crankshaft and having opposed cylinders with opposed pistons”, U.S. patent n. US
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 (αl > αr) 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 „Studiu critic privind oportunitatea reconsiderarii motoarelor cu
pistoane opuse” 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 „Particularitatile constructive si functionale ale motoarelor cu pistoane
opuse” 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 „Cercetari privind dezvoltarea camerei de ardere la motorul cu
pistoane opuse” 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 „Strategia, metodologia si echipamentele utilizate in cercetarea
experimentala” sunt prezentate obiectivele cercetarii experimentale, algoritmul de
desfasurare a experimentelor, echipamentele si metodologia folosite in demersul
experimental.
In capitolul 5 „Analiza rezultatelor experimentale energetice si ecologice” 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 „Calibrarea modelului de simulare tridimensionala a procesului de
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 90º 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
li – lungimea bielei interioare
ro – raza fusului maneton pentru pistoanele exterioare
ri – raza fusului maneton pentru pistoanele interioare
βope – ungiul dintre biela pistonului exterior de evacuare si axa cilindrului
βipi – unghiul dintre biela pistonului interior de admisie si axa cilindrului
βipe – unghiul dintre biela pistonului interior de evacuare si axa cilindrului
βopi – unghiul dintre biela pistonului exterior de admisie si axa cilindrului
θi – unghiul dintre fusurile manetoane ale pistoanelor interioare si axa de referinta pentru
PMS al arborelui cotit
θo – unghiul dintre fusurile manetoane ale pistoanelor exterioare si axa de referinta pentru
PMS al arborelui cotit
α – unghiul de rotatie al axei de referinta pentru PMS al arborelui cotit
αope – unghiul dintre fusul maneton al pistonului exterior de evacuare si axa cilindrului
αopi
βipe
PMS
Cilindrul stanga αipi
βopi
xope
xipi
li
lo ro
ε
xipe
xopi
α
ipe
δ
ri r
i
ro
lo
li
PMS
Cilindrul dreapta
β
ope
βipi
δ
ω
αope
Pistonul
exterior de
evacuare
(OPE)
Pistonul
interior de
admisie
(IPI)
Pistonul
exterior de
admisie
(OPI)
Pistonul
interior de
evacuare (IPE)
θi θ
i
θo
θo
α
Axa de referinta pentru
PMS al arborelui cotit
12
αipi – unghiul dintre fusul maneton al pistonului interior de admisie si axa cilindrului
αipe – unghiul dintre fusul maneton al pistonului interior de evacuare si axa cilindrului
αopi – unghiul dintre fusul maneton al pistonului exterior de admisie si axa cilindrului
δ – unghiul de defazaj dintre pistonul interior si pistonul exterior al unui cilindru
ε – 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 ε 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 180º 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
tan
sa d
intr
e p
isto
an
e [m
m]
Pozi
tia i
nd
ivid
uala
a p
isto
an
elor
[mm
]
α[°RAC cilindrul stanga]
Pozitia individuala a pistoanelor si distanta dintre
pistoane in cilindrul din stanga
IPI [mm] OPE [mm] Distanta dintre pistoane…
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
tan
ta d
intr
e p
isp
oan
e [m
m]
Pozi
tia i
nd
ivid
uala
a p
isto
an
elor
[m
m]
α[°RAC cilindrul stanga]
Pozitia individuala a pistoanelor si distanta dintre pistoane
in cilindrul din dreapta
IPE [mm] OPI [mm] Distanta dintre pistoane…
-30-25-20-15-10
-505
1015202530
-180 -120 -60 0 60 120 180 240 300 360
Vit
eza [
m/s
]
α[°RAC cilindrul stanga]
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
Acc
eler
ati
a [
m/s
^2
]
α[°RAC cilindrul stanga]
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
[k
N]
α[°RAC cilindrul stanga]
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:
- θEO – unghiul de deschidere al ferestrei de evacuare;
- θIO – unghiul de deschidere al ferestrei de admisie;
- θEC – unghiul de inchidere al ferestrei de evacuare;
- θEC – unghiul de inchidere al ferestrei de admisie ;
- θPM – unghiul de deviere al PMI relativ la pozitia de 180º 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
λ=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-a ales configuratia „c)― ca fiind cea mai potrivita sa
raspunda tuturor cerintelor expuse mai sus, turbocompresorul ales fiind asistat electric.
19
3 CERCETARI PRIVIND DEZVOLTAREA CAMEREI DE ARDERE
SI ADAPTARI ALE ECHIPAMENTULUI DE INJECTIE 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 „fluture‖;
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,
valoarea tinta a fost FSN ≤ 1.0, in conditiile in care motorul EM100D sa nu beneficieze de
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.
3.2.2 Camera de ardere 2
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.
In fig. 3.5 se prezinta imaginea 3D a camerei transparente cu mediu stationar „a― si
imaginea 3D a camerei transparente cu mediu de vartej „b―.
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
Fig. 3.5 Camera transparenta cu mediu stationar „a― si cu mediu de vartej „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
transparenta cu mediu de vartej „c― (fig. 3.6).
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 „a“ si in mediu cu vartej „b“ 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.
Fig. 3.6.a Imagini prelevate in camera cu mediu stationar „a―
Fig. 3.6.b Imagini prelevate in camera cu mediu de vartej „b―
Camerele transparente au oferit posibilitatea vizualizarii amorsarii si desfasurarii
procesului de ardere asa cum este prezentat in imaginile din fig. 3.7.
24
Fig. 3.7 Amorsarea autoaprinderii si deplasarea frontului de flacara in camera cu mediu stationar „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, conceputa sub forma mai sofisticata numita de „fluture― a avut
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-au efectuat teste pe stand corespunzatoare ciclului de testare „US-13 Mode HD test
points―. 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.
3.2.3 Camera de ardere 3
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
combustibil „ci― si emisiile de oxizi de azot NOx 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 ciclului de testare „US-13 Mode HD test points―.
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 - care operează
sub un ciclu termodinamic în doi timpi - este un sistem Common Rail de înaltă presiune care
conține o pompă rotativă care livrează combustibil sub presiune la o rampă comună, din care
sunt alimentate patru injectoare piezoelectrice. Între rampa comună și injectoare sunt
conectate 4 acumulatoare individuale ( vezi Fig. 3.5, 3.6).
Fiecare acumulator alimentează un injector controlat electronic printr-o linie de înaltă
presiune relativ scurtă . Exista doua injectoare pe cilindru , care injectează în același timp,
aceeași cantitate de combustibil, astfel întreaga cantitate de combustibil pe ciclu și pe cilindru
este împărțita în mod egal între cele două injectoare .
Analiza sistemului de alimentare cu combustibil s-a efectuat pentru urmatoarele trei
strategii de injecție:
1. O injecție principală pe ciclu și pe cilindru;
2. Injecție pilot, o injecție principală și o post injecție;
3. O preinjecție , o injecție pilot, o injecție principală și o post injecție.
27
Fig. 3.5 Dispunerea elementelor sistemului de alimentare cu combustibil de înaltă presiune pe motor
Fig. 3.6 Elementele componente ale sistemului de înaltă presiune
A. Calibrarea modelului matematic
Modelul matematic trebuie să fie calibrat pentru trei turații de funcționare a motorului, la
sarcină de 50% și la sarcină de 100% (Tabelul 3.2.)
Calibrarea este satisfăcătoare, în cazul în care mărimea presiunilor simulate pentru toate
cele trei puncte din acumulator # 4, sunt egale cu presiunile dinamice înregistrate în timpul de
testare a motorului în condițiile specificate de testare a motorului.
B. Simularea a 6 pct de funcționare a motorului pentru fiecare dintre strategiile de injectare
Cele 6 puncte de funcționare a motorului sunt definite în Tabelul. 3.
Tabelul. 3.2
Cantitatea de combustibil pe ciclu și cilindru [mm
3]
1500 rpm 2500 rpm 3800 rpm
Sarcina
motorului
50% 48 66 42
100% 96 132 84
28
3.3.3 Desfasurarea simulărilor
1. Pentru fiecare punct de funcționare a motorului simulat a fost realizata o diagrama care
conține variația presiunii în funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit, presiunea a
fost măsurată la capătul liniei de legătură între injector și acumulator, variația presiunii
în acumulatorul hidraulic și semnalul electric pentru comanda injectorului.
2. Mai multe dintre dimensiunile geometrice ale sistemului de alimentare au fost
modificate pentru a vedea influența acestor modificări la variația presiunii în sistem.
Modificările trebuie să fie definite după calibrarea modelului. Pentru fiecare variație
trebuie livrată o diagramă similară cu cea definită mai sus.
3.3.3.1 Descrierea modelului matematic.
Simularea a fost realizată utilizând programul AMESim V9 considerând următoarele
ipoteze de calcul.
1. Modelul de analiză realizat este cel din Fig. 3.10:
Fig. 3.3 Modelul AMESim al sistemului de injecție pentru strategia de injecție 2
2. Modelul matematic aplicat pentru realizarea simulării este realizat prin metoda
diferențelor, utilizând criteriul de convergență Lax–Wendroff.
3.3.3.2 Calibrarea modelului matematic
Calibrarea modelului matematic s-a efectuat la turația de 1500 rpm, pentru strategia de
injecție 2.
În 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 Comparația datelor experimentale și a rezultatelor simulării pentru presiunile din injector și
acumulator
Fig. 3.5 Estimarea erorilor datelor obținute din simulare față de marimile masurate pentru presiunile
din acumulator
30
3.3.3.3 Rezultatele simularilor
Au fost realizate modele de simulare pentru toate regimurile de funcționare (turație și
sarcină) descrise în tabelul 3.2.
Parametrii simulării au fost: semnalul de acționare a injectorului (impuls cu valoarea
relativa maxima egala cu unitatea), presiunea din conducte măsurată în zece puncte distribuite
pe toate conductele, debitele de curgere măsurate în zece puncte uniform distribuite pe toate
conductele sistemului de injecție.
Ca exemple ale procesului de simulare cu modelul conceput prezentam in Fig. 3.19. si
Fig. 3.20 evolutia presiunii în punctele precizate pe diagrame la turatia de 3800 [rpm] la
sarcina 50 %, respectiv 100 %, iar in Fig. 3.22 influenta marimii acumulatorului hidraulic
asupra oscilaţiilor de presiune din circuitul de inalta presiune.
Fig. 3.69 Evoluția presiunii în punctele
considerate la turația de 3800 [rpm] și sarcină de
50%
Fig. 3.20 Evoluția presiunii în punctele
considerate la turația de 3800 [rpm] și sarcină de
100%
Fig. 3.22 Influența mărimii acumulatorului hidraulic (50, 60, 70 cm3) asupra evoluției
oscilațiilor de presiune, la turația de 2500 [rpm] și sarcină de 100%
31
Concluziile rezultatele în urma simulărilor la diferite sarcini și turații ale motorului sunt
urmatoarele:
- o deschidere foarte rapida a injectorului generează în fața acestuia, amplitudini de
presiune înaltă, de până la 100 bar, aproximativ de 6,25 % din presiunea medie de
1600 bar;
- la nivel acumulatorului hidraulic și în conducta de racordare la rampa de înaltă
presiune, amplitudinile de presiune sunt mai mici, de până la 60 bar, acestea
manifestându-se la frecvențe mici;
- acumulatorul hidraulic reduce semnificativ amplitudinile și frecvențele de presiune;
- oscilațiile importante sunt generate la deschiderea injectorului. Închiderea rapidă a
injectorului nu induce variații importante ale amplitudinii presiunii, aşa cum era de
așteptat;
- turațiile joase sunt asociate cu micșorarea amplitudinilor de presiune deoarece este
disponibil mai mult timp până la apariția următorului fenomen perturbator;
- la sarcini mai mici ale motorului, nivelul amplitudinii este mai mare din cauza faptului
ca timpul de deschidere al injectorului este mai scurt. Închiderea mai rapidă a
injectorului amplifică fenomenul de oscilație.
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
Cercetarea experimentală s-a efectuat pe motorul Diesel supraalimentat, în doi timpi, cu
cilindri opuşi, de tipul EM100D prezentat in Fig. 4.1 sub forma de geometrie CAD.
Fig. 4.1 Motorul EM100D
Aceste cercetări s-au desfăşurat pe standul de încercări, în cadrul companiei Roush din
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 în Tabelul 4.1
Tabelul 4.1
Nr. crt. Parametrul Valoarea U.M.
1. Numărul de timpi 2 [-]
2. Numărul de cilindri 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. Capacitatea cilindrică 2480 [cm3]
14. Puterea maximă/turaţie 180/3300 [kW/min-1
]
15. Cuplul motor maxim/turaţie 627,5/2200 [Nm/min-1
]
16. Consumul specific minim 209 [g/kWh]
17. Sistem de injecţie Rampa comuna [-]
18. Tipul injectorului BOSCH de tipul CRIN3 [-]
19. Tipul pompei de injecţie BOSCH de tipul CP3.2 [-]
20. Numărul de injectoare 4 [-]
21. Tipul turbocompresorului BorgWarner K27 [-]
4.12 Scopul cercetarii experimentale si strategia adoptata
Aşa după cum s-a precizat în cadrul capitolului 1, scopul cercetarii este acela de a
identifica şi investiga o soluţie constructivă şi energetică eficientă a camerei de ardere din
componenta motoarelor Diesel, în doi timpi, cu pistoane opuse. În vederea atingerii acestui
deziderat latura experimentală a lucrării constă în dezvoltarea si optimizarea camerei de
ardere şi a echipamentului de injectie a motorului Diesel EM100D, în vederea stabilirii
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.
Echipamentul cu ajutorul căruia s-au achiziţionat o parte din datele experimentale este de
tipul AVL Indimodul (Fig. 4.16.). Parametrizarea, afişarea şi evaluarea datelor experimentale
sunt efectuate prin intermediul software-ului AVL IndiCom.
Fig.4.16. Placa de achiziţie AVL Indimodul
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, şi amplasata ulterior pe 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
Penetrația și atomizarea jetului de combustibil depinde determinant de densitatea aerului
în care se realizează injecția de combustibil. Cerințele rezultate din reglementările legale
privind poluarea necesită strategii de injecție perfecționate vizând arderea la temperaturi
joase. Această viziune se urmărește a se realiza prin injecții multiple pe ciclu, strategie care
afectează penetrabilitatea jetului și atomizarea sa.
Fig. 5.1 Strategia de injecție bazată pe 4 secvențe succesive
Adoptarea strategiilor pe bază de injecții multiple, face ca fiecare secvență de injecție să
aibe loc într-un mediu de densitate diferită. Injecția în secvențe suplimentare de tip pre – pilot
și pilot cu un avans suficient față de punctual mort superior, face ca injecția să se petreacă
într-un mediu mai puțin dens, conform figurii 5.1. Secvența de injecție ilustrată în figura 5.1
reduce semnificativ emisia de fum față de strategia de injecția bazată pe doar două secvențe
pe ciclu. Injecția pre-pilot se face într-un mediu având presiunea cuprinsă între 3 și 10 bar
funcție de turația și sarcina motorului.
Testele experimentale efectuate în aceste condiții, folosind aparatura experimentală
descrisă în capitolul 4, arată că pentru aceste condiții limită, penetrația jetului este prea mare
și există riscul ca jetul de combustibil să atingă partea opusă a cilindrului.
43
S-a observat că penetrația jetului depinde în mare măsură de durata injecției. În figura 5.2
este prezentată penetrația pentru injecția în una sau două secvențe pentru aceeași cantitate de
combustibil.
Atomizarea și unghiul conului de injecție este corelat într-o relație de proporționalitate cu
durata injecției. Caracteristica jetului este influențată în mai mare măsură de mărimea
orificiilor de injecție atunci când atomizarea este superioară, cum este cazul unei injecții de
durată mai redusă.
Fig. 5.2 a: Injecția într-o singură secvență – durata 0,5 ms
Fig. 5.2 b: Injecția în două secvențe – durata unei secvențe – 0,25 ms
Condițiile de măsurare:
Presiunea de injecție: 1000 bar
Presiunea aerului: 7 bar
Temperatura aerului: - mediul ambiant
Injectând aceeași cantitate de combustibil la diferite presiuni de injecție, arată de
asemenea că principalul parametru care influențează penetrația jetului, pe lângă densitatea
aerului din camera de ardere, este durata injecției. Pentru aceeași cantitate de combustibil
injectată la presiuni mai mari, durata injecției este mai redusă, precum se vede în figura 5.3.
Chiar și în aceste condiții, presiunea de injecție este mult mai mare, și datorită unei durate mai
reduse a secvenței de injecție, penetrația este mai redusă și atomizarea mai bună.
44
Fig. 5.3 a: Injecția într-o secvență – presiunea de injecție – 1000 bar, durata 0,5 ms,
Fig. 5.3 b: Injecția într-o secvență – presiunea de injecție – 2500 bar, durata 0,25 ms,
Condițiile de măsurare:
Cantitatea de combustibil injectată: 6 mg
Presiunea aerului: 15 bar
Temperatura aerului: - mediul ambiant
Unghiul conului jetului de injecție este foarte important, deoarece influențează numărul
maxim de orificii care pot fi practicate pe injector. Imaginile jetului din figurile 5.2 și 5. 3
arată că dacă procesul se produce după un unghi mai larg al jetului de injecție, dacă procesul
are loc într-un mediu mai dens și dacă durata injecției este mai redusă.
Analiza injecției în condiții extreme care pot apare la motorul de testare EM100 (fig. 5.4 și
5.5) arată unghiul jetului nu depășește 20 grade. De asemenea se observă că imediat după
întreruperea secvenței de injecție, viteza particulelor de fluid scade foarte rapid. Aceasta poate
fi explicat pe de-o parte prin absența impulului de mișcare dat de diferența de presiune și pe
de altă parte de frecarea mare dintre particulele de combustibil și aerul de presiune mare aflat
în camera de ardere.
Căderea rapidă a vitezei jetului generează forma conică a jetului și astfel apare o
interacțiune între jeturi. Presupunând temperatura înaltă din camera de ardere în cazul unui
proces real, particulele de fluid sunt în această fază a procesului de injecție, în proces de
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
Fig. 5.6: Autoaprinderea jeturilor de combustibil la 1000 bar, durata injecției 0,25 ms,
presiunea în camera de ardere 23 bar, temperatura gazului de ardere 800 C.
Testele efectuate cu echipamentele și procedurile prezentate în capitolul 3, arată că
evaporarea și autoaprinderea combustibilului se poate produce în mai puțin de 0,25
milisecunde. Pentru acest experiment, a căror rezultate sunt sintetizate în figura 5.6, s-a
realizat un amestec de oxigen, azot și metan care a fost aprins cu o secundă înainte de injecția
motorinei. Temperatura calculată a fost de 800 C. Așa cum era de așteptat, orificiile mai mici
de injecție au dus la atomizări superioare ale jetului și autoaprinderi mai rapide. În momentul
întreruperii injecției, și când jeturile încep să se întrepătrundă, motorina este deja într-o stare
supracritică, astfel că procesul de colabare al particulelor mai mici cu formarea unor particule
de dimensiuni mari este puternic redus.
46
Pentru o mai bună înțelegere a procesului de formare a amestecului și inițierea arderii într-
un motor cu pistoane opuse, trebuie luată în considerare mișcarea aerului la începutul arderii.
Spălarea corespunzătoare a motorului necesită un anumit grad de turbionare. Procesul a
fost dirijat astfel încât să rezulte o rotație completă a încărcăturii, rezultând o cifră de vârtej
Sw=2.
Amplificarea mișcării centrifugale a încărcăturii proaspete în timpul cursei de compresie
depinde în mare măsură de forma geometrică a pistonului în general și a camerei de ardere în
particular, precum și a ariei de strivire în preajma punctului mort superior. Pentru o cameră de
ardere de tip axial simetric în jurul axei de simetrie a cilindrului, și o înălțime minimă a zonei
de strivire (aproximativ 5 mm), mișcarea încărcăturii în timpul compresiei este amplificată cu
un factor φsw= 1.25÷1.5, funcție de turația și sarcina motorului.
Astfel, dacă turația motorului se modifică între 800 și 3000 rpm, gradul de turbionare ,
respectiv mișcarea centrifugală a gazului de compresie, se modifică în domeniul
2000 – 1000 rpm, valori determinate prin simulare CFD, conform [93]. Având în vedere
domeniul larg de variație al vitezei periferice a încărcăturii proaspete, precum și
particularitățile injecției laterale, care în primele secvențe de dezvoltare a jetului penetrează
straturile de viteză periferică ridicată și implicit presiune dinamică ridicată, a fost necesară
identificarea unei arhitecturi adecvate a camerei de ardere.
În figura 5.7 se prezintă rezultatele experimentale obținute cu configurația experimentală
descrisă în capitolul 3 și atașată de asemenea Fig. 5.7 a-d.
O injecție pilot a fost generată pentru a determina o primă ardere și datorită creșterii de
presiune, o parte din amestecul ars s-a deplasat spre camera principală de ardere, generând
mișcarea centrifugală și de asemenea creșterea de presiune. Folosind începutul injecției ca
parametru de control, se pot obține diferite nivele ale gradului de turbionare. Prin reducerea
duratei între injecția aprinderea pilot și injecția principală se obțin diferite intensității ale
miăcrii gazelor de ardere și diferite temperaturi de autoaprindere (vezi fig. 5.7 d).
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
Condițiile de încercare:
Presiunea de injecție: 1500 bar
Durata injecției; 0,5 ms
Presiunea din camera de ardere: 25 bar
În timp ce impulsul rotativ corespunzător unei cifre de turbionare a încărcăturii proaspete
de 2000 1/min nu afectează practic caracteristicile jetului, o mișcare a încărcăturii proaspete
descrisă prin cifre de turbionare peste 3000 rpm împinge jeturile unul spre celălalt și spre
periferia camerei de ardere. La cifre de turbionare de 6000 rpm care corespund domeniului de
funcționare al motorului, jeturile nu mai ajung la centrul camerei de ardere, situație
susceptibilă de a contribui la un randament al arderii redus și creșterea emisiei de fum.
S-a constat și pe un motor echipat cu o cameră de ardere generatoare a unui turbion
perpendicular pe axa cilindrului, că nivelul de fum crește substanțial cu turația motorului.
Experimentele efectuate cu două injectoare pe camera de ardere (cilindru ) – fig. 5.8, arată că
un anumit grad de turbionare poate favoriza amestecul, dar acesta trebuie menținut la un nivel
relativ redus.
48
Condițiile experimentale:
Presiunea de injecție: 1500 bar
Durata injecției: 0,35 ms
Presiunea din camera de ardere: 25 bar
Temperatura din camera de ardere (calculată): 100 C
Cifra de turbionare: 2800 rpm
Fig.5.8: procesul de injecție cu două injectoare
Modul de dezvoltare al jeturilor ilustrat în figura 5.8 arată că acestea sunt deformate de
două ori de mișcarea aerului. Într-o primă fază, acestea sunt împinse spre marginea camerei
de ardere pe direcția turbionului, dar datorită impulsului rotativ insuficient, jetul penetrează
spre centrul camerei de ardere, unde este deformat într- o a doua fază. Imaginea generală a
evoluției jetului, este penetrarea în primă fază a straturilor cu moment de rotație ridicat,
avansarea spre zone cu intensitate redusă a mișcării aerului, caracteristică centrului de rotație,
unde jetul este puțin deformat. În condițiile în care nu este atinsă temperatura de vaporizare și
autoaprindere, jeturile penetrează spre zonele periferice ale camerei de ardere unde se
manifestă din nou straturile de gaze proaspete cu viteze centrifugale ridicate unde jeturile sunt
deformate din nou.
Într-o situație ideală, acesta ar fi un concept favorabil pentru stimularea formării
amestecului, dar această situație apare doar pentru o anumita valoare a gradului de turbionare.
Analizând rezultatele procesului de injecție folosind vizualizarea proceselor în motoare cu
pereți transparenți, proiectați special pentru injecția laterală, se poate concluziona că diferența
cea mai importantă față de injecția convențională utilizată la majoritatea motoarelor Diesel în
patru timpi, este modul în care interacționează jetul de combustibil cu structurile
macroturbulente ale încărcăturii proaspete. Astfel într-o arhitectură convențională a camerei
de ardere, la care injectorul este plasat în centrul camerei de ardere, jetul de combustibil
întâlnește în primă fază un strat gaz având viteză redusă. În această zonă, datorită energiei,
datorită energiei reduse a aerului, nu se modifică direcția și forma jetului. În timp, jetul atinge
zonele cu viteze tangențiale ridicate, având forma conică deja dezvoltată, majoritatea cantității
de combustibil este deja vaporizată și într-o stare termodinamică supracritică, astfel că
mișcarea aerului nu generează coliziuni ale picăturilor de combustibil.
49
Injecția laterală este mult mai afectată de mișcarea tangențială a aerului. Nu este de dorit
ca jeturile de lichid să fie forțate să se intersecteze atâta timp cât combustibilul se află încă în
stare lichidă, deoarece există tendința colabării particulelor și formarea unora de dimensiuni
mai mari, fapt nedorit și cu consecințe asupra noxelor emise.
Pentru un grade de turbionare reduse ale mișcării încărcăturii proaspete, formarea
amestecului poate fi îmbunătățită, prin stimularea mișcării tangențiale, proces care trebuie să
ia în considerare că un moment de rotație prea accentuat poate afecta negativ formarea
amestecului.
Cercetările experimentale au arătat că absența mișcării aerului în camera de ardere permite
jetului de combustibil să ocupe întregul spațiu al camerei de ardere, cu o bună formare a
amestecului.
Având în vedere că o mișcare turbionară este totuși necesară pentru o spălare
corespunzătoare a cilindrului, pentru arhitectura camerei de ardere apare cerința să reducă
nivelul mișcării de rotație și eventual să crească turbulența locală.
Pentru un motor cu pistoane opuse apare ca necesară utilizarea a două injectoare pe
cilindru datorită volumelor mari de gaz, cerința de a avea orificii mici de pulverizare și
dificultăților tehnologice de a obține un număr ridicat de orificii de pulverizare pe injector.
În această situație trebuie acordată o atenție specială configurației jetului, astfel încât
acesta are o lungime suficient de redusă pentru a nu întâlni particulele lichide ale injectorului
complementar
Se preferă injectoare cu diametru mai mic pentru orificiile de pulverizare având în vedere
că penetrația și atomizarea depinde în mare măsură de acest parametru constructiv. De
asemenea s-a constata în urma efectuării cercetărilor experimentale că se poate obține în
anumite limite o structură sub formă de evantai pentru jeturile generate.
Durata procesului de injecție, influențează semnificativ atomizarea și penetrația jetului,
astfel că sunt necesare mai multe secvențe de injecție. Procesul este stimulat, ca la toate
motoarele Diesel, de presiunea înaltă de injecție.
5.2. Analiza rezultatelor energetice si ecologice ale motorului EM100D
Pentru a identifica arhitectura optimă a camerei de ardere pentru motorul cu pistoane
opuse EM100, este necesar a se concentra eforturile în găsirea unei structuri a camerei de
ardere, astfel încât mișcarea de rotație tangențială să nu afecteze negativ formarea
amestecului.
Având în vedere rezultatele obținute din analiza proceselor fundamentale s-au realizat
camerele de ardere descrise în capitolul 3, urmând a se prezenta în continuare, în sinteză,
rezultatele energetice și ecologice obținute experimental.
Camera de ardere 1 are drept principiu constructiv forma lenticulară, fiind prevăzute 2
injectoare.
50
Fig. 5.9 a: Consumul specific al motorului echipat cu camera de ardere 1
Se observă o evoluție stabilă a motorului pe domeniul de încercare, cu valori minime ale
consumului specific la aproximativ jumătate din sarcina maximă și o evoluție aproximativ
constantă în funcție de turație cu o mărire moderată la turații capetele intervalului funcțional.
Fig. 5.9 b: Emisia de oxizi de azot a motorului echipat cu camera de ardere 1
Se observă creșterea rapidă a emisiilor de oxizi de azot la sarcini ridicate, datorată în
special temperaturile ridicate de ardere
22002420
26402860
30803300
Viteza de Rotatie [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
Cuplul Motor [N
m]
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
Evoluția emisiei de fum are o distribuție neregulată pe domeniul de funcționare al
motorului, fapt care este posibil a se datora turbionării diferite cu vârtejuri pronunțate formate
în mișcare circulară, perpendicular pe axa cilindrului. Cantitatea mia mare de combustibil
injectată la sarcini mari duce și la emisii superioare de fum.
Al doilea tip de cameră de ardere studiat - Camera 2 are drept principiu constructiv, forma
frunzei de trifoi.
Fig. 5.10 a: Consumul specific al motorului echipat cu camera de ardere 2
Se observă o evoluție stabilă a motorului pe domeniul de încercare, cu valori minime ale
consumului specific la aproximativ 30% din sarcina maximă și o evoluție aproximativ
constantă în funcție de turație cu o mărire moderată la turații capetele intervalului funcțional.
Emisiile de Fum [FSN]Camera 1
22002420
26402860
30803300
Viteza de Rotatie [rpm]
100200
300400
500600
700
Cuplul Motor [N
m]
2
3
4
5
Em
isiil
e d
e F
um
[F
SN
]
22002420
26402860
30803300
Viteza de Rotatie [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 2
52
Fig. 5.10 b: Emisia de oxizi de azot a motorului echipat cu camera de ardere 2
Se observă valori maximale ale emisiilor în domeniul sarcinilor mari, și o creștere
constantă cu creșterea turației.
Fig. 5.10 c: Emisia de fum a motorului echipat cu camera de ardere 2
Evoluția emisiei de fum are o distribuție neregulată pe domeniul de funcționare al
motorului, cu maxime locale la turații și sarcini maxime, la turații medii și sarcini joase și
turații reduse și sarcini mari, evoluția care sugerează corelația cu mișcarea gazului în cilindru,
mai puțin favorabilă la turații reduse, dar și prea intensă la turații mari, așa cum s-a arătat la
începutul acestui capitol.
Cel de-al treilea tip de cameră de ardere se bazează pe structura toroidală a geometriei sale.
22002420
26402860
30803300
Viteza de Rotatie [rpm]
100200
300400
500600
700
Cuplul Motor [N
m]
3
4
5
6
7
8
9
Em
isiil
e O
xizi
de
Azo
t [g
/kW
h]
Emisiile Specifice de Oxizi de Azot [g/kWh]Camera 2
Emisiile de Fum [FSN]Camera 2
22002420
26402860
30803300
Viteza de Rotatie [rpm]
100200
300400
500600
700
Cuplul Motor [N
m]
2
3
4
5
Em
isiil
e d
e F
um
[F
SN
]
53
Fig. 5.11 a: Consumul specific al motorului echipat cu camera de ardere 3
Se observă o evoluție stabilă a motorului pe domeniul de încercare, cu valori minime ale
consumului specific la aproximativ jumătate din sarcina maximă și o evoluție aproximativ
constantă în funcție de turație cu o mărire moderată la turații capetele intervalului funcțional.
Față de evoluțiile celorlalte structuri, se constată o accentuare spre nivele superioare a
consumului la capetele intervalelor de testare.
Fig. 5.11 b: Emisia de oxizi de azot a motorului echipat cu camera de ardere 3
Se observă creșterea rapidă a emisiilor de oxizi de azot la sarcini ridicate, datorată în
special temperaturile ridicate de ardere. Se înregistrează o creștere constantă cu turația la
sarcini reduse și o evoluție cu minim local la sarcini mari și turații medii.
22002420
26402860
30803300
Viteza de Rotatie [rpm]
100200
300400
500600
700
Cuplul Motor [Nm]
220
240
260
280
300
Con
sum
ul s
peci
fic [g
/kW
h]
Consumul Specific de Combustibil [g/kWh]Camera 3
22002420
26402860
30803300
Viteza de Rotatie [rpm]
100200
300400
500600
700
Cuplul Motor [N
m]
3
4
5
6
7
8
9
Em
isiil
e O
xizi
de
Azo
t [g
/kW
h]
Emisiile Specifice de Oxizi de Azot [g/kWh]Camera 3
54
Fig. 5.11 c: Emisia de fum a motorului echipat cu camera de ardere 3
Evoluția emisiei de fum are o distribuție neregulată pe domeniul de funcționare al
motorului, fapt care este posibil a se datora turbionării diferite cu vârtejuri pronunțate formate
în mișcare circulară, perpendicular pe axa cilindrului. Cantitatea mai mare de combustibil
injectată la sarcini mari duce și la emisii superioare de fum.
Sinteza parametrilor energetici și ecologici pentru cele trei soluții constructive ale
camerelor de ardere, identificate în punctele de testare normate, se prezintă în figurile 5.12 a,
b și c.
Fig. 5.12 a: Parametri energetici și ecologici ai camerei de ardere 1
Emisiile de Fum [FSN]Camera 3
22002420
26402860
30803300
Viteza de Rotatie [rpm]
100200
300400
500600
700
Cuplul Motor [N
m]
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
Viteza de Rotatie [rpm]
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
Fig. 5.12 b: Parametri energetici și ecologici ai camerei de ardere 2
Fig. 5.12 c: Parametri energetici și ecologici ai camerei de ardere 1
O sinteză a valorilor parametrilor ecologici și energetici determinați pentru cele trei
camere de ardere, este prezentată în tabelul 5.1. și se constată că dintre cele camere studiate
experimental, [camera 1 – forma ovoidala (lenticulara); camera 2 – forma de fluture; camera 3
– forma toroidala], rezultă că o cameră de ardere de forma toroidala asigura un comportament
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
Viteza de Rotatie [rpm]
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
Performante Energetice si EcologiceCamera 2
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
Cu
plu
l M
oto
r [N
m]
0
100
200
300
400
500
600
700
Viteza de Rotatie [rpm]
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
Performante Energetice si EcologiceCamera 3
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
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 .
Sinteza parametrilor energetici și ecologici ai motorului 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
combustibil si durata de „viata‖ a acestora, prezenta anumitor produsi chimici caracteristici
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 îndeplini obiectivele cercetării proceselor de curgere din camera de ardere prin
simulare, a fost necesară utilizarea unui software care să permită modelarea tridimensională a
camerei de ardere, curgerii în regim nestaționar atât a aerului necesar arderii, cât și a jetului de
lichid în etapele sale de dezintegrare, penetrare, amestec. S-a urmărit ca prin simulare să se
identifice interacțiunile jetului cu aerul pentru diferite condiții de turbulență, temperatură,
presiune și geometrii de pulverizare.
Problematica descrisă se încadrează în domeniul Simulării aplicate în Dinamica fluidelor
(Computational Fluid Dynamics), iar software-ul adoptat a fost AVL Fire, datorită
capacităilor sale de modelare geometrică și a modelelor matematice disponibile, precum și a
variabilității parametrilor de modelare specifici diferitelor modele matematice. Astfel, s-a
urmărit existența unor modele flexibile și implict cu posibilitate de calibrare pentru proceseul
turbionar, procesul de injecție, vaporizarea combsutibilului și amestecul acestuia cu aerul.
Pentru a asigura relevanța datelor de simulare se realizează în această etapă, validarea
modelului de sinmulare prin date experimentale. Această etapă, presupune următoarele
catgeorii de activități, după cum urmează:
Elaborarea modelului CAD 3D;
Discretizarea domeniului geometric pentru spațiul de curgere al aerului și geometria
inițială a jetului;
Adoptarea modelelor de calcul pentru regimul turbulent, de vaporizare și de amestec și
a parametrilor specifici ai acestora;
Definirea condițiilor limită;
Rularea analizei cu verificarea convergenței soluției pe baza mărimii reziduurilor
ponderate;
Postprocesarea datelor la nivelul ansamblului geometric și la nivel local (nod / curbă /
suprafață).
6.1. Elaborarea modelului CAD 3D
În această etapă se preia geometria spațiului de simulare modelat corespunzător modelului
fizic într-un program specializat CAD 3D. În acest caz s-a folosit software Catia V5. În
Fig.6.1 se observa modelul STL importat, în care se poate vizualiza punctul de origine al
acestuia.
58
Fig. 6.1 Model brut STL (A), şi mesh (B, C)
Pentru a simula diferitele condiții de turbionare, modelul geometric e prevazut cu o
conductă tangențială, la care se pot modifica parametrii inițiali.
6.2 Discretizarea domeniului geometric pentru spațiul de curgere a aerului și geometria
inițială a jetului
După ce modelul 3D a fost importat în software-ul CFD, acesta, este împărţit pe
principalele componente caracteristice Pe baza modelului geometric se realizează prin
discertizare, modelul cu volume finite al domeniului geometric de cercetat. Primul set de
parametri de intrare pentru crearea mesh-ului este prezentat în figura Fig. .
Fig. 6.2 Parametrii de intrare ai mesh-ului
6.3 Adoptarea modelelor de calcul pentru regimul turbulent, de vaporizare și de amestec
și a parametrilor specifici ai acestora și definirea condițiilor inițiale
Stările iniţiale precum temperaturile şi presiunile se definesc conform condiţiilor de pe
standul de probe. Alţi parametri ca viteza sau turbulenţa fluidului pot fi specificați drept
parametrii iniţiali. Figura 6.3 prezintă o secvența a meniului unde se specifică condiţiile
iniţiale ale simulării.
59
Fig. 6.3 Meniul condiţiilor iniţiale
6.3.1 Definirea condițiilor inițiale
Pentru soluționarea sistemului de ecuaţii diferenţiale cu derivate parţiale, un factor
major este definirea condiţiilor limită. În cazul de faţă, se definește o parcurgere a spațiului de
calcul de către gaze, a căror compoziție chimică se modifică prin participațiile masice ale
fractiunilor de combustibil injecctat și/sau vaporizat. Celulele mesh-ului din extremităţile din
stânga şi din dreapta al reţelei spaţiu-timp sunt considerate că se află "in afara", discului de
celule și că conțin condițiile la limită utilizate pentru a rezolva ecuațiile cu derivate partiale
pentru fiecare pas de timp.
Modelul de calcul atribuit injecției este definit prin meniul prezentat în figura 6.4. O
remarcă specială se impune pentru parametrii care definesc stabilitatea dimenisonală a
particulelor de fluid.
Fig. 6.4 Definirea injecţiei
60
6.3.2 Rezultatele simulării
După rularea simulării, datele sunt colectate, sortate şi prelucrate. În prima etapă, s-a
simulat propagarea jetului în camera de testare sferică fără turbionare, după care s-a realizat
mişcarea de vârtej prin introducerea gazului printr-o conducta tangențială. Datele simulării au
fost comparate cu datele experimentale.
6.3.2.1 Simularea propagării jetului în camera de testare sferică făra turbionare
Compararea simulărilor cu datele experimentale sunt prezentate în
Tabelul 6.1 Comparaţia procesului de propagare a jetului pe baza imaginilor obținute prin
simulare și experimental (procesul de curgere fără vârtej).
Fracţiunea de masă
C13H23
Picăturile jetului / Număr de
picături
Imagini captuarte
experimental
2 ms
4 ms
61
Fracţiunea de masă
C13H23
Picăturile jetului / Număr de
picături
Imagini captuarte
experimental
7 ms
11 ms
15 ms
20 ms
29 ms
62
Fracţiunea de masă
C13H23
Picăturile jetului / Număr de
picături
Imagini captuarte
experimental
35 ms
X
40 ms
X
44 ms
X
50 ms
63
Fracţiunea de masă
C13H23
Picăturile jetului / Număr de
picături
Imagini captuarte
experimental
X
54 ms
Analiza următoarelor poziții temporale ale jeturilor, arată o distribuție similară între
experiment și simulare, datorată energiei cinetice mai mari a jetului și în consecință, a
sensibilității reduse a acestuia la fluctuațiile de densitate care pot apare local în situația
experimentală.
Software-ul utilizat permite observarea comportamentului jetului în tot volumul de
testare, nu numai în punctul de culegere a datelor experimentale.
6.3.2.2 Simularea propagării jetului în camera de testare sferică cu turbionare
A doua categorie de simulări a constat în injecţia combustibilului în camera de testare
sferică cu mişcare de turbionare a aerului relizată cu o conductă înclinată, conectată la camera
de testare.
În tabelul 6.2 au fost sintetizate rezultatele simulărilor, comparate cu datele experimentale.
Se poate observa în coloana din stânga reprezentarea mărimii modulului vitezei totale a
aerului, peste care s- a suprapus distribuția jetului. În coloana din dreapta se prezintă
imaginile obținute experimental prin filmare rapidă.
Comparaţia dintre simulare şi experiment (cu mişcarea de vârtej a aerului).
Tabelul 6.2
Picăturile jetului / Viteza aerului Imagini capturate experimental
64
Picăturile jetului / Viteza aerului Imagini capturate experimental
0.052 ms
0.202 ms
0.895 ms
1.123 ms
2.462 ms
65
In final se face precizarea ca procesul de calibrare a modelului 3D utilizat a constat din
adaptare diferitilor parametri ce influenteaza procesul de injectie, ceruti de procesul de
simulare pentru diverse situatii, astfel incat intre imaginile obtinute prin simulare si cele
obtinute prin experiment sa existe o coincidenta cat mai perfecta.
Structrura parametrilor alesi pentru rularea modelului adoptat a fost corecta, lucru probat
de coincidenta foarte buna a imaginilor jeturilor, atat in regimuri de mediu stationar cat si de
mediu de vartej. Se poate considera astfel ca modelul de simulare este calibrat si ca prin
rezultatele ce pot fi potential obtinute se deschide calea si spre simularea complexa a
procesului de ardere in motoarele Diesel in 2 timpi cu pistoane opuse.
66
7. CONCLUZII GENERALE, CONTRIBUTII PERSONALE,
DIRECTII DE CERCETARE VIITOARE
7.1. Concluzii generale
Principalele concluzii care rezulta din demersul tehnico- stiintific prezentat in teza
sunt urmatoarele:
cercetarile si activitatile conexe intreprinse in lucrare acopera in totalitate obiectivele
propuse spre rezolvare, iar rezultatele justifica pe deplin eforturile depuse atat in
cadrul cercetarilor teoretice cat si al celor experimentale;
motoarele cu pistoane opuse, in varianta Diesel in doi timpi, constituie o resursa
energetica cu un potential deosebit si cu posibilitati certe de evolutie;
motoarele cu pistoane opuse, in doi timpi, prezinta o suita de particularitati atat in
domeniul cinematicii, al dinamicii mecanismului motor cat si al distributiei asimetrice;
acestea au fost valorificate in cadrul tezei pentru diminuarea fortelor normale pe
cilindru (implicit al pierderilor prin frecare), pentru cresterea uniformitatii motorului si
pentru definirea geometriilor camerei de ardere;
calculul si optimizarea procesului de schimb de gaze in cazul unui motor cu ciclul
termodinamic in doi timpi are o importanta deosebita in dezvoltarea camerei de ardere.
Inaltimea ferestrelor de admisie si evacuare influenteaza raportul de compresie si
destindere al motorului. Calitatea amestecului aer proasptat/gaze de evacuare precum
si viteza si directia de miscare a aerului la sfarsitul cursei de compresie determina
arhitectura camerei de ardere si in final performantele energetice si ecologice ale
motorului ;
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. Teoretic, in cazul in care se realizeaza o umplere a
cilindrului cu aer proaspat comparabila cu umplera motorului in patru timpi, puterea
motorului cu pistoane opuse se dubleaza. Experienta a aratat ca solutiile directe, in
final, prevaleaza pe cele indirecte, iar
studiul in mediul virtual cat si prin experiment al celor trei camere de ardere analizate
[camera 1 – forma ovoidala (lenticulara); camera 2 – forma de fluture; camera 3 –
forma toroidala], au aratat faptul ca o camera de ardere de forma toroidala asigura un
comportament 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 de
67
camera 2, emisiile poluante de tip 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 ;
turatia de lucru a motoarelor cu pistoane opuse, in configuratia studiata poate fi dubla
fata de cea a unui motor conventional cu aceeasi viteza medie a pistonului;
numarul de piese si greutatea unui motor cu pistoane opuse sunt de circa doua ori mai
reduse decat ale unui motor conventional de aceeasi putere. Acest lucru are implicatii
pozitive asupra gabaritului si greutatii motorului, asupra pierderilor prin frecare al
fiabilitatii si a pretului de cost
7.2. Contributii personale
Cercetarile efectuate pentru atingerea obiectivelor pe care ni le-am propus ne-au dat
prilejul sa aducem urmatoarele contributii personale mai importante:
studiul privind principalele etape ale evolutiei motoarelor cu pistoane opuse si
oportunitatea reconsiderarii lor ca mijloace de propulsie pentru sisteme mecanice;
conceptia generala a motorului;
analiza aprofundata a cinematicii si dinamicii mecanismului motor al motoarelor cu
pistoane opuse in scopul stabilirii unei diagrame de distributie favorabila schimbului
optim de gaze si functionarii echilibrate a motorului;
dezvoltarea unei camere de ardere specifice motorului cu pistoane opuse, printr-o
suita de trei variante constructive, optimizata pe baza criteriului realizarii unor
performante energetice si ecologice competitive;
construirea a doua camere transparente capabile sa asigure modificarea
contrapresiunii de injectie si a intensitatii vartejului de aer, pentru a putea inregistra si
analiza influenta conditiilor de injectie si a legii de injectie asupra formarii
amestecului;
stabilirea unui model de simulare 3D in vederea optimizarii camerei de ardere si
validarea acesteia;
analiza procesului de schimbare a gazelor la motorul cu pistoane opuse studiat, in
scopul realizarii unei miscari organizate a incarcaturii proaspete, in vederea unei
corelari optime a acesteia cu parametrii procesului de injectie, formare si ardere a
amestecului;
adaptarea unui echipament de injectie de inalta presiune, cu structura conventionala, la
particularitatile functionale ale motorului cu pistoane opuse, prin introducerea in
68
circuitul de inalta presiune a unor volume suplimentare de combustibil in acumulator,
pentru atenuarea oscilatiilor de presiune, fara a afecta functia de comanda;
stabilirea programului cercetarilor experimentale privind camerele de ardere si
performantele energetice si ecologice ale motorului cu pistoane opuse;
conceperea structurii echipamentelor pentru cercetarea experimentala a motorului cu
pistoane opuse.
7.3. Directii de cercetare viitoare
Cercetarile efectuate in cadrul tezei de doctorat ne sugereaza ca in continuare sa ne
indreptam atentia asupra unor posibile cercetari viitoare pe urmatoarele coordonate:
realizarea camerelor de ardere exclusiv in capul pistonului care controleaza ferestrele
de evacuare;
modificarea raportului geometric intre dimensiunile principale ale camerei de ardere,
in sensul micsorarii diametrului acesteia si cresterea adancimii camerei;
realizarea procesului de injectie cu un singur injector.
69
BIBLIOGRAFIE
[1]. Abaitancei, D., Bobescu, Gh., Motoare pentru automobile, Ed. Didactica si
Pedagogica Bucuresti, 1975;
[2]. Assanis, D., Low-Temperature Combustion for High-Efficiency, Ultra-Low Emission
Engines, LTC University Consortium Michigan, 2006;
[3]. Badaoui, M.El., Daniere, J., Guillet, F., Serviere, C., Separation of combustion noise
and piston-slap in Diesel engine—Part I: Separation of combustion noise and piston-
slap in diesel engine by cyclic Wiener filtering, Mechanical Systems and Signal
Processing, Vol. 19 (2005), pag. 1209–1217, ISSN: 0888-3270;
[4]. Baloga, T., BMW Advanced Diesel Technology 335d Sedan + X5 xDrive 35d,
Californian Diesel Days, 2009;
[5]. Bobescu, Gh., Radu, Gh.-Al., Chiru, A., s.a., Motoare pentru automobile si
tractoare,Vol. I, Ed. Tehnica-Info, Chisinau,1996;
[6]. Bobescu, Gh., Radu, Gh.-Al., Cofaru, C., s.a., Motoare pentru automobile si
tractoare,Vol. III, Ed. Tehnica-Info, Chisinau, 2000;
[7]. Braun, S., Mechanical Signature Analisys, Ed. Academic Press Inc., UK, 1986,
ISBN: 978-0121272555;
[8]. Burnete, N., s. a., Motoare Diesel si biocombustibili pentru transportul urban, Ed.
Mediamira Cluj-Napoca (2008), ISBN: 978-973-713-217-8;
[9]. Califano, C., Marquez-Martinez, L.A., Moog, C. H., Linearization of time-delay
systems by input–output injection and output transformation, Automatica, Vol. 49
(2013), pag. 1932–1940, ISSN: 0005-1098;
[10]. Canale, S., Diesel Alternatives for the coming Automotive Emissions Legislation
Scenario, Tomar, 2004;
[11]. Caparro, L.F., Signals and systems using Matlab, Ed. Elsevire, Amsterdam, 2011,
ISBN: 978-0-12-374716-7;
[12]. Centeno, G.F.O., Mahkamov, K., Electo E.S.L., Rubenildo, V.A., Jaen, R.L.,
Prediction by mathematical modeling of the behavior of an internal combustion engine
to be fed with gas from biomass, in comparison to the same engine fueled with
gasoline or methane, Renewable Energy, Vol. 60 (2013), pag. 427 – 432, ISSN: 0960-
1481;
[13]. Chen, P.C., Wang, W.C., Roberts, W.L., Fang, T., Spray and atomization of Diesel
fuel and its alternatives from a single-hole injector using a common rail fuel injection
system, Fuel, Vol. 103 (2013), pag. 850–861, ISSN: 0016-2361;
[14]. Cornolti, L., Onorati, A., Cerri, T., Montenegro, G., Piscaglia, F., 1D simulation of a
turbocharged Diesel engine with comparison of short and long EGR route solutions,
Applied Energy, Vol. 111 (2013), pag. 1–15, ISSN: 0306-2619;
[15]. Crocker, M.J., Handbook of Noise and Vibration Control, Ed. John Wiley & Sons,
SUA, 2007, ISBN: 978-0-471-39599-7;
70
[16]. Crowell, B., Vibrations and waves, Ed. Light Matter, USA, 2006, ISBN:0-9704670-
3-6;
[17]. Dhuchakallaya, I., Rattanadecho, P., Watkins, P., Auto-ignition and combustion of
diesel spray using unsteady laminar flamelet model, Applied Thermal Engineering,
Vol. 52 (2013), pag. 420 – 427, ISSN: 1359-4311;
[18]. Dhuchakallaya, I., Watkins, A.P. Auto-ignition of Diesel spray using the PDF-
Eddy Break-Up model, Applied Mathematical Modelling, Vol. 34, (2010), pag. 1732–
1745, ISSN: 0307-904X;
[19]. Dürnholz, M., Busch, R., s. a., Bosch Common Rail System for Small Diesel
Engines in Emerging Markets;
[20]. Eichlseder, H., Wimmer, W., Future Perspectives of the IC Engine, Institute for
Internal Combustion Engines and Thermodynamics, 14th International Conference
„Transport and Air Pollution―, Graz, 2005
[21]. Ericson, C., Westerberg, B., Transient emission prediction with qasi stationary
models, SAE Technical Paper Series, 2010, No. 2005-01-3852;
[22]. Evangelos, G.G., Athanasios, M. D., Rakopoulos, C.D., Experimental study of
combustion noise radiation during transient turbocharged diesel engine operation,
Energy, Vol. 36 (2011), pag. 4983 – 4995, ISSN: 0360-5442;
[23]. Fansler, T.D., Drake, M.C., ―Designer diagnostics‖ for developing direct-injection
gasoline engines, Journal of Physics: Conference Series Vol. 45 (2006), pag.: 1–17,
DOI:10.1088/1742-6596/45/1/001;
[24]. Ganesan, V., Internal Combustion Engines, Ed. Tata-McGraw-Hill, New Delhi,
India, 2007, ISBN: 978-0-07-064817-3;
[25]. Garrett by Honeywell, Turbocharger Guide Catalog, Honeywell Turbo
Technologies, 2011, ISBN:0-933283-14-8;
[26]. Golloch, R., Downsizing bei Verbrennungsmotoren, Springer, Berlin/Heidelberg,
2005;
[27]. Heisler, H., Advanced engine tehnology, SAE, Warrendale, 1995, ISBN: 1 56091
7342;
[28]. Hernández, J. J., Sanz-Argent, J., Carot, J.M., Jabaloyes, J.M., Modelling of the
auto-ignition angle in Diesel HCCI engines through D-optimal design, Fuel, Vol. 89
(2010), pag. 2561–2568, ISSN: 0016-2361;
[29]. Hernandez, J.J., Sanz-Argent, J., Benajes, J., Molina, S., Selection of a Diesel fuel
surrogate for the prediction of auto-ignition under HCCI engine conditions, Fuel,
Vol. 87 (2008), pag. 655–665, ISSN: 0016-2361;
[30]. Hiereth, H., Prenninger, P., Charging the Internal Combustion Engine, Springer4
Verlag, Ed. Wien, 2007, ISSN: 1613-6349;
[31]. Higham, D.J., Higham, N.J., Matlab Guide, Society for Industrial and Applied
Mathematics, USA, 2005, ISBN:978-1560917342;
71
[32]. Hillion, M., Chauvin, J., Petit, N., Control of highly diluted combustion in
Diesel engines, Control Engineering Practice, Vol. 19 (2011), pag.1274–1286,
ISSN: 0967-0661;
[33]. Hofbauer, P., Opposed Piston Opposed Cylinder (opoc) Engine for Military Ground
Vehicles, SAE International, 2005, DOI:10.4271/2005-01-1548;
[34]. Hofbauer, P., Tusinean, A., Internal Combustion Engine, 2008, No. 7,469,664 B2;
[35]. Hofbauer, P., Tusinean, A., Internal Combustion Engine, 2009, No. 7,578,267 B2;
[36]. Hofbauer, P., Tusinean, A., s. a., Air Scavenging for an Opposed Piston Opposed
Cylinder Free Piston Engine, 2005, No. US 6,941,904 B1;
[37]. Hofbauer, P., Tusinean, A., Sodium Cooled Pistons for a Free Piston Engine, 2005,
No. US 6,904,876 B1;
[38]. Hong, S., Wooldridge, M.S. Im, H.G., s.a., Modeling of Diesel Combustion, Soot
and NO Emissions Based on a Modified Eddy Dissipation Concept, Combustion
Science and Technology, 2006;
[39]. Jafarmadar, S., Three-dimensional modeling and exergy analysis in Combustion
Chambers of an indirect injection Diesel engine, Fuel, Vol. 107 (2013), pag. 439–447,
ISSN: 0016-2361;
[40]. Johnson, R.W., The Handbook of Fluid Dinamics, CRC Press LLC (Library of
Congress), 1998;
[41]. Johnson, T., Diesel Emission Control Review, Corning, 2005;
[42]. Kalehman, M., Practical Matlab applications for engineers, Ed. CRC Press., 2009,
ISBN:978-1-4200-4776-9;
[43]. Kalkstein, J., Rover, W., Tusinean, A., s. a., Opposed Piston Opposed Cylinder
(opoc™) 5/10 kW Heavy Fuel Engine for UAVs and APUs, SAE International, 2006,
DOI: 10.4271/2006-01-0278;
[44]. Karthikeyan, S., Hariganesh, R., Sathyanadan, M., Krishnan, S., Computational
Analisys of Intake Manifold Design and Experimental Investigation on Diesel Engines
for LCV, Internal Journal of Engineering Science and Technology, Vol. 3, No. 4,
2011, ISSN: 0975-5462;
[45]. Kech, J.M., Reissing, J., s. a., Analisys of the Combustion Process in a Direct
injection Gasoline Engine, The Fourth International Symposium COMODIA, 1998;
[46]. Kimura, S., Matsumoto, E., Yamane, M., Nissan’s New Clean Diesel Technology
for Japanese Post New Long Term Regulation, 30. Internationales Wiener
Motorensymposium, 2009<
[47]. Kökkülünk, G., Gonca, G., Ayhan, V., Cesur, I., Parlak, A., Theoretical and
experimental investigation of diesel engine with steam injection system on
performance and emission parameters, Applied Thermal Engineering, Vol. 54 (2013),
pag. 161–170, ISSN: 1359-4311;
[48]. Kongre, U. V., Sunnapwar, V.K., CFD Modeling and Experimental Validation of
Combustion in Direct Ignition Engine Fueled with Diesel, International Journal of
Applied Engineering Research, Dindigul, India, Vol. 1, No. 3, ISSN:0976-42-59;
72
[49]. Laguitton, O., Advanced Diesel Combustion Strategies for Ultra-Low Emissions,
School of Engineering, University of Brighton in collaboration with Ricardo UK,
2005;
[50]. Leahu, C.I., Radu, Gh.-Al., Hirceaga, M., s. a., Energetic and Performance
Improvement of Diesel Engines by Increasing the Efficiency of the Supercharged
Processe, Cambridge Scholars Publishing, UK, 2011, ISBN: 978-1-4438-2972-4;
[51]. Lei, Y., Zhou, D.S., Zhang, H.G., Investigation on performance of a compression-
ignition engine with pressure-wave supercharger, Energy, Vol. 35 (2010), pag. 85–93,
ISSN: 0360-5442;
[52]. Lippert, A.M., Smyth, G.J., Global Energy Systems in Transition: Next Steps in
Energy Diversity for Transportation, 30. Internationales Wiener Motorensymposium, 2009;
[53]. López, J.J., Novella, R., García, A., Winklinger, J.F., Investigation of the ignition
and combustion processes of a dual-fuel spray under Diesel-like conditions using
computational fluid dynamics (CFD) modeling, Mathematical and Computer
Modelling, Vol. 57 (2013), pag. 1897–1906, ISSN: 0895-7177;
[54]. Luka Lešnik, L., Vajda, B., Zoran Zunic, Z., Škerget, L., Kegl, B., The influence of
bioDiesel fuel on injection characteristics, Diesel engine performance, and emission
formation, Applied Energy, Vol. 111 (2013), pag. 558–570, ISSN: 0306-2619;
[55]. Luo, F., Xu, R.N., Jiang, P.X., Numerical study of the influence of
injection/production well perforation location on CO2-EGS system, Energy Procedia,
Vol. 37 (2013), pag. 6636 – 6643, ISSN: 1876-6102;
[56]. Ma, Y., Zhu, M., Zhang, D., The effect of a homogeneous combustion catalyst on
exhaust emissions from a single cylinder Diesel engine, Applied Energy, Vol. 102
(2013), pag. 556–562, ISSN: 0306-2619;
[57]. Machrafi H., Cavadias, S., Gilbert, P., An experimental and numerical analysis of
the HCCI auto-ignition process of primary reference fuels, toluene reference fuels and
diesel fuel in an engine, varying the engine parameters, Fuel processing technology,
Vol. 89 (2008), pag. 1007 – 1016, ISSN: 0378-3820;
[58]. Maghbouli, A., Yang, W., An, H., Li, J., Chou, S.K., Chua, K.J., An advanced
combustion model coupled with detailed chemical reaction mechanism for D.I Diesel
engine simulation, Applied Energy, Vol. 111 (2013), pag. 758–770, ISSN: 0306-2619;
[59]. Maroteaux, F., Charbel Saad, C., Diesel engine combustion modeling for hardware
in the loop applications: Effects of ignition delay time model, Energy, Vol. 57 (2013),
pag. 641 – 652, ISSN: 0360-5442;
[60]. Martyr, A.J., Plint, M.A., Engine testing theory and practice 3th
edition, Ed. Elsevire,
UK, 2007, ISBN: 978-0-7506-8439-2;
[61]. Merker G.P., Schwarz, C., Grundlagen Verbrennungsmotoren, 4. Auflage, Praxis
ATZ/MTZ-Fachbuch (2009), ISBN: 978-3-8348-0740-3;
[62]. Miles, P., Colban, W., Ekoto, I., s. a., Light-Duty Advanced Diesel Combustion
Research, Sandia National Laboratories, 2008;
73
[63]. Miyaki, M., Takeuchi, K., Ishizuka, K., Sasaki, S., The Breakthrough of Common
Rail System: Closed-loop Control Strategy Using Injector with Built-in Pressure
Sensor, 30. Internationales Wiener Motorensymposium, 2009;
[64]. Moser F.X., Sams, T., Dreisbach, R., Lowest Engine-Aut Emissions as the Key to
the Future of the Heavy Duty Diesel Engine - New Development Results, 10th Diesel
Engine Emission Reduction Conference, San Diego, 2004;
[65]. Musculus, M.P.B., Dec, J.E., s. a., In-Cylinder Imaging of Conventional and
Advanced, Low-Temperature Diesel Combustion, Sandia National Laboratories,
Diesel Engine Emissions Reduction Conference, 2005;
[66]. Osama, H.G., Performance and combustion characteristic of CI engine fueled with
hydrogen enriched Diesel, International Journal of Hydrogen Energy, Vol. 38 (2013),
pag. 15469 -15476, ISSN: 0360-3199;
[67]. Ozkan, M., Ozener, D.B., Ozener, O., Ylmaz, H., Experimental Study on Energy and
Exergy Analisys of a Diesel Engine Performed With Multiple Injection Strategy:
Effect of Pre-injection Timeing, Elsevire, Applied Thermal Engineering, Vol.53,
2013, ISSN: 1359-4311;
[68]. Park, S.H., Yoon, S.H., Lee, C.S., HC and CO emissions reduction by early injection
strategy in a bioethanol blended Diesel-fueled engine with a narrow angle injection
system, Applied Energy, Vol. 107 (2013), pag. 81–88, ISSN: 0306-2619;
[69]. Payri, F., Benajes, J., Margot, X., Gil A., CFD modeling of the in-cylinder flow in
direct-injection Diesel engines, Computers & Fluids, Vol. 33 (2004), pag.: 995–1021,
ISSN: 0045-7930;
[70]. Payri, F., P. Olmeda, J.M., García, A., A complete 0D thermodynamic predictive
model for direct injection Diesel engines, Applied Energy ,Vol. 88 (2011), pag. 4632–
4641, ISSN: 0306-2619;
[71]. Pen, L., Tusinean, A., Hofbauer, P., Dezlami, K., Development of a Compact and
Efficient Truck APU, SAE International, 2005, DOI: 10.4271/2005-01-0653;
[72]. Pera, C., Knop, V., Methodology to define gasoline surrogates dedicated to auto-
ignition in engines, Fuel, Vol. 96 (2012), pag. 59–69, ISSN: 0016-2361;
[73]. Pirault, J.P., Flint, M., Opposed Piston Engines: Evolution, Use, And Future
Applications, SAE International, Warrendale, 2010, ISBN: 978-0-7680-1800-4;
[74]. Pruvost, L., Leclere, Q., Parizet, E., Diesel engine combustion and mechanical noise
separation using an improved spectrofilter, Mechanical Systems and Signal
Processing, Vol. 23(2009), pag. 2072–2087 ISSN: 0888-3270;
[75]. Puetz, W., Future Diesel Engine Thermal Efficiency Improvement and Emissions
Control Technology, A Detroit Diesel Corporation Perspective 11th
DEER
Conference, Chicago IL August, 2005;
[76]. Radu, Gh.-Al., Abaitancei, H., s. a., Design of the Gas Dznamics of Pressure
Exchange Engines using the Fluent Software, Numerical Methodes in Fluid
Mechanics and Fluent Applications, Romanian Academy, Timisoara, 2003;
[77]. Radu, Gh.-Al., Ispas, N.,Calculul si constructia instalatiilor auxiliare ale
autovehiculelor, Ed. Universitatii Transilvania, Brasov, 1998;
74
[78]. Radu,Gh.Al., Abaitancei, H., s. a., Analiza in mediu virtual a procesului de admisie
in motorul cu ardere interna, Ed. Universitatii Transilvania Brasov (2004), ISBN: 973-
635-073-8;
[79]. Ramin, S.E., Modeling and analisys of Dinamic Systems, Ed.CRS Press., 2010,
ISBN: 978-1439808450;
[80]. Rudloff, J., Zaccardi, J.M., Richard, S., Anderlohr, J.M., Analysis of pre-ignition in
highly charged SI engines: Emphasis on the auto-ignition mode, Proceedings of the
Combustion Institute, Vol. 34 (2013), pag. 2959–2967, ISSN: 1540-7489;
[81]. Rudolph, F., Hadler, J., Engler, H.J., s. a., The new 1.6l TDI engine from
Volkswagen, 30. Internationales Wiener Motorensymposium, 2009;
[82]. Sahin, Z., Durgun, O., Improving of Diesel combustion-pollution-fuel economy and
performance by gasoline fumigation, Energy Conversion and Management, Vol. 76
(2013), pag. 620–633, ISSN: 0196-8904;
[83]. SCHauffele, J., Zurawka, T., Automotive Software Engineering Principles,
Processes, Methods and Tools, SAE Intl., Warrendale, Pa., ISBN: 10-0-7680-1490-5;
[84]. Schmuecker, J., Guerich, G., Tusinean, A., s. a., Hydraulic Sinchronizing Coupler
for a Free Piston Engine, 2006, No. US 7,077,080 B2;
[85]. Schulte, H., Wirth, M., Internal Combustion Engines for the Future;
[86]. Schweitzer, P.H., Scavenging of Two-Stroke Cycle Diesel Engines, The Macmillan
Company, New York, 1949;
[87]. Shahabuddin, M., Liaquat, A.M., Masjuki, H.H., Kalam, M.A., Mofijur, M. Ignition
delay, combustion and emission characteristics of Diesel engine fueled with biodiesel,
Renewable and Sustainable Energy Reviews, Vol. 21 (2013), pag. 623–632, ISSN:
1364-0321;
[88]. Simonot-Lion, F., Navet, N., Automotive Embedded Saystems Handbook, Taylor &
Francis Groupe LLC, Boca Raton, FL, USA, 2009, ISBN: 978-0-8493-8026-6;
[89]. Singh, G., Overview of DOE’s Combustion Engine R&D Program, Symposium on
Low Emission Combustion Technologies, 2005<
[90]. Stoffels, G.G.M., Nitric Oxide in a Diesel Engine: Laser-Based Detection and
Interpretation, ISBN 90-9012846-8;
[91]. Torregrosa, A.J., Broatch, A., García, A., Mónico, L.F., Sensitivity of combustion
noise and NOx and soot emissions to pilot injection in PCCI Diesel engines, Applied
Energy, Vol. 104 (2013), pag. 149–157, ISSN: 0306-2619;
[92]. Tsukamoto, K., Hirayama, Y., Oshima, N., Large Eddy Simulation of Spray
Injection for Direct Injection Gasoline Engine, 47th AIAA Aerospace Sciences
Meeting Including The New Horizons Forum and Aerospace Exposition, 2009;
[93]. Tusinean, A., Development of a Di Diesel Combustion Chamber for A 100 mm
Opposed Piston Engine, Conat 2010 The 11th
International Congress, Brasov, ISSN:
2096-0401;
[94]. Tusinean, A., Peng, L., Hofbauer, P., Piston Stopper for a Free Piston Engine, 2005,
No. US 6,973,898 B1;
75
[95]. Tusinean, A., Piston Guides for a Free Piston Engine, 2006, No. US 7,032,548 B2;
[96]. Vlase, S., Mecanica-cinematica, Ed.Universitatii Transilvania, Brasov, 2004, ISBN:
978-973-820496-6;
[97]. Vlase, S., Mecanica-dinamica, Ed.Universitatii Transilvania, Brasov, 2004, ISBN:
973-635-113-0;
[98]. Wendt, J.F., Computational Fluid Dinamics, Springer Verlag, 1996;
[99]. Zhao, J., Wang, J., Control-oriented multi-phase combustion model for bioDiesel
fueled engines, Applied Energy, Vol. 108 (2013), pag. 92–99, ISSN: 0306-2619;
[100]. ***AMESim Assistance Help
[101]. *** Basic Research Needs For Clean And Efficient Combustion Of 21st Century
Transportation Fuels: Report of the Basic Energy Sciences Workshop on Clean and
Efficient Combustion of 21st Century Transportation Fuels, Office of Science, 2006;
[102]. ***Fluent: Fluent 6.0 User Manual, 2002;
[103]. ***National Clean Diesel Campaign: Innovative Strategies for Cleaner Air,
Environmental Protection Agency, USA, 2005, No. EPA420-R-06-009;
[104]. ***Pollutant Formation and Control, Internal Combustion Engine, No. 2103471;
[105]. ***STW Perspectief Program Clean Combustion Concepts (CCC), Technology
Foundation STW, Postbus 3021, 3502 GA Utrecht, 2008;
[106]. ***AVL BOOST Version 2009, Parameteroptimierung fur die Verbrennungs und
Emissionsberechnung am Beispiele del AVL MCC Modells, AVL List GmbH, Gratz
Austria, No. 26.2.2009, Editia 2009;
[107]. ***AVL BOOST Version 2011, Users Guide, AVL List GmbH, Gratz Austria, No.
01.0104.2011, Editia 2011;
[108]. ***Matlab, Reference Guide, The Math Works Ink., Natick, Mass, USA, 1993;
[109]. ***Texas Instrument Production Data, LM 358 Low Power Dual Operational
Amplifiers, doc. SNOSBT3H, 2013;
Brevete depuse, in asteptare:
[110]. Hofbauer, P., Tusinean, A., Opoc Engine, 2008, No. US 2008/0127947 A1;
[111]. Hofbauer, P., Tusinean, A., Ultrasonically Activated Injector Needle, 2009, No.
US 2009/0057438 A1;
[112]. Hofbauer, P., Tusinean, A., s.a., Guided Bridge for a Piston in an Internal
Combustion Engine, 2010, No. US 2010/0229836 A1;
[113]. Hofbauer, P., Tusinean, A., s.a., Electrical Generator, 2011, No. 20110215575 A1;
76
REZUMAT
Obiectivele majore ale optimizării motoarelor actuale este reducerea consumului de
combustibil și a emisiilor legate de acesta folosind soluții tehnice acceptabile economic. Una
din posibilitățile considerate este reducerea cilindreei și creșterea puterii litrice prin
supraalimentare, o alta este reconsiderarea principiului motorului în doi timpi, și o altă cale
considerarea soluție cu pistoane opuse ca variantă de reducerea a vitezei medii a pistonului, și
prin aceasta a nivelului frecărilor. Considerând aceste opțiuni, a rezultat soluția tehnică
studiată, motorul în doi timpi cu pistoane opuse. Pentru a se putea evalua performanțele
motorului studiat s-a apelat la instrumente de simulare de înaltă performanță pentru modelarea
și simularea procesului de injecție a fenomenelor dinamice în structuri inovative, având
particularitatea funcționării simultane a două injectoare pe cilindru. Pentru analiza proceselor
de schimb de gaze și analiză a proceselor de curgere din spațiile de lucru, s-a apelat la
software specializat CFD. Evaluarea în detaliu a frecărilor s-a realizat folosind modele de
simulare care au permis simularea frecărilor fiecărei cuple de frecare. Cercetările au fost
completate cu metode experimentale concentrate asupra identificării formei optime a camerei
de ardere. În acest sens s-a folosit filmarea rapidă a jeturilor de combustibil în camera de
ardere, obținându-se o serie de concluzii cu caracter fundamental aplicate la elaborarea a trei
model de camere de ardere care s-au implementat pe motoare. Pentru acestea s-a efectuat
identificarea parametrilor energetici și ecologici pentru cele 13 puncte de testare normate și s-
a concluzionat soluția camerei toroidale ca variantă optimă. Lucrarea a permis elaborarea unei
serii de concluzii cu caracter fundamental pentru procesele de injecție, pulverizare, formarea
amestecului și arderii, precum și o serie de concluzii metodologice privind realizarea de
soluții tehnice noi, dovedind resursele încă existente în optimizarea motoarelor cu ardere
internă.
SUMMARY
The main objectives of actual engine development are related to low fuel consumption
associated with low emissions using cost effective technical solutions. One of the considered
options is the reduction of engine volume and increase of power density by supercharging.
Another option is the application of the two stroke principle and the opposed piston solution
due to its low mean piston speed, associated with low friction. These basic principles were
considered in developing the opposed piston two stroke engine. Being a new principle of the
technical solution, high performance simulation tools were adopted in order to simulate the
pressure waves in the innovative design of the injection system defined by two simultaneous
injections per cylinder. Gas exchange, injection and combustion chamber flow were simulated
using CFD software and for friction identification, models were used that allowed the friction
analysis of each mechanical coupling. The research was completed by experimental research
focused on high speed image acquisition that allows the identification of fundamental
processes associated to injection, atomisation, mixing and combustion. The gathered know
how at fundamental level was extended to the development of three combustion chamber
shapes that were manufactured and tested on the fully equipped engine. Energetic and
emission performances were evaluated and compared for the 13 defined testing points. The
scientific work allowed conclusions related to the fundamental flow processes applied to
engine development, demonstrating the potential of further development of the internal
combustion engine.
77
CURRICULUM VITAE Adrian Tusinean
1332 Katella Avenue
N8P 1R4 Windsor, ON
Canada
Tel. 519-962-9884
Email: [email protected]
Educație:
- Septembrie 2008 – prezent: Doctorand în cadrul Universității ‖Transilvania‖ din Brașov, Titlul
tezei de doctorat ‖Contribuții privind dezvoltarea unor camere de ardere pentru motoarele cu
pistoane opuse”
- Iulie 2000 – Iulie 2001: Master de la Wayne State University, Detroit Michigan
- Iulie 1996 - Inginer diplomat
Universitatea ‖Transilvania‖ din Brașov, Romania, Facultatea de Inginerie Mecanică,
Specializarea Autovehicule Rutiere
- Iulie 1996 - Subinginer
Universitatea ‖Transilvania‖ din Brașov, Romania, Facultatea de Inginerie Mecanică,
Specializarea Autovehicule Rutiere
Realizări:
- 2000-2006 Autor și coautor a mai multor brevete de invenție legate de motorul cu pistoane
opuse cu cilindrii opuși, pistoane libere și versiuni ale arborelui cotit.
- 1996 Rotary Engine brevet de invenție nr. 114174 la Oficiul de Stat pentru Invenții si Mărci
(OSIM) din România.
- 1993-1997 Membru al echipei care a redus emisiile de gaze de eșapament ale motoarelor Diesel
D550-L6 DTI, D1230-L6 DTI și DTI-D1380 V8 (Compania de autocamioane "Roman"),
reducand cantitatea de NOx, CO și particule la nivelul EURO2.
Competențe de utilizare a calculatorului:
- Pro Engineer – aproximativ 5000 de ore (versiuni din 1998 pană la wildfire 5)
- CATIA – 5000 de ore (versiunea 4.2.0)
Experiență:
- Februarie 2008 – Prezent
Inginer principal – Programe de dezvoltare a motoarelor la EcoMotors International Inc, situat
în Allen Park, Michigan, Statele Unite ale Americii.
- Octombrie 2003 – Februarie 2008
Șef de proiect la Advanced Propulsion Technologies, Inc , situat în Troy, Michigan Statele
Unite ale Americii
- Aprilie 2000 – Octombrie 2003
Inginer proiectant la FEV-Engine Technology situat în Auburn Hills, Michigan Statele Unite
ale Americii
- Ianuarie 1998 – Aprilie 2000
Inginer proiectant la Automotive Research and Development Center, Chrysler Canada situat în
Windsor, Ontario, Canada.
- Ianuarie 1994 – Ianuarie 1998
Inginer proiectant la Institutul de Autovehicule Rutiere (INAR Brasov), situat în Brașov,
România.
- Julie 1993 – Januarie 1994
Inginer de testare la Institutul Național de Motoare Termice (INMT), situat în Brașov, Romania
78
CURRICULUM VITAE Adrian Tusinean
1332 Katella Avenue
N8P 1R4 Windsor, ON
Canada
Tel. 519-962-9884
Email: [email protected]
Education:
- September 2008 – present: Enrolled in PhD program at ―Transilvania‖ University of Brasov
with the title: ―Development of a Diesel Combustion Chamber for Opposed Piston Engines‖.
- July 2000 – July 2001: Master Degree program at Wayne State University, Detroit Michigan
- Diplomat Engineer – July 1996
―Transilvania‖ University of Brasov, Romania, The Faculty of Mechanics, Automotive
Vehicle specialty
- Bachelor Degree – July 1993
―Transilvania‖ University of Brasov, Romania, The Faculty of Mechanics, Automotive
Vehicle specialty
Achievements:
- 2000-2006 Author and coauthor of several patents of invention related to opposed piston
opposed cylinder engine, free piston and crankshaft version
- 1996 Rotary Engine patented invention no. 114174 at State Office for Inventions and Marks
(OSIM) Romania.
- 1993-1997 Member of the team that reduced exhaust emissions of D550-L6 DTI, D1230-L6
DTI and D1380-V8 DTI diesel engine (―Roman‖ Truck Company) and reached EURO2 lever
for NOx, CO and Particles.
Computer Skills:
- Pro Engineer – more than 15000 hours (operational release from 98 to wildfire5)
- CATIA – 5000 hours (operational release 4.2.0)
Experience:
- February 2008 – Present
Lead Engineer –Special Engines Programs at EcoMotors International Inc. located in Allen
Park, Michigan, USA.
- October 2003 – February 2008
Chief Design Engineer at Advanced Propulsion Technologies, Inc located in Troy, Michigan
USA
- April 2000 – October 2003 Design Engineer at FEV-Engine Technology located in Auburn Hills, Michigan USA
- January 1998 – April 2000
Design Engineer at Automotive Research and Development Center, Chrysler Canada located in
Windsor, Ontario, Canada.
- January 1994 – January 1998
Design Engineer at Automotive Vehicle Institute (INAR Brasov) located in Brasov, Romania.
- July 1993 – January 1994 Testing Engineer at National Combustion Engine Institute (INMT) located in Brasov, Romania.
