Studiul sistemului de injectie a benzinei

STUDIUL SISTEMULUI DE INJECTIE A BENZINEI

1. SCHEMA GENERALA A SISTEMULUI DE INJECTIE A BENZINEI

Fig. 1. Schema functionala a sistemului de injectie MOTRONIC: 1 - rezervor de

recuperare a vapo rilor de combustibil; 2, 3- supapa; 4 - regulator de presiune; 5 - injector; 6 - actuator; 7 - bobina de inductie; 8, 13, 19, 20, 21, 24 - senzori; 9 - pompa de vacuum; 10 - supapa de vacuum; 11 - senzor de debit aer; 12 - bloc electronic de control; 14 - senzor de turatie constanta; 16 - actuator pentru controlul emisiei de gaze arse; 17 -filtru de combustibil; 22 - inlerfata de diagnoza; 23 - lampa indicatoare; 25 - pompa electrica de alimentare.

2. STUDIUL PENTRU ALEGEREA COEFICIENTULUI DE EXCES DE AER

Odata cu modificarea coeficientului de exces de aer l se modifica in mod continuu cantitatea de carburant injectat in asa fel incat este posibila o ardere aproape completa a amestecului carburant. Acest amestec este caracterizat prin coeficientul de exces de aer l, el fiind definit ca raportul dintre cantitatea de aer necesara arderii a un Kg de combustibil si cantitatea teoretica de aer necesara arderii a un Kg de combustibil.

Puterea, consumul, compozitia gazelor arse ale unui motor depind foarte mult de acest coeficient.

Pentru a oglindii dependenta acestora se determina consumul orar de combustibil, consumul de aer, puterea indicata, coeficientul de umplere, presiunea medie indicata, a consumului specific indicat si a randamentului indicat in functie de variatia lui l intre 0,9 si 1.

Se exprima consumul specific indicat de combustibil:

[Kg/KWh]

unde: h_i - randamentul indicat

Q_i - puterea calorica inferioara a combustibilui

Se exprima randamentul indicat:

                       [%]

Se exprima consumul orar de combustibil:

[Kg/h]

unde: P_i este puterea indicata

c_i este consumul specific indicat

Se exprima consumul orar de aer:a

[Kg/h]

unde: l - coeficient exces aer

L₀ - cantitate teoretica de aer necesara arderii unui Kg de combustibil

C_h - consumul orar de combustibil

Se exprima coeficientul de umplere:

[%]

unde: C_a - consumul orar de aer

C_a0 - aerul admis pe cilindreea unitara

Se exprima presiunea medie indicata?

[N/m² ]

unde: Q_i - puterea calorica a combustibilului

L₀ - cantitatea teoretica de aer

h_i - randament indicat

l - coeficient exces de aer

h_u - coeficient de umplere

r - densitatea aerului

Se exprima puterea indicata:

[KW]

unde: p_i - presiunea medie indicata

V_s - cilindreea unitara

n - turatia

i - numar cilindri

r - densitatea aerului

t - numarul timpi motor

Iurma calculelor efectuate rezulta:

In urma calculelor efectuate rezulta ca compozitia amestecului l=1,01, se numeste compozitia amestecului de economicitate maxima, iar l=0,9 amestec de putere maxima dar cu economicitate scazuta.

La amestecuri cu l=0,85 - 0,9 arderea este incompleta apar pierderi de pana la 20%, emisiile de oxid de carbon depasesc normele impuse de Euro 2.

La amestecuri cu l=1,1 scade consumul , scade puterea dar creste valoarea oxizilor de azot in gazele de evacuare, si depasesc normele Euro 2.

Aparatura electronica de injectie este foarte sensibila la variatia coeficientului l, el este conceput sa functioneze cu dozaj stoechiometric l 1 sau cu variatii foarte sensibile l=0,99 - 1,01, cu un traductor lambda si catalizator cu trei cai.

Fig.2. Variatia puterii si randamentului in functie de lambda

CALCULUL PRESIUNII AERULUI IN MOMENTUL INJECTIEI

Considerand procesul de admisie pe un interval redus de timp si timpul de injectie 1,0 - 1,5 ms se aplica curgerii gazelor ecuatia lui Bernoulli scrisa pentru traseul de admisie. In calculul teoretic al presiunii se neglijeaza viteza initiala la intrarea in conducta de admisie, diferenta de inaltime si variatia densitatii incarcaturii pe traseul de admisie.

Se obtine:        

unde:

P₀ - presiunea din sectiunea de intrare in sistem

P_ga - presiunea din galeria de admisie

W_ga - viteza de curgere a aerului prin galeria de admisie

x_ga - coeficientul rezistentelor gazodinamice ale galeriei de admisie

r_a - densitatea amestecului

Din relatia lui Bernoulli rezulta:

[ N/m² ]

Aplicand ecuatia continuitatii in sectiunile galeriei de admisie si cilindru obtinem:

[m² ] [m² ]

unde: A_s - aria sectiunii libere pe langa supapa de admisie

W_a - viteza aerului in cilindrii

A_c - aria sectiunii transversale a cilindrului

d₀ - diametrul galeriei de admisie

V_s - cilindreea unitara

S - cursa pistonului

;

unde: P₀ - presiunea initiala 1,02*10⁵N/m²

x - coeficient de rezistenta gazodinamica x>32

r_aer - densitatea aerului r_aer=1,29 Kg/m³

n - turatia motorului 850-5750 rot/min

V_s - cilindreea unitara V_s=3,4*10^-9 m³

d₀ - diametrul galeriei de admisie 32*10^-3m

[N/m² ]

Presiunea din galeria de admisie este de 0,996*10⁵ N/m², el are o descrestere in comparatie cu cea initiala 1,02*10⁵N/m², pe intervalul de turatie 850 - 5750 rot/min.

Variatia presiunii din galeria de admisie cu temperatura pe intervalul dat prezinta o crestere liniara de la 0,97*10⁵N/m² pana la 0,975*10⁵N/m².

4. CALCULUL TEMPERATURILOR PENTRU CICLUL UNUI M.A.S. CU INJECTIE DE BENZINA

PARAMETRII INITIALI:

- presiunea initiala p₀ = N/m² (Bobescu Gh. s.a.,Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 , pag. 235 , tab.

- temperatura initiala T₀ = 293K (Bobescu Gh. s.a., Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 , pag. 235 , tab. 4

- temperatura gazelor reziduale T_r = 950K (In Bobescu Gh. s.a., Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 , pag. 235 , tab. 4, se recomanda T_r = 900.1000K .Se alege T_r = 950K ) .

- preancalzirea amestecului DT = 30K (In Bobescu Gh. s.a., Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 , pag. 235 , tab. 4, se recomanda DT = 15 - 40K. Se alege DT = 30K.

- fazele distributiei la un motor in patru timpi.

La motorul Dacia SuperNova pe benzina unghiurile de deschidere si inchidere a supapelor sunt:

j₁ = 10 RAC ; j₂ = 40 RAC ;j₃ = 50 RAC ; j₄ = 20 RA

4.1. DETERMINAREA TEMPERATURII LA SFARSITUL ADMISIEI

Relatia de calcul a temperaturii la sfarsitul admisiei este :

;

Din Bataga N. s.a.Motoare cu ardere interna ,pag.30 , relatia 2.11 .

T₀ - temperatura initiala :T₀=293K;

DT - preancalzirea amestecului : In Bobescu Gh. s.a., Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 , pag. 235 , tab. 4, se recomanda DT = 15 - 40K. Se alege DT = 30K.

T_r - temperatura gazelor reziduale: In Bobescu Gh. s.a., Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 , pag. 235 , tab. 4, se recomanda T_r = 900.1000K .Se alege T_r = 950K .

e - raport de comprimare : e = 9,5;

g_r = 0,06 ;Valorile in care se poate incadra coeficientul gazelor reziduale sunt: g_r = 0,06. 0,18; (Bataga N. s.a.Motoare cu ardere interna ,pag.31 , tab. 2.2 );

T_a = 358,49K ; Conform Bobescu Gh. s.a., Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 , pag. 44 ,tab.2.2. T_a = 340.400K . Valoarea obtinuta pentru temperatura se incadreaza in valorile recomandate .

4.2. DETERMINAREA TEMPERATURII LA SFARSITUL COMPRIMARII

Durata acestui proces este din momentul in care se inchide supapa de admisie si pana la producerea scanteii electrice, la motoarele cu aprindere prin scanteie.

La calculul procesului de comprimare se adopta un coeficient politropic de comprimare. In cazul acestui motor se adopta n_c =1,32. De asemenea se considera cunoscute , temperatura la sfarsitul admisiei

T_a =358,49K. Se calculeaza temperatura T_c la sfarsitul acestui proces. Calculul temperaturii la sfarsitul procesului de comprimare

[K] unde :

T_c - temperatura la sfarsitul comprimarii;

T_a - temperatura la sfarsitul admisiei;

e - raportul de comprimare;

n_c - coeficient politropic de comprimare;

In urma calculelor rezulta:

T_c = 724,16 K , valoare care se incadreaza in intervalul de variatie al temperaturii la sfarsitul comprimarii ,care este intre 600 si 750 K (Bataga N. Motoare cu ardere interna, pag. 46 , tab. 2.5).

4. DETERMINAREA TEMPERATURII LA SFARSITUL ARDERII

Arderea,- reactie chimica cu degajare de caldura produsa prin oxidarea cu viteza ridicata a elementelor combustibilului - are loc din momentul producerii scanteii electrice, care asigura aparitia nucleului de flacara si raspandirea flacarii in toate directiile, pana in punctul z pe diagrama, cand presiunea in cilindru are valoarea maxima (m.a.s.)

Motorul al carui calcul termic se efectueaza foloseste ca si combustibil benzina cu cifra octanica CO 95.

l - coeficient de exces de aer . Se alege l = 1 stiind ca domeniul de variatie este intre 0,85 si 1 (Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol. 1 pag. 235, tab. 4)

Temperatura la sfarsitul procesului de ardere se va calcula cu relatia (conform Bobescu Gh, vol.1 cap.Arderea).

;in care:

x - coeficient de utilizare al caldurii,conform Bobescu Gh. motoare pentru automobile si tractoare vol.1 pag. 235 se alege x = 0,90 din intervalul 0,85 - 0,95.

Q_ai - caldura specifica degajata de arderea incompleta;

l - coeficient de exces de aer;

L_min - aerul minim necesar arderii a 1 Kg de combustibil;

M_c - masa molara a combustibilului (Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare pag.222,M_c = 1/114);

g_r - coeficientul gazelor reziduale;

- caldura specifica molara medie a amestecului;

- caldura specifica molara medie a gazelor de ardere pentru l<1;

- temperatura la sfarsitul procesului de comprimare;

m - coeficientul real de variatie molara;

m_c = 1,051 pentru l = 1;

T_z  - temperatura la sfarsitul procesului de ardere T_z = 2949,85K.

Valoarea obtinuta depaseste cu putin intervalul de variatie al temperaturii la sfarsitul arderii, care este conform Bataga N. Motoare cu ardere interna pag.78 tab.2.10 intre 2400 - 2900 K , deoarece la acest motor

raportul de comprimare este mai mare decat cel prevazut pentru motoare cu ardere prin scanteie in general.

4.4. DETERMINAREA TEMPERATURII LA SFARSITUL DESTINDERII

Teoretic, destinderea se numeste timp motor si corespunde cu deplasarea pistonului intre punctul mort superior si punctul mort inferior.

Din punct de vedere al studierii proceselor de lucru, apare mai convenabil a considera ca destinderea dureaza din momentul in care presiunea din cilindru are valoarea maxima la motoarele cu aprindere prin scanteie , si se termina in momentul in care se deschid organele de evacuare

Vom calcula parametrii procesului de destindere la motorul Dacia SuperNova de 1390 cm³ pe benzina cu admisie normala cu injectie multipunct

Pentru acest calcul se va adopta un exponent politropic al destinderii n_d = 1,29 .Valorile intre care variaza acest exponent sunt conform Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 pag 235 de la 1,23 la 1,30.

Se calculeaza temperatura la sfarsitul destinderii cu relatiile din Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1 pag. 224.

[K]

In aceasta formula avem:

T_d - temperatura la sfarsitul destinderi;

e - raport de comprimare;

n_d - exponent adiabatic.

In urma efectuarii calculelor se obtine:

T_d - temperatura la sfarsitul procesului de destindere. Conform Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1,pag.237, tab.8, intervalul de variatie al temperaturii T_z, este intre 1200 si 1700K.Se obtine T_z = 1560,76K valoare ce se incadreaza cu succes in limite.

5. CALCULUL PRESIUNII MEDII TEORETICE SI A RANDAMENTULUI TEORETIC PENTRU CICLUL UNUI M.A.S. CU INJECTIE DE BENZINA

In vederea calcularii acestor parametrii principali ai motorului(presiunea medie a ciclului teoretic , randamentul indicat al motorului, presiunea medie efectiva a motorului, etc.) se vor adopta urmatoarele valori pentru:

- coeficientul de rotunjire al diagramei m_r; Din Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, pag.235, tab.4 rezulta ca intervalul in care variaza m_r este intre 0,94 si 0,98.Se alege m_r = 0,96.

- randamentul mecanic h_m ; Din Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, pag.238, tab.9 avem intervalul de variatie a lui h_m intre 0,75 - 0,85. Se adopta h_m = 0,8.

Avand aceste valori se poate trece la calculul efectiv al parametrilor principali ai motorului.

5.1 CALCULUL PRESIUNII MEDII A CICLULUI TEORETIC

Presiunea medie a ciclului teoretic se calculeaza cu formula ( Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, pag.224):

p_c - presiunea la sfarsitul procesului de comprimare;

e - raport de comprimare;

n_d - exponent politropic al destinderii;

n_c - exponent politropic al comprimarii;

p - gradul de crestere al presiunii.

Dupa inlocuire in formula si calcul , vom obtine: N/m².

Tinand cont de coeficientul de rotunjire al diagramei m_r = 0.96 ,rezulta presiunea medie a ciclului teoretic, cu formula:

Dupa efectuarea calculului se obtine: N/m².

Valoarea calculata pentru p_i se incadreaza in intervalul de la 8,5 la 12 daN/cm² dat in ( Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, pag.224):

5.2. CALCULUL RANDAMENTULUI TEORETIC

Formula de calcul a randamentului teoretic al motorului este :

in aceasta relatie avem:

e - raportul de comprimare e=9,5

n - exponentul politropic n=1,4

h_t=0,594

6. CALCULUL PRESIUNII, RANDAMENTULUI, PUTERII SI CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL PENTRU MOTORUL STUDIAT

6.1. CALCULUL PRESIUNII MEDII EFECTIVE p_e A MOTORULUI

Formula de calcul a presiunii medii efective este:

h_m - randamentul mecanic; Din Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, pag.238, tab.9 avem intervalul de variatie a lui h_m intre 0,75 - 0,85.Se adopta h_m = 0,8.

p_i - presiunea medie a ciclului teoretic.

Valorile recomandate pentru presiunea medie efectiva pentru un motor cu aprindere prin scanteie sunt conform Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, pag.238, tab.9, intre 6,7 si 11,5 daN/cm², iar valoarea obtinuta de 7,408daN/cm ² se incadreaza intre aceste limite.

6.2. CALCULUL RANDAMENTULUI EFECTIV AL MOTORULUI h_e

Acest parametru se calculeaza cu formula:

in care avem:

h_m - randamentul mecanic;

h_i - randamentul indicat

In urma calculului rezulta valoarea pentru randamentul efectiv de h_e= 0,2928.Aceasta valoare se incadreaza in intervalul de variatie al randamentului efectiv, care este dupa Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, pag.238, tab.9,intre 0,20 si 0,29.

6. CALCULUL CONSUMULUI SPECIFIC EFECTIV DE COMBUSTIBIL g_e AL MOTORULUI

Consumul specific efectiv al motorului se calculeaza cu relatia:

h_e - randamentului efectiv;

Q_i - puterea calorica inferioara.

Se obtine o valoare de g_e = 282 g/kWh,care se incadreaza in intervalul de 280 - 350 g/kWh (Bobescu Gh. Motoare pentru automobile si tractoare vol.1, pag.238, tab.9).

Se va obtinep_i = 10.43daN/cm². Se calculeaza presiunea efectiva cu relatia:

p_e = 0,8p_i

Rezulta presiunea efectiva p_e = 8,34daN/cm².

Cu aceasta valoare se va calcula puterea efectiva a motorului cu relatia:

relatie in care avem :

p_e - presiunea efectiva calculata pe baza diagramei indicate;

V_t - cilindreea;

n - turatia;

i - numarul de cilindrii.

Dupa efectuarea calculului vom obtine P_e = 55 KW