doctorand inginer gabi balan - digilib.utcb.rodigilib.utcb.ro/repository/ccn/pdf/balan.pdf ·...

Contributii la studiul dinamicii sistemelor de reglare automata a proceselor de combustie ale motoarelor termice - 1 -

DOCTORAND Inginer Gabi BALAN Dipl.-Ing. (Germania) P.Eng. (Canada) CONTRIBUTII LA STUDIUL DINAMICII SISTEMELOR DE REGLARE AUTOMATA A PROCESELOR DE COMBUSTIE ALE MOTOARELOR

TERMICE

CONDUCATOR STIINTIFIC Prof. Univ. Dr. Ing. Petre PATRUT

Bucuresti - 2008


MULTUMIRI, RECUNOSTINTE SI DEDICATIE In modul cel mai special si deosebit, multumirile mele sunt adresate conducatorului stiintific. domnului profesor universitar doctor inginer Petre PATRUT pentru indrumarea de o competenta absoluta si pentru inspiratia solutionala si sfaturile binevoitoare acordate in toate etapele lucrarii. Aduc, pe aceasta cale, sincere multumiri domnului professor universitar doctor inginer Ioan Dumitrache, specialist de larga recunoastere in automatica si teoria sistemelor, pentru rabdarea pe care a avut-o sa se aplece asupra lucrarii mele si pentru sugestiile de inalta competenta pe care mi le-a formulat. Sunt deasemenea profund recunoscator domnului profesor universitar doctor inginer David ION, fara a carui incurajare si sprijin in clarificarea unor probleme tehnice, competarea lucrarii nu ar fi fost posibila. Multumesc conducerii Facultatii de Utilaj Tehnologic si mai ales conducerii catedrei de Masini de Constructii pentru sprijinul acordat pe parcursul elaborarii tezei prin indrumarile primate cu ocazia prezentarii referatelor. Sunt deosebit de recunoscator tuturor profesorilor mei, care mi-au format o baza teoretica extrem de solida. Deasemenea doresc sa-mi exprim multumirile mele pentru ajutorul primit in timpul testarilor si experimentelor facute la West Virginia University, California Environmental Engineering, University of Calgary, Environment Canada, CANMET Ottawa si University of Alberta. Desi, poate in unele cazuri, influienta asupra continutului acestei lucrari a fost doar una de natura indirecta, stabilind doar puncte de plecare, colectivele acestor institutii mi-au oferit resurse de nepretuit in formularea obiectivului de studiu si stabilirea bazei fundamentale necesare. Lista celor implicati este una foarte lunga dar in mod deosebit doresc sa mentionez urmatoarele nume: profesor doctor Bade Shrestha, profesor doctor Karim Ghazi, profesor doctor Nigel Clark, Larry Swiencki, Peter Barton si Nino Sarin.


Imi exprim recunostinta fata de conducatorul Laboratorului de Testari Motoare de la Institutul Mediului Inconjurator din Saxonia de Jos, Germania - Clausthaler Umwelt Technik Institut GmbH, profesor universitar doctor Michael Klaussen (in memoriam) si de la firma Gaskatel doresc sa-i amintesc pe cercetatorii fizicieni dr. Tanja Rosenberg si dr. Hans-Joachim Kohnke. In aceeasi masura trebuie mentionat suportul companiei EA-RTH Systems Inc din Canada si a presedintelui si sefului bordului de directori Mario de Souza. Multumesc pe aceasta cale colegilor mei dr.-ing. Don Johnston si dr.-ing. Carl Smith, inginerilor Eugen Aldea, Daniela Balan, Suzanne Heer, fizicienilor Gilles LeBlanc si Danielle Fraser si studentilor Ben, Kerly, Darren, Paul si Tomiko. Intelegerea acordata de familia mea a fost foarte importanta si tin sa multumesc in mod deosebit sotiei Daniela, copiilor Kevin si Alex si parintilor Anghelina si Costica (in memoriam) si prin urmare sa le dedic aceasta lucrare.


CUPRINS

1. Studiul actual si tendinte in optimizarea proceselor de lucru ale motoarelor termice…………………………………………………….....7

A. Introducere……………………………………………………….7 B. Limitari ale Motorului cu Combustie Interna……………………8 C. Directii si tendinte existente in evolutia tehnologiei…………….9

2. Motoare Termice – Procese de Combustie si Modelarea

Matematica………………………………………………………………..12

A. Parametrii Motorului…………………………………………….12 i. Modelul Biela-Manivela……………………………………………12

ii. Lucrul Mecanic………………………………………………………15 iii. Presiunea Echivalenta Efectiva……………………………………16

B. Arderea…………………………………………………………...17

i. Stoichiometrie………………………………………………………...17 ii. Combustibili…………………………………………………………..19

iii. Exprimarea energiei de intrare Qin ca Energie Calorica a Carburantului…………………………………………………………20

iv. Echilibrul Chimic…………………………………………………….21

C. Modelarea Ciclurilor Motoare……………………………...........26 i. Considerente Generale………………………………………………26

ii. Modelul de baza al Ciclului Otto…………………………………..27 iii. Model Otto cu durata de ardere finite…………………………….31 iv. Exprimarea energiei de intrare Qin functie de tipul

motorului………………………………………………………………34 v. Model Otto cu ardere finita si transfer de caldura………………35

3. Componentele si Descrierea Sistemelor de Reglare Automata la

Motor………………………………………………………………………39

A. Senzori…………………………………………………………...39 i. Elemente Generale………………………………………………..…39

ii. Tipuri de Senzori…………………………………………………….46 iii. Senzori specifici ……………………………………………………..47


B. Actuatori…………………………………………………………62 i. Actuatori Electromecanici………………………………………….62

ii. Actuatori Hidraulici si Pneumatici……………………................65

C. Modulul Electronic de Reglaj……………………………………67 i. Generalitati…………………………………………………………...67

ii. Functionarea Modulului Electronic de Reglaj…………………..67 iii. Modul Electronic de Reglaj Programabil………………………..69

D. Descrierea Sistemelor de Reglare Automata…………………….70

i. Considerente Generale……………………………………………...70 ii. Caracteristici Specifice…………………………………………..…70.

4. Sisteme de Reglare Automata pentru Motoare cu Ardere Interna – Dinamica lor si Modelarea Matematica…………………………………74

A. Introducere ………………………………………………………74 B. Perspectiva Cronologica ………………………………………...75 C. Contolul si Reglarea Amestecului de Aer-Combustibil (A/F)......78 D. Recircularea Gazelor de Esapament EGR.....................................82 E. Interactiuni Dinamice si Compromisurile Performatei..................83 F. Concluzii si Recomandari..............................................................85

5. Aspecte privind reglarea automata a pozitiei clapetei de admisie in

relatia process de combustie-moment motor si respectiv process de combustie-emisii poluante la esapare …………………………………...86

A. Introducere ………………………………………………………86 B. Modelarea Motorului ....................................................................88

i. Dinamica procesului de aspiratie-evacuare...............................88 ii. Intirzieri de proces .....................................................................90

iii. Dinamica procesului de evacuare...............................................90 iv. Dinamica circuitului de combustibil...........................................90 v. Generarea momentului motor.....................................................91

vi. Dinamica rotationala ……………………………………………….92


C. Procesul de aspiratie nelinear........................................................94 D. Modelarea Sistemului de Reglare..................................................98 E. Tabele de reglare..........................................................................101 F. Sistemul de reglare.......................................................................102

i. Cazul Motorului cu Clapete Secundare....................................105 ii. Cazul Motorului Clasic……………………………………………108

iii. Cazul Motorului dotat cu Clapeta Electronica .......................111

G. Simulare Numerica......................................................................115 H. Concluzii......................................................................................119

6. Aspecte practice legate de injectarea de hidrogen in galeria de admisie si

a impactului exercitat asupra emisiilor toxice…………………………120

A. Introducere ……………………………………………………..120 B. Descrierea aparaturii folosite si a procedurilor

experimentale…………………………………………………...122 C. Rezultate si considerente.............................................................125 D. Concluzii......................................................................................130

7. Abstract, Structura, Concluzii si Revendicari…………………………131 8. Addenda………………………………………………………………….134

A. Brevete de Inventii…………………………………………..…134 B. Studii de Cercetare si Lucrari Stiintifice……………………….149

9. Bibliografie………………………………………………………………157 10. Lista Figurilor…………………………………………………………...163


1. Studiul actual si tendinte in optimizarea proceselor de lucru ale motoarelor termice 1.A. Introducere Motorul cu combustie interna a avut si continua sa aiba un impact mult mai profund decit cel legat de aspecte strict tehnice, constituind un element fundamental in evolutia umana prin rolul pe care le-a avut in procesul de industrializare al societatii. Aceasta poate fi dovedit, printre altele, de faptul ca termenul “motor” implica propulsie, dinamica, progres. Aplicatiile motorului cu combustie interna sunt foarte variate si desi i-au fost aduse anumite imbunatatiri, in principiu, pana de curand, motorul cu combustie interna arata la fel cu cel de acum 100 de ani. Aceasta s-a datorat in mare masura faptului ca solutiile de imbunatatire specifice acestui produs au fost concentrate intr-un mod evolutiv, caracterizat prin incremente mici fara a se aborda elementele fundamentale de proiectare a motorului. O noua directie, concentrata spre folosirea de noi combustibili pentru mijloacele de transport, a dirijat atentia catre noi tehnologii; cel mai relevant exemplu constituindu-l asa numitele celule de combustie (fuel cells) care produc electricitate direct din hydrogen si actioneaza propulsia vehiculului prin livrarea energiei unor motoare electrice montate chiar in ansamblul rotii. In ultimile decenii insa, a existat o evolutie intensificata in proiectarea si brevetarea unor configuratii noi de motoare cu ardere interna, in principal datorita legiferarii unor standarde care specifica niveluri scazute de consum de combustibil si emisii de gaze poluante de esapament.


1. B. Limitari ale motorului cu combustie interna conventional Simplu in constructie, motorul cu combustie interna prezinta cateva caracteristici specifice unei vieti limitate, cea mai stringenta fiind faptul ca foloseste combustibili bazati pe hidrocarburi. Acesti combustibili, obtinuti in mod traditional din petrol - care este epuizabil, nu au un viitor foarte promitator: cele mai optimiste studii aratand ca omenirea va renunta la utilizarea lor preponderenta in urmatoarele doua centenarii. In plus, ciclul Carnot (in sine) ofera eficiente limitate, incurajandu-se astfel proiectele de cercetare ambitioase care considera alte tehnologii cu teluri mult mai agresive. Un alt parametru, care clasifica motorul cu ardere interna drept un concurent cu sanse reduse pe termen lung, este raportul putere/masa care este relativ mic comparativ cu celelalte tipuri de motor. Deasemenea, solutiile tehnice adoptate pana in prezent la proiectarea si fabricarea motoarelor actuale angajeaza utilizarea unor subansambluri cu multe piese in miscare rezultand astfel intr-o fiabilitate teoretica limitata. Si ca o ultima remarca, ce nu poate fi neglijata, motoarele in utilizare in prezent ridica probleme de conservare a mediului inconjurator fiind , in multe parti ale planetei, sursa numarul unu de poluare a aerului.


1.C. Directii si tendinte existente in evolutia tehnologiei In ciuda neajunsurilor enumerate mai sus motorul clasic isi va pastra predominanta ca cel mai preferat tip de motor, cu siguranta, cel putin in viitorul apropiat. Promotorii motoarelor clasice au lansat, in ultimii ani, programe de modernizare agresiva ale motoarelor cu ardere interna, pentru a-l face mai competitiv in raport cu tehnologiile noi. In ultimile doua decenii a aparut o evolutie dramatica in dezvoltarea sistemelor de reglare si control al trenului de putere, in general datorita noii legislatii intrate in vigoare, care promoveaza mediul inconjurator si descurajeaza (iar in unele cazuri chiar interzic) tehnologiile poluante. O cale viabila pentru indeplinirea noilor cerintelor de performanta impuse consumului de combustibil si a emisiilor de gaze poluante este introducerea unor noi parametri de proiectare, prin implementarea unor configuratii mecanice innovative. In timp ce un numar mare de studii s-au indreptat catre imbunatatirea calitatii combustibilului si a efectului pe care aceasta masura o are asupra functionarii motoarelor, spre exemplu, Volkswagen a lucrat intensiv la un motor cu compresie variabila si a demonstrat imbunatatiri de pina la 13% in consumul de combustibil combinate cu emisii de poluanti scazute. Mercedes, lucrind cu Mahle, a aratat 9% economie de combustibil impreuna cu emisii reduse, in special, in perioada de pornire. Solutii constructive, ca de exemplu pistonul pentru obtinerea compresiei variabile reduce variatia numarului Reynold, care cuantifica turbulenta procesului de combustie, astfel incurajind initierea aprinderii la incarcare partiala si reducerea tendintei de innecare locala la incarcari foarte mici, o situatie foarte benefica la combustia amestecurilor foarte sarace. Frinarea prin mers in gol fortat extinde folosirea puterii vehiculelor si este in present folosita doar de soferi experimentati. Pachete de hardware si software permit modularea puterii de franare prin mers in gol fortat prin avans si intirziere a valvelor de admisie si evacuare, si astfel, permitind integrarea franarii prin compresie cu frana de serviciu.


Aceste modificari, in sine, reduc pierderile si imbunatatesc eficienta totala a motorului. In Addenda de la finalul acestei lucrari se face o decriere succinta a celor mai cunoscute eforturi intreprinse pe plan mondial. De asemenea, este facut un sumar exhaustiv al principalelor publicatii tehnice de specialitate care abordeaza aceasta tematica. Toate aceste noi tehnologii si solutii constructive prezentate au sanse de implementare. De mentionat insa este faptul ca acele tehnologii pentru care este dezvoltata baza teoretica au sanse marite, rezultate din capacitatea de dezvoltare mai rapida si cu costuri mai reduse. Cele doua tipuri de pierderi apar in motoarele cu benzina sunt:

• Operare sub incarcare partiala • Evacuare de combustibil nears

O simpla analiza a ciclului impreuna cu simulari pe calculator mult mai complexe, indica ca eficienta unui motor pe benzina poate fi imbunatatita prin varierea intirzierii la admisie si a avansului la evacuare. Si mai mult, aceste rezultate pot fi imbunatatite dramatic daca sunt combinate cu o rata de compresie variabila. Prin urmare, imbunatatiri recente in motoarele cu aprindere prin scinteie au dezvaluit un mare interes in varierea avansului la aprindere si reglarea admisie/evacuarii cit si a ratei de compresie variabile drept cele mai bune metode de imbunatatire a economiei de combustibil si de aceea se impun drept candidatii ideali pentru studiu. Desi majoritatea brevetelor prezentate in Addenda prezinta solutii tehnice constructive ce se incadreaza in aceasta directie, concurentii principali care incorporeaza acest concept sunt urmatorii:

- motorul cu clapeta de admisie actionata electronic - motorul cu clapete secundare in galeria de admisie - motorul fara axa cu came si cu supape actionate electrohidraulic.


O alta directie ce poate fi urmata pentru imbunatatirea performantelor si reducerea poluarii de catre motoarele cu combustie interna, precum am aratat mai sus, este cea a imbunatatirii calitatii combustibilului, iar acesata se face de regula prin doua cai: - imbunatatirea caliatii combustibilului disponibil la statiilor de alimentare prin prelucrarea in rafinarii; - folosirea aditivilor. In timp ce, pentru implementarea primei optiuni este nevoie de suportul legislativ si implica un numar mare de factori de decizie, a doua solutie ofera o cale mai rapida pentru gasirea unei solutii si poate avea sanse ridicate de implementare. Aditivii pot fi adaugati in rezervor pentru imbunatatirea arderii sau amestecati cu uleiul din sistemul de ungere, pentru reducerea frecarior si astfel rezultand in pierderi diminuate si eficienta marita. Comparativ, aditivii de combustie par sa arate un impact mai semnificativ decat cei de ungere. Aditivii de combustie imbunatatesc caracteristicle de ardere si implicit afecteaza pozitiv randamentul motorului. De obicei, livrati sub forma unor solutii chimice ce trebuiesc adaugate in rezervor la fiecare alimentare, tot mai des in ultima vreme, sunt prezentate noi sisteme ce injecteaza aditivi in stare gazoasa in circuitul de admisie al aerului la motor. Cele mai cunoscute cazuri sunt gazele de oxizi de azot sau hidrogen dar exista si alte sisteme care folosesc apa pulverizata sau vapori de apa.


2. Motoare Termice – Procese de Combustie, Modelarea Matematica

2.A. Parametrii Motorului

i. Modelul Biela-Manivela

Volumul cilindric al camerei de ardere poate fi determinat ca o functie a unghiului arborelui motor, din raportul de compresie, cursa, diametrul cilindrului si lungimea bielei. Parametrii geometrici ai acestui model sunt reprezenteti in Figura 1

Figura 2.1: Sistemul Cilindru - Piston

Legenda: b = diametrul camerei de ardere s = cursa l = lungimea bielei a = raza arborelui cotit (= ½ s) θ = unghiul arborelui cotit PMS – Punctul Mort Superior PMI – Punctul Mort Inferior

Punctul Mort Superior coincide cu pozitia arborelui cotit pentru un unghi de 0o. Aceasta pozitie mai este cunoscuta in limba engleza sub denumirea de volum de clearence, Vc. La punctual mort inferior unghiul arborelui cotit este de 180 o. In aceasta pozitie volumul cilindrului este maxim si este notat cu V1. Diferenta dintre volumul maxim si cel minim , V1- Vo, este volumul dislocat si in cazul motoarelor monocilindru reprezinta capacitatea cilindrica, Vd. Volumul dislocat foate fi deasemenea reprezentat ca o functie dintre diametrul cilindrului si cursa:


(2.1) La un anumit unghi al arborelui cotit, volumul este dat de relatia :

V = Vc + /4 b2 (2.2)

Figura 2.2: Pozitia Relativa Cilindrului-Piston-Arbore Cotit

Mai departe, folosind marimile geometrice o relatie pentru x poate fi exprimata astfel:

Figura 2.3: Solutia geometrica pentru x

(2.3)

Raportul de compresie este definit ca fiind raportul dintre volumul maxim si cel minim, r = V1/Vo. Pentru motoare Otto (cu aprindere prin scanteie) r = 10 in timp ce pentru un motor diesel (cu aprindere prin compresie) raportul de compresie variaza de la 12 la 24. Substituind volumul maxim cu volumul dislocat se poate obtine:


r = 1 + Vd/Vc (2.4)

Inlocuind Vc se obtine:

Vo = Vd / r-1 (2.5)

Inlocuind ecuatiile (2.3) si (2.5) in ecuatia (2.2), obtinem urmatoarea relatie pentru definirea volumului cilindrului:

(2.6) Unde:

R = l/a

Forma finala a modelului biela manivela este data ca o relatie adimensionala prin impartirea ambelor parti ai ecuatiei (2.6) prin Vd.

(2.7)

Suprafata Cilindrului Piston

Pentru a face posibila studierea efectului pe care il are transferul de caldura in interiorul cilindrului piston, aria cilindrului piston trebuie evaluata. Suprafata camerei de ardere este data de relatia:

(2.8) Unde: Ach = aria chiulasei Ap = suprafata frontala a capului de piston

Ecuatia poate fi aproximata mai departe in:

(2.9)


Figura 2.4: Lucrul

mecanic dezvoltat de presiunea P

ii. Lucrul Mecanic

Lucrul mecanic este produs ca rezultat al actiunii pe care o are presiunea gazului asupra pistonului. Figura 2.4 reprezinta procesul la care este supus pistonul.

Considerand ca presiunea in baia de ulei este cea atmosferica, atunci presiunea va fi relativa la presiunea din baia de ulei.

P = Pgaz – Pbaie de ulei (2.10)

Pentru o deplasare minima, dx, lucrul mecanic va fi dW. Urmatoarea relatie poate fi dezvoltata:

dW = F dx = PA dx = P dV (2.11)

Pentru un volum finit, lucrul mecanic este dat de relatia:

(2.12)

Lucrul mecanic specific poate fi definit ca lucrul mecanic pe unitatea de masa de combustibil.

(2.13)

Volumul specific este de asemena definit ca :

(2.14)

Acest lucru mecanic este denumit Lucrul Mecanic Indicat si se noteaza cu Wi. Frecarile in segmenti, lagare si cuzineti sunt incluse in Lucrul Mecanic pentru infrangerea frecarilor, Wf. Lucrul mecanic disponibil la arborele cotit este denumit in literatura de specialitate de limba engleza “brake work”, si se noteaza de obicei Wb. Acest lucru mecanic este definit ca diferenta dintre lucrul mecanic indicat si lucrul mecanic pentru


invingerea frecarilor.

Wb = Wi - Wf (2.15)

Randamentul mecanic, ηm , se defineste cu relatia:

ηm = Wb/Wi = 1 - Wf/Wi (2.16)

iii. Presiunea Echivalenta Efectiva

In timpul cursei de extindere presiunea in interiorul cilindrului variaza. La inceput datorita cresterii temperaturii intr-un timp scurt (in timpul exploziei) si apoi datorita cresterii volumului din cilindru. De aceea este nevoie sa se defineasca o presiune echivalenta efectiva care produce lucrul mecanic, acesta presiune purtand denumirea de presiune echivalenta efectiva.

(2.17)

O presiune echivalenta efectiva poate fi definita pentru lucrul mecanic indicat, de frecare si disponibil.

Pmean,i = Wi/Vd (i = indicat) (2.18)

Pmean,f = Wf/Vd (f = frecare) (2.19)

Pmean,b = Wb/Vd (b = brake - disponibil) (2.20)

Pentru un motor Otto cu aspiratie normala Pmean,b ~ 1000 kPa. In cazul motoarelor turbo unde admisia se face sub presiune aceasta presiune Pmean,b poate depasi 1500 kPa.


2.B. ARDEREA

i. Stoichiometrie

Topica discutata in acest capitol este legata de:

- Combustibili folositi pentru ardere - Produsii arderii - Determinarea numarului de moli pentru fiecare din produsii de ardere

folositi in reactia de combustie.

Aer si combustibil sunt amestecati in interiorul cilindrului pentru a forma reactanti ai procesului de ardere.

Considerand ca tot combustibilul este consumat in timpul reactiei , la temperaturi sub 1000 K, reactia chimica poate fi scrisa astfel:

(2.21)

Unde: = raport de echivalenta

= ratia molara combustibil/aer a,b,c,d = componentii carburanti vi = moli produsi de ardere per mol de aer

Produsi de ardere la echilibru

In cazul in care temperatura produsilor finali ai arderii este sub 1000 K, acesti produsi sunt CO2, H2O, N2, O2, CO, si H2, cu concentratii dependente de temperatura de reactie si raportul combustibil/aer. Cand acest raport este ridicat, nu exista sufficient oxigen pentru a converty carbonul aflat in combustibil in dioxid de carbon, rezultand in monoxid de carbon.

La temperaturi depasind 1000 K, reactiile de disociere din timpul procesului de ardere var rezulta in specii suplimentare, incluzand OH, NO, H si O. Intr-un motor cu ardere interna, NO se formeaza cand temperaturile de reactie depasesc 2000 K. Rata de descompunere a NO este foarte lenta pentru temperaturi sub 2000 K, asa incat concentratii de NO “ingheatza" la concentratii superioare valorilor de echilibru la temperaturi mai scazute.


Definitii

Raport Combustibil/Aer

Raportul Combustibil/Aer este (pentru 21% oxigen si 79% azot):

(2.22)

Raport de Echivalenta

Raportul de echivalenta este definit ca raportul dintre ratia combustibil/aer actuala si cea stoichiometrica.

Urmatoarele conditii sunt posibile pentru rata de echivalenta:

Amestec sarac. Aer exista in exces, CO or H2

nu sunt produsi.

Stoichiometric. Numai CO2, H2O si N2 sunt

produsi.

Amestec bogat. Arderea este incompleta, CO

si H2 sunt produsi datorita uramtoarei reactii:

(2.23)


ii. Combustibili

Urmatorii sase combustibili sunt caracteristici motoarelor Otto:

CH4 Metan CH3OH Metanol

C3H8 Propan C2H5OH Etanol

C8H18 Octan H2 Hidrogen

Determinarea produsilor de ardere la temperaturi scazute (T< 1000 K)

Numarul de moli de CO per moli de aer, v5, se calculeaza cu relatia:

(2.24) Unde: a1 = 1-K

b1 = c1 =

K = t = T/1000 T = temperatura de ardere [K]

Bazat pe rata de echivalenta, solutiile coeficientilor molari ai produsilor de combustie sunt:

Produs CO2 v1 H2O v2 N2 v3 O2 v4 0 CO v5 0 v5

H2 v6 0

Tabelul 2.1: Solutii pentru coeficientii molari ai produsilor de combustie


iii. Exprimarea energiei de intrare Qin ca functie de energia calorica a combustibilului

In acest caz se considera energia calorica maxima a combustibilului. Aceasta inseamna ca toate produsele apei vor fi lichide. Energia calorica pentru fiecare combustibil este sumarizata in tabelul II impreuna cu raportul aer/combustibil pentru o ardere stoichiometrica.

Arderea stoichiometrica apare atunci cand toti atomii de oxygen din agentul oxidant participa la reactia chimica si apar in produsii de reactie. Agentul oxidant in acest caz este aerul amestecat cu combustibilul in cilindrul piston. Reactia chimica se poate scrie:

(2.25)

Unde:

a1,b1,c1,d1 = coeficienti molari a,b,c,d = componentii combustibilului

Raportul stoichiometric combustibil – aer poate fi calculat cu relatia:

FARs = 1 mol combustibil / a1(O2 + 3.76N2) (2.26)

Combustibil Formula Chimica

HHV

[kJ/kg] [kg air/kg fuel]

Raport Air/Fuel Stoichiometric

Fuel/Air Stoichiometric

Metan CH4 55,500 17.2 0.05814 Propan C3H8 50,300 15.6 0.06410 Octan C8H18 47,900 15.1 0.06623

Metanol CH3OH 22,700 6.5 0.15385 Etanol C2H5OH 29,700 8.99 0.11123

Hidrogen H2 141,600 27.2 0.03677 Benzina C8H15 47,300 14.6 0.06849 Motorina C12.5H22.2 44,800 14.5 0.06897

Tabelul 2.3: Proprietatile Combustibilului


Pentru a calcula caldura de intrare, Qin, in [J], trebuie sa fie calculata masa combustibilului ce patrunde in camera de ardere.

Raportul de echivalenta poate fi exprimat de relatia:

(2.27)

In cazul in care raportul de echivalenta este dat, relatia de mai sus poate fi rezolvata pentru masa actuala de combustibil.

(2.28)

Masa aerului, ma,actual, poate fi estimata functie de volumul dislocat si densitate.

(2.29)

Unde: b = diametrul cilindrului

s = cursa

densitatea aerului = 1.2 kg/m3

Energia de intrare, Qin, poate fi definita ca:

Qin = HHVfuel * mf,actual (2.30)

iv. Echilibru Chimic

Produsii de ardere au fost determinati asumand ca temperatura de reactie nu a depasit 1000 K.

In practica insa temperatura de reactie depaseste in mod current limita de 1000 K.

In cazul acestor temperaturi mai ridicate apare disocierea acestor produsi de ardere. Pentru simplicitate vom considera numai disocierea dioxidului de carbon si a azotului diatomic.


Reactiile corespunzatoare sunt:

(2.31)

(2.32)

Aceasta reactie este reversibila. Constanta echilibrului chimic, K, se defineste in scopul descrierii comportamentului acestei reactii.

Pe masura ce K creste, echilibrul pentru reactie se muta catre dreapta, ceea ce inseamna ca mai multi produsi sunt generati.

Constanta de echilibru pentru pentru reactia reversa catre stanga, este reciproca lui K pentru reactia directa.

Constanta de echilibru, K, poate fi legata de presiunea partiala a reactantilor si produsilor de reactie.

Pentru urmatoarea reactie, K este echivalat la:

(2.33)

(2.34)

Unde:

vA, vB, vC, vD = coeficienti molari

Presiunea partiala, pi, este definita ca presiunea partiala a unui component relativa la presiunea totala.

De exemplu, presiunea partiala pentru componentul A va fi:

(2.35)

Unde p este presiunea totala a reactiei.


Disocierea Dioxidului de Carbon

In urmatorul exemplu se va considera disocierea dioxidului de carbon. In caz actual, nu tot dioxidul de carbon va fi separat in monoxid de carbon si oxygen. Daca x este numarul de moli de dioxid de carbon care vor disocia, reactia devine:

(2.36)

Presiunile partiale pot fi definite ca:

(2.37)

(2.38)

(2.39)

Constanta de echilibru in acest caz se poate exprima cu relatia:

(2.40)

Odata ce K este determinat, x poate fi aflat.

Constanta de echilibru, K, este strans dependenta de temperatura.

Pe masura ce temperatura creste, K va creste si ea.

Constanta de echilibru poate fi legata functiei Gibbs a componentilor.

(2.41)


Unde:

R = constanta universala a gazelor T = temperatura de reactie

Functia Gibb este echivalenta cu:

(2.42)

Valori pentru K au fost tabelate pentru cateva reactii la temperaturi variate. Aceste valori rezulta din relatiile de mai sus, care sunt determinate prin termodinamica statica.

Disocierea Azotului Biatomic

Aceeasi procedura poate fi folosita pentru determinarea cantitatilor molare de azot molecular ce se descompune in monoxid de azot, NO.

Reactia actuala este data de:

(2.43)

Presiunea partiala este:

(2.44)

(2.45)

(2.46)


Constanta de echilibru poate fi determinata a fi egala cu:

(2.47)

De unde resulta x in forma:

(2.48)


2.C. Modelarea Ciclurilor Motoare

i. Considerente Generale Acestea sunt cateva dintre raspunsurile obtinute prin analiza termodinamica a ciclurilor la motoarele termice:

- Exprimarea presiunii din cilindru si a temperaturii ca functie a unghiului arborelui cotit

- Calcularea Lucrului Mecanic produs - Determinarea Presiunii Echivalente effective

Intrebarile legate de topica de mai sus isi gasesc raspunsuri prin examinarea proprietatilor termodinamice a sistemului cilindru-piston, si transferul de lucru mecanic si caldura in interiorul si in afara sistemului.

In continuare se vor folosi diferite modele pentru ca se se gaseasca raspuns la intrebarile de mai sus. Fiecare model subsecvent creste in realism si complexitate fata de modelul precedent.

Aceste modele presupun un sistem inchis, fara schimb de gaze.

Aceasta inseamna ca in studiul efectuata, cursele de admisie si de evacuare a unui motor in patru timpi nu sunt modelate (acestea facand obiectul de studiu pentru disciplina mecanica fluidelor).

Cei doi timpi studiati in aceasta lucrare sunt compresia si destinderea.

Cel mai simplu model pentru motoare cu aprindere prin scanteie este reprezentat de catre ciclul Otto, care asuma ca toata energia provenind din combustibil este transferata motorului in mod instantaneu la PMS – punctual mort superior.

Al doilea model este modelul degajarii de caldura, care foloseste o relatie empirica de combustie pentru durata arderii gazelor ca o functie de unghiul arborelui cotit.

Al treilea model este modelul degajarii de caldura cu transfer de caldura, care include transfer de caldura la peretii cilindrului precum si disipare finita de caldura.


Cel mai simplu model de aprindere prin compresie este reprezentat de ciclul Diesel, care presupune ca toata energia provenita din combustibil este disipata la presiune constanta.

ii. Modelul de baza al ciclului Otto

Figura 2.5: Ciclul Otto de baza

Ciclul a fost numit dupa germanul Nikolaus Otto, care a construit primul motor cu aprindere prin scanteie in 1876.

Figura 2.5 arata schematic dependenta presiunii de timp. De la –180 de grade (PMI – punctual mort inferior) si pana la 0 grade (PMS – punctual mort superior) miscarea ascendenta a pistonului comprima amestecul de combustibil si aer.

Introducerea energiei pentru acest model este considerate ca aparand in exclusivitate la PMS – punctual mort superior.

De la 0 grade la + 180 de gradeextinderea gazelor imping pistonul in jos si produce lucru mecanic.


Eliberarea caldurii se asuma se face la PMI – punctual mort inferior.

In cazul acestui ciclu se mai considera ca sistemul este inchis cu o cantitate masica fixa de aer si combustibil, folosindu-se si urmatoarele ipoteze:

1-2 Compresie reversibila si adiabatica 2-3 Energia adaugata de combustibil 3-4 Extindere reversibila si adiabatica 4-1 Disiparea caldurii la peretii cilindrului

Analiza Ciclului Otto folosind Legea I

Folosind Legea I:

Procesul 1-2: (2.49)

Avand in vedere ca procesul este adiabatic si izotropic, se poate scrie ca:

(2.50)

(2.51) Procesul 2-3:


(2.53)

(2.54)


(2.56) Fractiunea de Masa Reziduala


Intr-un motor ideal combustibilul este consumat complet in timpula arderii. In mod real, acesta nu este cazul si prin urmare intotdeauna va ramane o anumita cantitate ramasa nearsa.

Datorita acestor reziduuri de combustibil ramas in cilindru, temperatura la admisie si evacuare nu se va intoarce la valorile initiale.

Considerand definitiile de mai suspentru presiune si temperatura la diferite puncte din ciclu, fractiunea de masa reziduala poate fi data de relatia:

(2.57)

Unde: Te = temperatura la evacuare Pe = presiunea la evacuare r = raportul de compresie

Pentru a determina fractiunea de masa reziduala, presiunea si temperatura de evacuare trebuiesc cunoscute.

Presiunea la evacuare este de obicei jumatate din presiunea la admisie, Pi = 2Pe (e – evacuare, i – admisie).

Temperatura de evacuare poate fi determinata asumand ca masa finala din cilindru se extinde isotropic la presiunea de evacuare.

(2.58)

Folosind relatiile dezvoltate pentru temperaturi si presiuni rezultate din Legea I, temperatura de evacuare si fractiunea de masa reziduala se pot determina facand iteratii.


Eficienta Termica

Eficienta generala pentru acest ciclu ( termica indicata η) este data de relatia:

(2.59)

in timp ce

(2.60)

Urmatoarea relatie poate fi dezvoltata si folosita pentru a reprezenta graficul de mai sus:

Valoarea tipica a amestecului aer/combustibil este de k = 1.35.


iii. Modelul Otto cu durata de ardere finita Introducere Se considera in continuare o durata de ardere finita, in care combustia apare la θb, si continua pana la θe.

Figura 6 este o reprezentare a acestu ciclu.

Presiunea maxima nu va fi la fel de mare ca si in cazul ciclului Otto care are o functie de degajare a caldurii “delta”.

Acest model asuma ca energia de intrare Qin este livrata in cilindru de-a lungul unei durate finite in evolutia ungiului arborelui cotit.

Figura 2.6: Modelul Degajarii Finite de Energie

Variatia Presiunii functie de unghiul arborelui cotit pentru degajarea finita de energie Derivand prima lege pentru un unghi de rotire mic, dθ, se obtine: ∂Q- ∂W = dU (2.61)


Folosind definitiile, ∂Q caldura degajata, ∂W = PdV si dU = mcv dT, se obtine:

∂Q – PdV = mcv dT (2.62)

Ecuatia gazelor ideale PV = mRT, asa incat

(2.63)

si

(2.64)

Prima lege devine astfel:

(2.65)

Mai departe, reducand ecuatia:

(2.66)

Folosind R = cp-cv si k = cp/cv, se poate defini cv/R=1/k-1, astfel incat dupa rearanjare, ecuatia energiilor devine:

sau (2.67)

Daca stim marimile P – presiune, V- volum, dV/dθ, ∂Q/dθ, - gradientul energiei degajate, putem calcula variatia presiunii, dP/dθ .

Astfel, se rezolva ecuatia pentru presiune ca functie a unghiului arborelui cotit.


Alternativ, se pot folosi date experimentale pentru presiune P si volum V ca sa se determine termenul caldura degajata prin solutionarea lui ∂Q/dθ.

In primul rand volumul V si dV/dθ, trebuiesc definite.

Utilizand modelul biela manivela, s-a definit volumul cilindrului V.

Amandoi termenii sunt dependenti de geometria motorului.

(2.68)

Derivand relatia functie de unghiul arborelui motor, θ, rezulta:

(2.69)

Pentru termenul energiei degajate, ∂Q/ dθ se foloseste functia Wiebe pentru fractiunea arsa.

(2.70) Unde:

f = fractiunea de energie adaugata θ = unghiul arborelui cotit θ0 = unghiul la inceputul adaugarii de caldura ∆θ = durata/lungimea arderii a = de obicei 5 n = de obicei 3

La inceputul combustiei, f = 0, iar la sfarsit este aproape 1.

Energia degajata, ∂Q, in timpul schimbarii unghiului cu, ∆Ө este:

(2.71)


Unde Qin este cantitatea totala de caldura (energie) introdusa.

Derivand f functie de unghiul arborelui cotit se obtine urmatoarea definitie pentru df/dθ:

(2.72) Daca θ ≤ θ0, dF = 0.

Astfel, cu ∂Q/dθ si dV/dθ definite se poate determina presiunea ca o functie de unghiul arborelui cotit.

iv. Determinarea Energiei de Intrare Qin

Aceasta este o metoda pentru determinarea lui Qin din informatia data despre un motor.

Pentru un motor, puterea specifica este de circa 3.37x104 W/liter, care este echivalent cu 34 MW/m3. Dubland aceasta valoare pentru includerea transferului de caldura se obtine aproximativ 60 MW/m3.

In acest caz vom incerca sa determinam energia introdusa in Joules pentru un ciclu. Se considera viteza motorului de w = 5000 rpm.

Presupunand ca:

Diametrul cilindrului = 90 mm = 0.09 m ~ 0.1 m Cursa = 80 mm = 0.08m ~ 0.1 m

Volumul dislocat va fi:

(2.73) Care conduce la :


(2.74)

Daca consideram, Qin = 20P1Vd, la 1atm, se obtine:

(2.75)

Aceast rezultat este mult mai mare decat cel din prima metoda. Aceasta pentru ca, in aceasta metoda densitatea de energie este considerata. Aceasta metoda se foloseste pentru determinarea energiei totale introduse.

iv. Modelul Otto cu ardere finita si degajare de caldura

Introducere

Pentru motoare cu aprindere prin scanteie, principalul mecanism de disipare a caldurii de la gazele din cilindru la pereti este convectia si doar 5% prin radiere.

Folosind un model Newtonian, caldura pierduta prin pereti este:

Q = hA(Tg-Tw) (2.76) Unde: h = coeficientul de transfer de caldura A = aria expusa combustiei Tg = temperatura gazelor din cilindru Tw = temperatura peretelui


Presiunea exprimata ca functie de unghiul arborelui cotit considerand transferul de caldura

Cand se determina termenul energie degajata, ∂Q/dθ, pierderea de caldura catre peretii trebuie considerata. Expresia presiunii devine acum:

(2.77)

Unde:

= turatia motorului [rad/s]

Suprafata poate fi determinata din modelul biela manivela.

(2.78)

Temperatura gazelor, Tg, va fi o temperatura medie. Temperatura va fi gasita considerand relatii pentru gazele perfecte.

(2.79)

Unde:

M = masa molara a amestecului combustibil/aer m = masa amestecului combustibil/aer = constanta universala a gazelor Folosind relatia, r = V1/V1-Vd:

(2.80)


Corelatii ale coeficientului de transfer de caldura

Se va discuta un aceasta sectiune doua corelatii dezvoltate de Annad si Woschni pentru determinarea coeficientului de transfer de caldura.

Annand a dezvoltat urmatoarea corelatie:

(2.81) unde: hc = coefficient de transfer de caldura b = diametru k = conductivitate termica = 0.15 W/mK µ = Vascozitate dinamica = 7x105 kg/ms

= viteza pistonului = 2sω a = variaza de la 0.35 la 0.8 pentru combustie normala b = 0.7

Woschni considera si cresterea velocitatii gazelor in cilindru in timpul combustiei.

Annad a considerat o velocitate a gazelor constanta si egala vitezei pistonului.

Media velocitatii gazelor, v, pentru un motor in 4 timpi determinate de Woschni este:

(2.82)

(2.83)

Unde: Pmotor = presiunea motoare Ta = temperatura ambienta, 298 K Pa = presiunea atmosferica, 1 atm Presiunea motoare este data de relatia:


(2.84)

Coeficientul transferului de caldura dat de Woschni este:

(2.85)


3. Componentele si Descrierea Sistemelor de Reglare Automata 3.A. Senzori

i. Elemente Generale Senzorii au o importanta deosebita in proiectarea si exploatarea sistemelor de masurare si reglare. Misiunea lor este sa determine interconectari in cadrul procesului tehnic si sa converteasca marimile de masurat, in majoritatea timpului neelectrice, in semnale electrice. Pentru aceasta conversie senzorii utilizeaza un efect de masurare fizic sau chimic, care de obicei interfereaza cu efecte de influenta sau de efecte perturbatoare nedorite. Fiecare sistem de senzori contine un circuit de evaluare, in general individual, cu ajutorul caruia semnalul este convertit intr-un semnal de frecventa sau intr-un semnal de amplitudine, un circuit de amplificare, un circuit de conversie in format de semnal numeric si, intr-un punct convenabil al sistemului, facilitati pentru prelucrarea analogica sau numerica a semnalului. Realizarea efectului de masurare intr-un sensor necesita masuri constructive si de tehnica fabricatiei. Un senzor trebuie sa fie calibrat si, daca este cazul, recalibrat. In final trebuie sa se dispuna si de facilitatile necesare pentru functionarea senzorilor, ca de exemplu energie auxiliara sau semnale de comanda. In functie de domeniul de utilizare se pot deosebi diferite clase de senzori. In cazul de fata, senzorii sunt tipici celor folositi in industrie, de exemplu in tehnologia constructiilor de masini, dar si senzorii pentru masurari de precizie sau pentru procese de fabricatie a produselor de serie mare, precum si pentru procese individuale descentralizate. In functie de domeniul de utilizare senzorilor li se impun diferite conditii.


Un rol important il au: precizia care trebuie atinsa, efectele de influenta, caracteristicile dinamice, forma semnalului de transmitere la distanta, fiabilitatea si, natural, costurile. Efectul de masurare si efectul de influenta De o importanta fundamentala la proiectarea unui senzor sunt efectul de masurare utilizat si efectele de influenta perturbatoare care sint de asteptat. Nu pentru fiecare problema de masurare avem la dispozitie senzori de constructie simpla. Felul si numarul efectelor de masurare fizice si chimice de care se dispune este limitat. In unele cazuri avem la dispozitie un efect usor realizabil, ca de exemplu efectul termoelectric, la care o diferenta de temperature este convertita intr-o tensiune care depinde univoc de aceasta. Avindu-se in vedere principiul de functionare, se prefigureaza ca mai dificila masurarea marimilor mecanice, ca de exemplu masurarea presiunii. Alaturi de efectul de masurare propriu-zis apare in acest caz totdeauna temperature ca marime de influenta. Arta proiectarii senzorilor consta in eliminarea pe cit posibil a efectelor de influenta. Conditii impuse senzorilor Printre cele mai importante conditii care se impun senzorilor se numara:

- caracteristici statice de transfer - efecte de influenta si conditii de mediu - caracteristici dinamice de transfer - fiabilitate - economicitate


La caracteristicile de transfer statice intereseaza in primul rind sensibilitatea senzorului si limitele erorilor tolerate. O sensibilitate prea slaba poate produce erori auxiliare din cauza reamplificarii necesare. O eroare totala rezultanta mai mare a senzorului capata importanta atunci, cind de exemplu, sint necesare reglari precise de pozitie. Mai mult, senzorii trebuie sa sufere efecte de influenta si efecte perturbatoare pe cit posibil de mici. O marime de influenta, de exemplu temperatura, poate in acest caz sau sa fie tinuta constanta prin masuri corespunzatoare, sau influenta ei sa fie corectata pe parcursul exploatorii. Pe linga aceasta, trepidatiile si oscilatiile mecanice pot sa produca efecte perturbatoare, la fel cum influentele electromagnetice pot fi suportate in mod diferit (compatibilitate electromagnetica). Pe linga aceste efecte de influenta exista de obicei valori limita pentru conditiile de mediu care nu trebuie depasite atunci cind se urmareste realizarea unei fabricatii fiabile. Solicitarile mecanice si termice admise sint de exemplu, in mod obisnuit, limitate prin anumite valori maxime pentru acceleratie, respectiv prin anumite intervale de temperatura. Tipul de semnal al senzorilor Decizia asupra carui tip de semnal al senzorilor este posibil si avantajos, depinde, intre altele, de felul prelucrarii necesare pentru transmiterea semnalului si de felul prelucrarii necesare valorii de masurat. In principal, se poate deosebi aici tipul de semnal analogic (de amplitudine sau de frecventa) si tipul de semnal numeric.


Pentru semnalele analoage de amplitudine se au in vedere urmatoarele:

- precizia statica care poate fi atinsa este limitata; - caracteristicile dinamice de transfer sint in general foarte bune; - siguranta la perturbatii este scazuta; - operatiile posibile de calcul sint limitate; - separatia galvanica este foarte costisitoare; - adaptarea antropotehnica este buna, deoarece, de exemplu, tendintele sint

rapid de recunoscut.

Pentru semnalele analoage de frecventa si pentru cele numerice se au in vedere urmatoarele:

- precizia statica posibilaeste in principiu oricit de ridicata; - dinamica este limitata; - siguranta la perturbatii in cursul transmiterii semnalului este ridicata; - operatiile de calcul sint usor de realizat datorita adaptarii usoare la un

microcalculator; - o separatie galvanica este simplu de realizat cu ajutorul transformatoarelor

sau a elementelor de cuplaj optic.

O adaptare antropo-tehnica este realizabila acustic in cazul semnalelor analoage de frecventa. La semnalele numerice poate fi atinsa o rezolutie ridicata prin marirea numarului de pozitii. Pentru operatii de calcul speciale, ca de exemplu integrare sau interpolare, semnalele anlogice de frecventa sint foarte adecvate. Semnalele analoage de frecventa se pot traduce in format de semnal numeric in mod economic. Importanta semnalelor si senzorilor analogici de frecventa creste deoarece un sir de senzori importanti emit semnale de iesire analoage de frecventa si in plus se construiesc mai simplu decit senzorii compatibili analogi de amplitudine.


Clasificarea senzorilor functie de:

1. Obiectiv si aplicatie

- Functiune (circuite de control inchis si deschis) - Siguranta si back-up - Monitorizare si informatie

2. Tipuri de curbe caracteristice

- Linear continuu: Aplicatii controlate cu variatii de masurare - Ne-linear continuu: Circuit de control inchis al unui parametru cu

acelasi interval de masurare - Discontinuu multifazat: Monitorizarea in aplicatii unde un semnal punctual este necesar cind o valoare limita este atinsa - Discontinuu defazat (cu hysteresis in unele cazuri): Monitorizare

pentru corectie si ajustari imediate.

3. Tipuri de semnal de iesire Semnal de iesire proportional cu:

- curent/voltaj, amplitudine - frecventa/periodocitate - durata de pulsare/factor de pulsare

Semnal de iesire discret: - defazat (binar) - multifazat (graduare neregulata) - multifazat (eqidistant) sau digital


Aplicatii auto Senzorii si actuatorii reprezinta legaturi de comunicare periferice ale vehiculelor, dintre conducere, frinare, sasiu si operatii generale (inclusiv ghidare si navigare), si (obisnuitul digital-electronic) aparat de control (ECU) angajat in procesarea datelor. Un circuit de adaptare este in general folosit pentru a transforma semnalele de la senzori intr-o forma standard (lant de masurare, sistem de inregistrare a datelor colectate) folosit de aparatul de control. Totodata, sistemul de operare poate fi influentat de senzorul de informatie de la elementele de procesare si/sau de intrerupatoarele controlate de conducatorul vehiculului. Elementele de la bord dau conducatorului vehiculului informatii despre starea statica si dinamica de operare al vehiculului ca un proces sinergetic. Prioritati, tendinte Nivelul de stres la care este supus senzorul este determinat de conditiile de operare (mecanic, climatic, influente electromagnetice) prezente la locul de instalare. In functie de aplicatia si de cerinte, senzorii motorului vehiculului sint clasificati dupa una din cele trei clase de reliabilitate: Nivelul 1: directie, frine, protectia pasagerului Nivelul 2: motor, drivetrain, suspensie, roti Nivelul 3: comfort, informatie/diagnostis, protectie la furt Conceptele de miniaturizare sint folosite pentru a obtine dimensiuni compacte:

- substrat si tehnologie hybrida (senzori de presiune si temperatura) - tehnologia semiconductorilor - micromecanic (senzori de presiune si aceleratie) - technologia microsistemului (combinatie de micro-mecanic, micro-

electronic, poate fi inclus si micro-optic)


Senzori de integrare “inteligent” Variatia sistemelor incepe cu senzorii hibrizi si monolitici si circuite de procesare de semnal electronice si locale ajungind la circuite digitale complexe, ca de exemplu convertori analog-digital A/D si microcomputere MC (mecatronics), pentru o utilizare completa a preciziei senzorului. Aceste sisteme ofera urmatoarele avantaje si posibilitati:

- Reducerea incarcaturii la aparatul de control - Legaturi de comunicare uniforme, flexibile si bus-compatibile - Numeroase aplicatii ale senzorilor - Numeroase configuratii ale senzorilor - Abilitatea de a procesa semnale HF si cu intensitate scazuta

(amplificare, demudolare locala) - Colectarea factorilor individuali de corectie intr-o memorie PROM

pentru o performanta si o imbunatatire locala a compensatiei pentru deviatiile senzorului la fel ca si integrarea echilibrului calibrarii si compensarii pentru sensor si circuit.

Senzori cu fibre optice Datorita avantajelor deosebite, senzorii cu fibre optice vor avea o semnificatie crescuta pentru aplicatiile motor-vehicul in anii ce urmeaza. Numerosi factori fizici pot fi angajati pentru a modifica intensitatea, faza (lumina coerenta de laser) si polarizarea luminii condusa in fibrele optice. Senzorii din fibre optice nu sint afectati de interferenta electromagnetica; sint senzitivi la presiune fizica (senzori de intensitate-modulare), si intr-o anumita masura, la contaminare si imbatrinire. Fibre plastice avantajoase ca pret sint acum disponibile, pentru aplicatii auto intre anumite variatii de temperatura. Senzori extrinseci: Conductorul optic, in general conduce lumina la un punct terminal; trebuie sa se ridice de la conductor ca sa exercite un efect.


Senzori intrinseci: Efectul de masurare se produce in interiorul fibrelor. ii. Tipuri de Senzori Senzori de pozitie (deplasare/unghi) Senzorii de pozitie angajeaja contactele de stergere si cele din vecinatate pentru a inregistra deplasarea si unghiul. Cantitati variabile monitorizate direct:

- Pozitia valvei de deschidere - Pozitia pedalei de acceleratie - Pozitia tijei de control - Nivelul combustibilului

Marimi variabile monitorizate indirect:

- Unghiul de deflectie al senzorului de lovire (cantitate de debit) - Unghiul de deflectie al sistemului arc-masa (acceleratia) - Unghiul de deflectie al diafragmei (presiune) - Cursa suspensiei compresiei (ajustarea tintei verticale a head-lamp) - Unghiul torsiunii

Applicatii noi:

- Cursa ambreiajului servo - Distanta, vehicul la vehicul, blocare - Unghiul directiei volanului - Unghiul de directie - Unghiul de inclinare - Unghiul cursei vehicului - Unghiul pedalei de frinare


iii. Senzori Specifici

Receptori rezistivi de distanta si unghi

Din punct de vedere al principiului de constructie, deosebit de simpli sint receptorii rezistivi de distanta si unghi, la care o rezistenta ohmica variabila este bransata la un conductor sau la o infasurare. O rezistenta totala mult ridicata poate fi atinsa la receptori unghiulari si la receptori de distanta receptivi prin infasurarea conductorului de masurare pe un material suport izolant. Printr-un strat suplimentar din material plastic bun conducator aplicat asupra infasurarii de masurare pot fi eliminate atit neregularitatile rezistive ale infasurarii, cit si micsorata mult uzura prin frecare.

Senzori inductivi de unghi si de distanta

La senzorii inductivi este reglata prin distanta sau unghi inductivitatea proprie a unei bobine sau inductivitatea mutuala (de cuplaj) intre doua bobine. Senzorii inductive se clasifica dupa cum urmeaza:

1. Senzor de distanta cu bobina - La sistemul cu bobina inductivitatea este reglata prin variatia miezului de fier al unui circuit magnetic.

2. Sisteme cu miez mobil – Aceste sisteme sunt indicate pentru masurarea distantelor mijlocii si chiar mari. Un senzor cu miez mobil simplu consta dintr-o bobina, in general cu mai multe sectiuni, a carui inductivitate este reglata prin adincirea de patrundere a unui miez mobil feromagnetic.

3. Alti senzori inductive – Pentru controlul materialelor, pentru masurarea

trepidatiilor, precum si pentru distante mici si mijlocii au capatat importanta senzorii cu curenti turbionari. Prin cimpul magnetic alternative generat de bobina se creeaza curenti turbionari in placile feromagnetice, care conduc la o amortizare a bobinei si la o micsorare a inductivitatii. Ca senzor inductive pentru distante mari in intervalul de 10 pina la 200 mm se pot folosi si electromagneti confectionati sub forma de arc elicoidal conic.


Senzori capacitivi pentru distanta si nivel

La senzorii capacitivi se regleaza capacitatea unui condensator plan sau a unui condensator cilindric cu ajutorul distantei de masurat sau cu ajutorul nivelului unui lichid. Capacitatea C a unui condensator plan se calculeaza cu ajutorul suprafetei A si a distantei d in felul urmator:

C = ε0εr (A/d) in care:

ε0 = 1/µ0c02 = 8,854….pF/m

este permitivitatea vidului, iar εr este permitivitatea relative (constanta dielectrica).

Senzori magnetici

Cu senzorii magnetici se pot masura distante si unghiuri, daca senzorul este expus la diferite inductii magnetice prin intermediul respectivelor marimi de masurat, iar indicatiile pot fi subordonate in mod univoc marimii de masurat. Cei mai importanti senzori magnetici sint senzorii Hall, care se bazeaza pe efectul Hall, si placile magnetorezistive (rezistente care depind de de cimpul magnetic), care se bazeaza pe efectul Gauss.

1. Senzori Hall – La senzorii Hall o banda semiconductoare de grosime d se expune unui cimp magnetic de inductie B. Daca prin banda se lasa sa treaca un curent de comanda I in sens longitudinal, atunci ia nastere un cimp transversal in banda si din aceasta cauza intre laturile longitudinale o tensiune Hall:

UH = RH I B/d

unde RH este coeficientul Hall. Senzorii Hall din GaAs au o comparative mica dependenta de temperature si sint convenabili pina la 120°C.

2. Placi magnetorezistive – La placa magnetorezistiva se foloseste dependenta

rezistentei RB in directia longitudinala a benzii semiconductoare fata de inductia B. La MDR (magnetic field depending resistor) se pune de


asemenea problema efectului de rezistenta magnetica sau efectul Gauss. Rezistenta RB a placii magnetorezistive creste aproximativ patratic odata cu cresterea inductiei B si are valoarea:

RB = R0 (1+kB2).

Senzori codificati pentru distanta si unghi

La scari codificate de lungime si unghi, fiecarei lungimi de masurat respectiv fiecarui unghi de masurat i se atribuie un semnal numeric codificat binar, univoc reproductibil, care poate fi citit imediat. Codificatorul de unghi sau discul de codare consta dintr-un ax si un disc sau un tambur care este prevazut cu un model de cod.

Senzori incrementali

La asa numitele procedee de masurare incrementale distanta totala de masurat respective unghiul total de masurat se descompune intr-un numar de pasi elementari egali in marime. Latimea unui pas elementar caracterizeaza capacitatea de rezolutie. Structura unui sistem incremental de masurat lungimi consta dintr-o rigla si un cap de baleiaj corespunzator. Capul de baleiaj este montat deasupra riglei la o distanta de citeva zeci de milimetru. Placa de baleiaj consta din patru cimpuri de baleiere si este continuta in capul de baleiaj. Constructia placii se prezinta ca o retea de difractie si se compune din linii netransparente la lumina si din goluri transparente, corespondente cu gradatiile riglei. Lumina lampii montate in capul de baleiaj cade oblic pe placa de baleiaj si prin golurile celor patru cimpuri de baleiere, pe rigla. Lumina este reflectata de golurile stralucitoare ale riglei, terce din nou prin golurile placii de baleiaj si intilneste fotoreceptori atribuiti. Pe linga riglele incrementale de masurat lungimi cu baleiere optica exista si rigle incrementale de masurat unghiuri cu baleiere optica, magnetica sau inductive.


Interferometru – laser

Precizii mai ridicate si rezolutii mai ridicate decit cu rigle incrementale se pot atinge cu un interferometru-laser, al carui principiu a fost utilizat inca de Michelson. Precizia unui interferometru-laser depinde numai de precizia lungimii de unda a luminii monocromatice. Aceasta lungime de unda depinde de conditiile de mediu. Conditiile de mediu respective trebuie deci determinate printr-o masurare si luate in consideratie.

Senzori de turatie Dupa principiul de functionare, acesti senzori se impart in: - tahogeneratoare analoage, la care se induce o tensiune a carei

amplitudine este proportionala cu turatia; - detectori de impuls, la care frecventa de succesiune a impulsurilor este

proportionala cu turatia

1. Tahometru cu curenti turbionari - La tahometrul cu curenti turbionari nu tensiunea indusa este sesizata direct, ci cuplul de rotatie al curentilor turbionari produsi de aceasta. Un magnet permanent multipolar se roteste intr-un cilindru din aluminiu sau cupru asezat separat. Acesta este plasat in intrefierul dintre magnetul permanent inelar si un clopot de fier de inchidere a circuitului magnetic. Liniile de cimp intre magnet si clopotul de fier produc in cilindru curenti turbionari, avind ca efect un cuplu care creste proportional cu turatia. La echilibru deviatia unghiulara depinde in mod liniar de turatie.

2. Tahogeneratoare – La tahogeneratoare cu tensiune alternative se produc

tensiuni alternative cu ajutorul bobinelor fixe si al magnetilor rotativi, a caror amplitudine este proportionala cu turatia. La tahometrele monofazate masurarea acestei amplitudini poate fi realizata sau prin redresare in punte sau tensiunea obtinuta este explorata esantionat retinind valoarea maxima ca informatie de masurare. La tahometrele trifazate tensiunea de iesire redresata are numai o mica ondulatie reziduala.


3. Senzori detectori de impuls – O frecventa proportionala cu turatia se obtine

prin senzorii detectori de impuls, care pot fi realizati ca senzori inductivi, ori ca senzori magnetici sau optici. Un detector inductiv de impulsuri consta dintr-un magnet permanent in forma de bara, o bobina de inductie si o manta de inchidere din material feromagnetic. Reperele pe axul de masurare sint astfel formate incit fluxul magnetic in bobina de inductie variaza. In cazul cel mai simplu, pentru modularea fluxului magnetic care strabate bobina se folosesc crestaturi sau o roata dintata usor magnetizabila. Conform legii inductiei tensiunea indusa U este proportionala cu viteza fluxului magnetic si cu numarul N de spire:

U = N (dø/dt) ~ n Tensiunea indusa este proportionala cu turatia n.

Detectoarele de impulsuri magnetice si optice sint in principiu senzori de distanta. In toate cele trei cazuri frecventa semnaului de iesire este proportionala cu turatia.

Masurarea acestei frecvente se poate face cu mijloace simple cu ajutorul numaratoarelor digitale.

Senzori de acceleratie

Solicitarile la care sint supusi oamenii sau mijloace materiale pot fi determinate cu senzori pentru masurarea acceleratiei liniare. Masurarile de acceleratie se deduc de regula din masurarile de forta. Pentru acceleratia a a unei mase m si forta de inertie F rezulta:

a = F/m. Comportarea dinamica – Comportarea dinamica a unui senzor de acceleratie cu system masa-resort poate fi descrisa prin ecuatia diferentiala k dx/dt + cx = m d2(s-x)/dt2 in care:


x – deplasarea masei (fata de carcasa) s – parcursul absolute al carcasei s-x – deplasarea absoluta a masei k – constanta de amortizare c – constanta resortului m – masa Daca se introduce o pulsatie ω0 a oscilatiei proprii neamortizate si factorul de amortizare ζ conform ω0 = √ c/m si ζ = k/( 2m ω0 ) se obtine pentru acceleratie a = d2 s/ dt2 = ω0

2 x + 2 ζ ω0 dx/dt + d2 x / dt2

In timp ce sisteme “slab acordate” cu frecventa proprie foarte joasa sint intrebuintate ca senzori seismici de deplasare (s ≈ x), sistemele masa-resort pentru senzorii de acceleratie trebuie sa fie “inalt acordate”, pentru a putea urmari variatiile rapide pe cit posibil fara temporizare. Dorinta de a realiza pulsatii ω0 cit mai inalte ale oscilatiilor proprii neamortizate corespunde unei cerinte de sensibilitate statica ε mai ridicate. Sensibilitatea este tocmai ε = dx/da = 1/ ω0

2 = m/c si este deci invers proportionala cu patratul frecventei proprii. Atenuarea ׀ G(jω) ׀ unui system masa-resort ca senzor de acceleratie este egala cu raportul amplitudinii miscarii relative a masei catre amplitudinea acceleratiei sinusoidale la intrare: ω0 /1 = ׀ a ׀ / ׀ x ׀ = ׀ G(jω) ׀

2 x 1/√[1-(ω/ω02)]2 + (2 ζ ω/ω0)2

Forma curbei atenuarii depinde mult de factorul de amortizare ζ. Acesta la rindul lui depinde considerabil de viscozitatea uleiului folosit la amortizare si prin aceasta de temperatura uleiului de carcasa.


La autovehicule acesti senzori sint folositi pentru eliberarea pernelor de aer imediat ce sint depasite valorile admise ale acceleratiei de soc. Senzori pentru solicitari mecanice La masurarea solicitarilor mecanice prezinta importanta senzorii pentru forta, presiune si moment de rotatie (cuplu). Aceste solicitari mecanice pot fi in primul rind masurate cu dispozitive elastice, a caror extensie sau compresie este determinate.

Masurari de alungire cu punti tensiometrice

La puntile tensiometrice rezistenta electrica a unui conductor se schimba sub influenta unei alungiri. Prin aceasta alungire lungimea l a conductorului se mareste cu fractiunea dl, iar diametrul se micsoreaza cu dD. Cu rezistivitatea ρ rezistenta conductorului inainte de alungire este:

R = 4 ρ l / π D2

Prin alungire rezistenta devine: R + dR = 4/π x (ρ+dρ)(l+dl)/(D+dD)2

Pentru variatiile diferentiale dρ, dl si dD rezulta variatia relative a rezistentei dR/R = dl/l – 2 dD/D + dρ/ρ = dl/l [1-2 dD/D + dρ/ρ ] dl/l dl/l Variatia relative de lungime ε = dl/l se numeste elongatie, iar variatia relativa a diametrului εq = dD/D se numeste alungire transversala. Raportul dintre alungirea transversala negativa si elongatie se numeste coeficientul Poisson: µ = - εq / ε


Cu aceste marimi variatia relativa a rezistentei electrice devine dR/R = [1+2µ + dρ/ρ ] ε = kε ε Factorul k reprezinta sensibilitatea puntii tensiometrice. Cu volumul V = π D2 l/4 se calculeaza variatia relative a volumului dV/V = dl/l + 2 dD/D = dl/l (1-2µ) Deoarece sub influenta unei tractiuni se realizeaza in orice caz o variatie de volum, coeficientul Poisson poate cel mult sa fie egal cu 0,5. La alungire fara variatie de volum coeficientul Poisson devine 0,5. Daca in acest timp rezistivitatea ramine constanta, factorul k devine K = 1+ 2µ + dρ/ρ = 1 + 2x 0,5 + 0 = 2 ε Valorile tipice ale rezistentei puntilor tensiometrice se situeaza inter 100 si 600 Ω.

Masurarea fortei cu punti tensiometrice

Daca se aplica asupra unei bare de sectiune transversala A forta de tractiune sau forta de compresiune F, ia nastere in aceasta o tensiune mecanica σ. Conform legii lui Hook aceasta tensiune produce in interiorul intervalului de elasticitate o alungire proportionala ε = σ/E. (este modulul de elasticitate). In cazul ideal puntile tensiometrice in directia fortei sufera o deformare de lungime εl = F/(aE), iar puntile tensiometrice perpendiculare pe directia fortei sufera o deformare transversala mai mica, si anume: εq = - µ ε1 unde: F – forta de masurare, A – suprafata sectiunii transversale a cilindrului supus compresiunii, E – modulul de elasticitate, µ - coeficientul Poisson. Pentru estimarea alungirii obtinute in intervalul de elasticitate E = 200 kN/mm si un efort de tensiune admisibil σadm /E = 2,5 ‰ = 2,5 mm/m. In domeniul de elasticitate sint deci admise numai alungiri de citeva ‰.


Valorile uzuale pentru masurarea alungirii la materialele metalice sint in jur de ± 5000 µm/m = ± 5‰ . Alungiri de 1% nu trebuie sa fie atinse in mod normal, deoarece acestea conduc la deformari plastice.

Masurarea presiunii cu punti tensiometrice

Adesea se folosesc pentru masurarea presiunii membrane elastice sau arcuri lamelare, care sub o presiune p respectiv sub o presiune diferentiala ∆p se deformeaza. Tensiunile radiale si tangentiale σr si σt care iau nastere la suprafata membranei cauzeaza alungirile εr si εt si pot fi detectate cu punti tensiometrice corespunzatoare. Pentru masurarea alungirii la suprafata membranei se folosesc punti tensiometrice speciale in forma de rozeta. iii. Senzori specifici care pot fi utilizati intr-un sistem de reglare automata curenta

Masurarea cuplului cu punti tensiometrice

Pentru masurarea cuplului cu punti tensiometrice se folosesc un ax elastic sub forma de teava, cu R1 si R2, care este rasucit cu unghiul φ pe o lungime de masurat L sub influenta cuplului de torsiune MT. Unghiul de torsiune φ este: Φ = 2/π x LMT / (R2

4 – R14)G

G – coeficient de elasticitate transversala Din Fig. 3.1 rezulta pentru alungirea ε la suprafata axului de masurare in functie de unghiul α ε = 1/2 x R2φ/L sin2α = 1/π x R2/ R2

4 – R14 x MT/G sin2α


Figura 3.1: Calculul Geometric al Axului Elastic

Cuplul de torsiune MT poate fi determinat prin masurarea alungirii la suprafata superioara a axului de masurare. In acest scop se lipesc punti tensometrice pe axul de masurare. Alungirea maxima se obtine la un unghi de lipire de αmax = 45º sau 135º.

Masurarea debitului cu ultrasunete La masurarea debitului cu ultrasunete se produce, dupa cum este ilustrat in Fig. 3.2 un scurt impuls de sunet intr-un piezocristal, care converge pe cristalul receptor in aval cu viteza c1 = c + ν cosφ si amonte cu c2 = c - ν cosφ sub unghiul φ raportat la directia de scurgere a lichidului. Aici c este viteza sunetului si ν viteza de curgere a lichidului. Cei doi timpi de curgere t1 si t2, pe ambele portiuni ale lungimii L, sint t1 = L/c1 = L/(c + ν cosφ), t2 = L/c2 = L/(c - ν cosφ),

Fig. 3.2: Calculul Senzorului de Debit


Daca impulsul primit pe cristalul receptor va fi retrimis fara intirziere dar amplificat din nou la emitator (metoda singaround), rezulta frecventele de succesiune a impulsurilor f1 si f2 conform relatiilor: f1 = 1/ t1 = (c + ν cosφ)/L f2 = 1/ t2 = (c - ν cosφ)/L Deoarece viteza de curgere ν este mica fata de viteza sunetului c (in apa, c = 1450 m/s) chiar mici schimbari conditionate de temperatura ale vitezei sunetului (in apa, 3,5ms/K) pot sa falsifice puternic rezultatul masurarii. De aceea se evalueaza diferenta celor doua frecvente de succesiune ale impulsurilor. f1 – f2 = (2/L) ν cosφ, care – independent de viteza momentana a sunetului – este proportionala cu viteza de curgere ν si prin aceasta si cu debitul volumic Q = Aν (A – sectiunea transversala a conductei). La determinarea debitului masic cu ajutorul debitului volumic Q sau cu ajutorul vitezei de curgere ν, trebuie sa fie cunoscuta densitatea ρ a lichidului de masurare, care atunci cind se cunoaste modulul de compresiune K0 se obtine cu viteza sunetului c din relatia ρ = K0/c2. Viteza sunetului c, la rindul ei, se obtine la metoda cu ultrasunete din suma celor doua frecvente de succesiune a impulsurilor: f1 + f2 = 2c/L Debitul masic este in felul acesta: q = ρ Q = K0/c2 x Aν = 2K0A/Lcosφ x (f1 – f2)/ (f1 + f2)2

Termometre de radiatie (pirometre) Principii fizice Termometrele de radiatie functioneaza, in contrast cu termometrele cu rezistenta sau termoelementele, fara contact si sint in mod special adecvate pentru masurarea temperaturilor mai inalte (aprox. 300ºC pina la 3000ºC).


Fundamentul fizic pentru termometrele de radiatie o formeaza legea de radiatie a lui Planck. In conformitate cu aceasta, radiatia spectrala specifica Mλ (λ) in intervalul de lungimi de unda λ si λ + ∆λ emisa de catre suprafata A a corpului negru la temperatura T in semispatiu (unghiul solid 2π) este: Mλ (λ) = dM(λ)/dλ = c1/λ5[expc2/λT-1] In aceasta relatie marimile c1 si c2 sint constante. Radiatia spactrala specifica Mλ (λ) a corpului negru este reprezentata in Fig.3.3, in functie de lungimea de unda λ, cu temperatura T ca parametru.

Figura 3.3: Radiatia Spectrala a Pirometrului Radiatia spectrala specifica prezinta in functie de temperature un maximum pronuntat la o anumita lungime de unda λmax. Dupa legea deplasarii a lui Wien acest maxim se translateaza cu cresterea temperaturii T catre lungimi de unda mai mici.


Maximul radiatiei spectrale specifice este la: λmax = a/T si are valoarea [Mλ (λ)/A]max = bT5

Marimile a si b sint de asemenea constante. Prin integrare pe intregul interval al lungimilor de unda rezulta legea Stefan-Boltzmann pentru radiatia specifica totala M a corpului negru la temperatura t: M = 0∫∞ Mλ (λ)dλ = c1 0∫∞ dλ/ λ5[expc2/λT-1] = σT4

unde σ – este constanta Stefan-Boltzmann si are valoarea σ = 5,67 x 10-8 W/m2 K4. Emisivitatea suprafetelor tehnice Suprafetele tehnice nu pot fi considerate in general corpuri negre. Radiatia lor spectrala (specifica) este mai mica decit radiatia spectrala specifica a corpului negru care rezulta din legea lui Planck a radiatiei. Emisivitatea spectrala ε (λ) a unui corp care nu este negru este in general dependenta de lungimea de unda λ. Constructie si caracteristici ale pirometrelor Termometrele de radiatie realizate in practica (pirometre) se deosebesc in constructia lor in principal prin optica utilizata pentru focalizarea radiatiei si prin receptoarele de radiatie folosite. Pirometrele se clasifica dupa cum urmeaza:

- Pirometru cu oglinda concava – radiatia obiectului de masurat se poate capta si transmite aproape fara pierderi si independent de lungimea de unda asupra receptorului de radiatie


- Pirometre cu lentila – pentru masurarea temperaturilor mai ridicate.

Lentilele din sticla, cuart sau fluorid de litiu au o limita superioara de absorbtie la 2,5 µm pentru sticla, la 4 µm pentru cuart si la 10 µm pentru fluorid de litiu.

- Pirometre cu lentila cu fotoelemente din siliciu – folosite ca receptori

de radiatie poseda un interval restrins de unda de la 0,55 pina la 1,15 µm.

- Pirometre de cromatografice – Fig.3.4 se determina raportul a doua

puteri de radiatie spectrale, de exemplu la ambele lungimi de unda 0,888 si 1,034 µm (sau la intervale spectrale).

Ambele lungimi (sau intervale) de unda sint produse cu ajutorul unui filtru de fosfura de indium, care reflecta radiatiile cu lungimi de unda pina la 1 µm sip e acelea peste 1 µm le lasa sa treaca. Radiatia corespunzatoare acestor doua lungimi (intervale) de unda cade fiecare pe cite un fotoelement din siliciu. La acest pirometru de culoare se formeaza raportul ambelor semnale de iesire U1 si U2 si din aceasta cauza masurarea temperaturii este independenta de gradul de emisie ε al obiectului de masurat, atit timp cit acesta are aceeasi valoare pentru ambele lungimi de unda.

Figura 3.4: Pirometre Cromatografice


Senzori de concentratie-oxigen (O2 sau sensor Lambda)

Sistemul de masurare al combustibilului angajeaza continutul residual de oxigen al gazului de evacuare ca fiind masurat de senzorul de O2 pentru controlul precis al amestecului inflamabil de aer-combustibil, care este ajustat cu precizie la valoarea necesara de a obtine factorul de surplus de aer λ = 1 (coeficient stoichiometric). Senzorul este un electrolit in stare solida facut din material ceramic ZrO. La temperaturi ridicate, acest electrolit devine conductiv si genereaza o incarcare caracteristica galvanica la conectiile senzorului; acest voltaj este o indicatie a continutului de oxigen. Variatia maxima are loc la λ = 1. Senzorii electrici incalziti sint indicati pentru masuratori intr-un domeniu restrins, si sint folositi in faza de preincalzire.


3.B. Actuatori i. Actuatori Electromecanici Actuatorii formeaza jonctiunea intre procesorul de semnal electronic (prelucrarea datelor) si actualul proces (miscarea mecanica). Termenul de actuator este de asemenea intrebuintat ca denumire generala pentru componentele servo fara convertori proprii. Acest tip de transformare al energiei reprezinta o varianta pentru clasificarea actuatorilor electromecanici. Energia emanata de la sursa este transformata intr-o energie de cimp magnetica sau electrica, sau transformata in energie termica. Principiul individual de generare a fortei este determinat de aceste forme de energie, si bazat fie pe fortele de cimp sau de caracteristicile specifice ale materialelor. Actuatorii termali depind in exclusivitate de exploatarea caracteristicilor diferitelor materiale. Actuatorii auto sint in general actuatorii electromagnetici mecanici care prevad bazele pentru actuatorii motoarelor electrice la fel ca si actuatorii solenoidali de traducere si rotatie. Forta de generare in cimpul magnetic Diferenta intre principiile actuatorilor electrodinamici si electromagnetici vine de la maniera in care fortele sint generate in cimpul magnetic. Comun la ambele principii este circuitul magnetic cu un material moale si bobina de stimulare in cimpul magnetic. O diferenta majora consta in forta care poate fi extrasa din sistem in conditii tehnice convenabile. In conditii identice, forta produsa in timpul aplicarii principiului electromagnetic este mai mare cu un factor de 40. Constanta timpului electric pentru acest tip de actuator este comparabila cu constanta timpului mecanic. Cele doua principii ale fortei de generare sint aplicate in mecanismele de conducere lineare si rotative.


Principiul electrodinamic Modele electrodinamice sint bazate pe forta exercitata pe incarcari mobile sau conductori incarcati intr-un cimp magnetic (forta Lorentz). O bobina de stimulare sau un magnet permanent genereaza un cimp magnetic constant. Principiul electromagnetic Principiul electromagnetic exploateaza atractia reciproca manifestata de materiale usor feroase in cimpul magnetic. Actuatorul electromagnetic este echipat cu o singura bobina, care genereaza amindoua cimpurile de energie. Actuatori electromagnetici 1) actuatorii electromagnetici traducatori este solenoidul de schimbare cu o forta/cursa curba care cade ca o functie a patratului cursei de pozitionare. Precizia curbei este determinata de tipul deschizaturii de lucru (armature conica sau de imersie).

Figura 3.5: Diagrama Actuatorului Electromagnetic cu Traductori

2) Actuatorii rotationali sint caracterizati de un aranjament magnetic (pol) in stator si rotor. Cind se aplica curent la una dintre bobine, polul rotorului si a statorului raspund cu aceeasi atractie, generind un cuplu.


3) Actuatorul simplu-spiralat rotativ combina o pereche de poli in fiecare dintre cele doua sectiuni principale, la fel ca si bobina din stator. Pozitia maxima este aprox. 45º.

Figura 3.6: Actuator Electromagnetic Rotativ

Actuatorii electrodinamici Actuatorul bobina-imersie functioneaza cind bobina de imersie cilindrica (armature spiralata) este pus in miscare in working gap. Pozitionarea este limitata de lungimea axiala a armaturii spiralate si de deschizatura.

Figura 3.6: Actuator Electro-Dinamic Rotativ

Motorul cu un ciclu scurt linear este un actuator cu o bobina cu disc rotund.


O distinctie este facuta intre actuatorii simplu-spiralati si dublu spiralati. Amindoua tipurile includ un magnet permanent in interiorul rotorului si unul sau doi statori spiralati. Pozitionarea actuatorilor simplu-spiralati rotativi variaza conform cuplului necesar si variatiei unghiului in care densitatea de flux necesara poate fi prevazuta. Actuatorii dublu-spiralati rotativi pot fi descrisi ca o combinatie a doi actuatori simplu-spiralati rotativi cu 90º compensare periferica si construiti sa produca debituri contrare de cuplu. Actuatorii electromecanici sint elemente cu actiune direct controlata; ei transforma energia semnalului electric de control intr-un factor mecanic de pozitie fara nici un mecanism intermediar de transformare. Aplicatiile tipice sint pozitionarea clapelor, bobinelor si valvelor. Acesti actuatori sint capabili numai de pozitionarea operatiilor de la o pozitie initiala stabila (punct de lucru) cind forta de calcul este aplicata. ii. Actuatori Hidraulici si Pneumatici Actuatorii hidraulici si pneumatici utilizeaza principii similare pentru transformarea si reglarea energiei. In majoritatea aplicatiilor, actuatorul fluid-mecanic conduce asumindu-si forma transformatorilor hidrostatici de energie. Acesta opereaza in concordanta cu principiul de deplasare, transformind energia de presiune a fluidului in lucru mecanic si invers. Contrar, transformatorii hidrodinamici functioneaza transformind energia debitului (energia cinetica a fluidului in miscare) in lucru mecanic. Pierderile de fluid-termic sint cauzate de rezistenta debitului, in care throttle action transforma energia hidraulica in caldura. O parte din aceasta caldura este disipata in aerul inconjurator, si o parte este absorbita de catre fluid. Qheat = Q1 p1 – Q2 p2


La fluidele incompresibile: Qheat = Q (p1 – p2) Amplificatorii mecanici ai fluidului controleaza tranzitia energiei intre fluid si starile mecanice. Reglarea mecanismului trebuie sa fie proiectata pentru control cu numai o foarte mica proportie a debitului de energie necesar pentru pozitionarea ultimei operatii.

Figura 3.7: Actuatori Hidraulici si Pneumatici


3.C Modulul Electronic de Reglaj Modulul Electronic reprezinta unitatea centrala a unui sistem de reglare a operarii motorului cu ardere interna. Cel mai simplu ME regleaza cantitatea de combustibil injectata in fiecare cilindru in timpul fiecarui ciclu. Unitatile mai avansate ce sunt prezente astazi in cele mai moderne autovehicule pot regla avansul la admisie si intarzierea la evacuare, nivelul de boost al turbocharger-ului si functionarea multor altor periferice. i) Generalitati Acest modul determina cantitatea de combustibil, avansul sau intarzierea, aprinderea si ceilalalti parametri prin monitorizarea motorului si a functionarii lui prin senzori. Majoritatea senzorilor folositi in domeniu au fost prezentati anterior dar reamintim cativa mai importanti: senzorul de presiune si senzorul de pozitie al clapetei din galeria de admisie, senzorul de temperature a aerului pre si post combustie, senzorul de oxygen si multi altii. Reglarea operarii se face in circuit inchis cu ajutorul buclelor de reglare. Inainte de introducerea modulelor electronice, majoritatea parametrilor de functionare ai motoarelor erau ficsi sau in cel mai bun caz controlati prin sisteme analoage mecanice. Exemplul cel mai elocvent este o principala parte componenta a pompelor de injectie mecanice care prin actiunea exercitata asupra maselor rotationale de catre forta centrifuga, regleaza injectia de combustibil. ii) Functionarea Modulului Electronic Modulele Electronice pot fi simple sau complexe. De obicei, cele simple regleaza raportul de amestec, aprinderea, avansul sau intarzierea motorului.


Un exemplu tipic pentru a arata cum se regleaza raportul de amestec este prezentat in continuare. Pentru motoarele cu injectie, Modulul Electronic determina cantitatea de combustibil necesara bazat pe un numar de parametri. Pentru un motor contemporan clasic daca pedala de acceleratie este apasata, aceasta va deschide clapeta de admisie, permitand aerului sa fie aspirat. Modulul regleaza cantiatea de combustibil injectat in functie de cat aer a fost aspirat. Aceasta informatie este prevazuta de senzorul de debit de aer masic. In functie de schema de reglare modulul poate decida sa introduca combustibil in raport stoichiometric sau poate decida pentru un amestec bogat (ca de exemplu la pornire pana motorul atinge temperature de functionare optima). Reglarea aprinderii pentru motoarele Otto este facuta de catre ME prin reglarea circuitului de alimentare a bujiei cu current electric pentru obtinerea unor regimuri mai bune de putere si consum de combustibil redus. Daca ME primeste semnal de la senzorul de bataie (knock) indicand ca acesta este present, atunci momentul aprinderii va fi intarziat astfel sa apara mai tarziu in cursa de compresie. O alta cauza mult mai comuna a aparitiei knock-ului este operarea motorului la turatii prea scazute pentru un regim respective. In acest caz, “bataile” se datoreaza faptului ca pistonul motorului ne se poate misca in joss u aceeasi viteza de expansiunii a frontului de flacara din camera de combustie. In acest caz ME va regla operarea cutiei de viteze schimband intr-o treapta inferioara. Bineinteles aceasta necesita existenta unei transmisii automate. Reglarea admisiei si a evacuarii se face prin monitorizarea parametrilor de functionare a motorului si prin actionarea si operarea supapelor de admisie si evacuate. De obicei supapele sunt deschise cu intarziere la turatii ridicate si aceasta poate optimiza debitul de aer in cilindru, rezultand in putere marita si consum de combustibil mai redus.


iii) Module Electronice Programabile O categorie speciala este cea a modulelor electronice programabile. Aceste nu au o schema permanenta de reglare si pot fi reprogramate sa incorporeze noi scheme de reglare. Tipul acesta de modul electronic este necesar pentru reglarea proceselor de operare a motoarelor cu combustie interna ce incorporeaza tehnologii noi, ca cele prezentate in capitolele ce urmeaza. Acest tip de modul poate regla cantitatea de combustibil injectata in fiecare cilindru. Aceasta poate varia functie de turatie, pozitia pedalei de acceleratie, debitului de aer masic, etc. Programatorul modulului poate specifica aceasta prin elaborarea unui tabel unde fiecare celula reprezinta o intersectie dintre o turatie specifica si pozitia pedalei de acceleratie. In acea celula se poate indica cantitatea de combustibil ce trebuie injectata. Prin modificarea acestor valori si monitorizarea gazelor de evacuare se poate determina daca motorul functioneaza in regim “bogat” sau “sarac” si se poate determina cantitatea optima de combustibil pentru fiecare combinatie de turatie si pozitie a pedalei de acceleratie. Acest process se numeste “mapping” si de obicei este condus pe un dinamometru intr-o incapere cu temperature si umiditatea controlate, astfel incat sa se asigure conditii constante de testatre si experimentare. In exemplul de mai sus s-a prezentat conceptul general de reglare a cantitatii de combustibil injectat, bazat pe obtinerea raportului de amestec stoichiometric in functie de turatie, pozitia pedalei de acceleratie si sarcina. Alti parametri ce pot fi definiti prin mapping sunt aprinderea, limitarea turatiei maxime, corectia temperaturii sistemului de racire, injectia de combustibil in perioadele transiente, compensator pentru presiune de combustibil scazuta, etc.


3.D Sisteme de Reglare Automata i. Considerente generale La baza proceselor automatizate sau a mijloacelor de automatizare moderne se afla in mare parte tehnicile de reglare si comanda, precum si cele de prelucrare a datelor de process. O caracteristica specifica sistemelor de reglare si comanda o constituie faptul ca in ele are loc modificarea, cu un anumit scop, a unor anumite marimi (semnale) insotite de o prelucrare a informatiei, fapt ce l-a determinat pe N.Wiener sa introduca notiunea de cibernetica pentru tratarea unitara a proceselor de reglare si comanda automata (din tehnica, natura si societate). Intrucit tehnicile de reglare si comanda automata sint in mare masura independente de aparatura cu care se realizeaza, trebuie ca aceste domenii sa fie subordinate stiintei sistemelor, motiv pentru care in cele ce urmeaza vor fi prezentate in principal consideratii de baza din teoria sistemelor si mai putin date referitoare la constructia aparaturii. ii. Caracteristici specifice

Reprezentarea sub forma de schema bloc Intr-un sistem de reglare sau de comanda automata are loc o prelucrare si o transmitere a semnalelor. De aceea, asemenea sisteme sint alcatuite din subsisteme de transfer (elemente de transfer). Ele poseda un sens de actiune bine definit, unidirectional, indicat prin sageti atasate semnalelor de intrare si iesire. La un subsistem monovariabil exista un singur semnal de intrare xi(t) si respectiv, un singur semnal de iesire xe(t).

Figura 3.8: Schema Bloc a Sistemului de Reglare


La subsistemele multivariabile vor actiona mai multe marimi de intrare si de iesire. Un element de transfer individual se va reprezenta printr-un bloc, ce se poate lega de alte blocuri, prin intermediul semnalelor, in unitati mai mari (sistemul de ansamblu). Notiunea de sistem cuprinde atit sistemele monovariabile simple cit si sistemele multivariabile, ajungind pina la sistemele organizate in mai multe trepte ierarhice. Figura 3.8 reprezinta un exemplu dintre cele mai simple scheme bloc. Cele mai importante simboluri folosite in schemele bloc sint date in Tabelul 3.1.

Tabelul 3.1: Simboluri folosite pentru Schemele Bloc

Deosebirea dintre comanda si reglare Reglarea este un proces in care o marime, marimea reglata, este sesizata (masurata) continuu, comparata cu alta marime, marimea de referinta (de conducere) si in functie de rezultatul acestei comparatii se intervine in sensul aducerii marimii reglate la valoarea celei de referinta.


Modul de actiune mai sus mentionat are loc intr-un circuit inchis, numit si bucla de reglare. Spre deosebire de acest lucru, comanda este un proces ce se desfasoara intr-un sistem in care una sau mai multe marimi de intrare influenteaza marimile de iesire, pe baza legitatilor specifice sistemului. Caracteristic pentru procesul de comanda este desfasurarea lui in circuit deschis, intr-un element de transfer individual sau intr-un lant de elemente comandate.Din schema bloc din Fig. 3.9, se poate observa cu usurinta, ca reglarea se poate caracteriza prin urmatoarele etape:

- masurarea marimii reglate y; - formarea marimii de eroare e = w – y prin compararea valorii reale a

marimii reglate y cu valoarea prescrisa, de referinta w (marimea de conducere)

- prelucrarea marimii de eroare, in asa fel incit prin modificarea marimii de executie u, eroarea e sa fie micsorata sau chiar anulata.

Daca se compara acum comanda automata cu reglarea automata, se pot stabili urmatoarele deosebiri: Reglarea - reprezinta o actiune in circuit inchis (circuit sau bucla de reglare);

- datorita actiunii in circuit inchis (a reactiei negative) se poate actiona impotriva tuturor perturbatiilor z;

- poate deveni instabila, adica oscilatiile din circuit pot sa nu se amortizeze ci sa creasca theoretic peste orice limita, chiar daca marimile w si z sint marginite;

Comanda - reprezinta o actiune ce se desfasoara intr-un circuit deschis (cascada de elemente de comanda);

- poate actiona numai asupra unor perturbatii ce au fost prevazute: influentele altor marimi perturbatoare nu pot fi eliminate; - poate sa nu fie instabila, in masura in care obiectul comandat este el insusi stabil;

Conform schemei din Fig. 3.9,a un circuit de reglare automata se compune din patru parti principale: procesul reglat (instalatia automatizata, obiectul supus reglarii), traductorul (elementul de masurat), regulatorul si elementul de executie.


Cu ajutorul acestei scheme bloc se poate observa ca sarcina reglarii unei instalatii sau proces consta in aceea ca marimea reglata y(t) sesizata continuu de traductor (elemental de masurat), independent de perturbatiile exterioare z(t), ori este mentinuta la o valoare constanta data – marimea de referinta w(t) (reglare la valoare constanta sau reglare cu rejectia perturbatiilor) ori y(t) urmareste o valoare variabila in timp impusa w(t) – marime de conducere (reglare de urmarire sau servoreglare). Aceasta sarcina este realizata de un dispozitiv de reglare, regulatorul R. Regulatorul elaboreaza marimea de eroare e(t) = w(t) – y(t), adica diferenta dintre marimea de referinta w(t) si valoarea reala a marimii reglate y(t), prelucreaza aceasta abatere in conformitate cu modul său de functionare (de exemplu, proportional, integral sau diferential) si produce un semnal uR(t), marimea de comanda, care prin intermediul elementului de executie formeaza marimea de executie u(t) ce actioneaza asupra obiectului reglarii: in cazul reglarii dupa perturbatie se actioneaza asupra semnalului perturbator z(t) cu scopul anularii influentei acesteia. Prin aceasta evolutie a semnalului in circuit inchis se caracterizeaza o bucla de reglare, a carei functionare consta in anularea erorii e(t) cit mai repede posibil sau in mentinerea ei la un nivel cit mai mic. Notatiile folosite sint in general cele uzuale pe plan international.

Figura 3.9: Schema Bloc a Sistemului de Reglare Automata


4. Sisteme de Reglare Automata pentru Motoare cu Ardere Interna

4.A Introducere

Performanta unui motor este in principal caracterizata prin productia de gaze de esapare, eficienta de combustibil si elasticitatea motorului. Acestea, la randul lor, sunt afectate de patru variabile fundamentale:

• alimentarea cu aer • raportul aer/combustibil(A/F) • raportul de recirculare ale gazelor de esapare (EGR) • avans/intarziere la aprindere.

Prin controlul acestor marimi, sistemele de reglare automata au imbunatatit performantele motoarelor permitand operarea in parametri optimi indiferent de varsta, istoricul sau mediului de operare a motorului si au marit comfortul si nivelul de siguranta al vehiculelor moderne. O contributie de baza in domeniul reglarii si controlului motoarelor a fost adusa de dezvoltarea unor modele matematice simple si precise. In anii ’70 perfectionarea modelelor pentru sistemele de reglare in industria auto au contribuit in paralel cu realizarile in modelarea trenului de putere si a motorului propriu-zis. In acest capitol se va modela o configuratie mecanica ale motorului Otto si modelul resultant se va utiliza pentru analiza si sinteza sistemelor de reglare pentru A/F si EGR. Intr-un efort clarificativ, cele mai notabile succese in modelarea motoarelor vor fi enuntate si se va face o descriere succincta a reglarii raportului de combustibil/aer (A/F) si al gradului de recirculare ale gazelor esapate (EGR).


4.B Perspectiva Cronologica

Evolutia modelelor matematice ale motoarelor au parcurs trei faze semnificative:

1. modele termodinamice; 2. modele de tipul intrare-iesire specifice fiecarei aplicatii specifice si

configuratii; 3. modele non-lineare generalizate pentru o plaja larga de operare si bazate pe

modele fizice. In prima faza, metode termodinamice detaliate au fost folosite pentru intelegerea si explicarea fenomenelor. Apoi, eforturile s-au indreptat catre identificarea variabelor ce guverneaza procesele aferente. In final, obiectivul a fost sa se gaseasca relatiile de interdependenta dintre aceste variabile, in ordine sa se poata formula ecuatii matematice compacte. Simularile numerice au permis proiectantilor sa inteleaga comportamentul motorului prin conducerea experimentelor numerice si testarea performantelor motoarelor. Primele modele fara considerente termodinamice au fost dezvoltate in [17, 18, 19], unde autorii au dezvoltat modele relationale, relative la unghiul arborelui cotit, cu intentia de a modela motoare cu aprindere prin compresie in scopul conducerii studiilor de analiza a stabilitatii. Modele dinamice ne-lineare pentru motoare Otto, au fost dezvoltate in [28, 29] unde apriderea, raportul de amestec A/F si EGR au fost optimizate pentru reducerea gazelor de esapament toxice in timp ce consumul de combustibil a fost mentinut la un nivel constant redus. In aceste articole, autorii au folosit concepte de control si reglare teoretice ca sa evidentieze imbunatatirea performantei. Metode moderne de control si reglare au fost aplicate modelelor lineare ale motoarelor in [7], demonstrand capabilitatile metodelor teoretice in aplicatii auto.


Necesitatea unui process de reglare précis pentru raportul de amestec A/F tranzitoriu a fost impusa de cerinte stringente legate de limitarea emissilor poluante la esapare. Dinamica necunoscuta a combustibilului a indus in eroare inginerii si cercetatorii, care au super-compensat pentru raspunsuri la amestecuri sarace sau bogate, astfel incat identificarea conditiilor de “zona de concentrare/condensare a carburantului” (fuel puddling) sau “depunere de combustibil lichid pe peretii interiori” (wall-wetting) au devenit probleme presante. Primele eforturi au fost indreptate catre derivarea unui model de tip intrare-iesire al dinamicii combustibilului [30], si mai tarziu catre o caracterizare mai detaliata a raspunsului tranzitoriu pentru A/F [31,1]. In anii ’80 a continuat dezvoltarea unor modele dinamice non-lineare, cu plaja largita de operare (acoperind majoritatea ciclurilor urbane de testare) [17, 15, 24, 32]. Cel mai detaliat model, incluzand actuatori si senzori a fost prezentat in [14], iar [32] include emisiile poluante si dinamica rotativa. Alte lucrari, precum [25,10] au dezvoltat aceste modele ca sa cuprinda componentele transmisiilor si a trenului de tractiune. In [12] autorii propun modele liniarizate si studiaza o componenta importanta a sistemelor de reglare pentru motor, si anume, cum este afectata proiectarea sistemelor de reglare si control in functie de rata de masurare. Un numar semnificativ de modele au fost dezvoltate catre finalul anilor ’80 si o lista detaliata poate fi gasita atat in [25] cat si in [27]. In prezent, cerinte stringente legate de indeplinirea normelor de limitare a emissilor de gaze poluante, reducerea consumului de combustibil si siguranta in operare necesita implementarea unor sisteme de reglare robuste si cu performate ridicate. Desi complete, modelele prezentate in [10, 16, 20, 23] sunt generice dar, combinate cu tehnicele de control moderne prezentate in [10,11], pot satisface aceste cerinte.


Indeplinirea cerintelor de performanta inalta, adeseori necesita multa informatie si o caracterizare precisa a fenomenelor complicate [22], lucru posibil numai prin folosirea unor sisteme de reglare cu putere computationala ridicata. In [26] autorul adreseaza problema dificila a reducerii duratei de proiectare necesare pentru obtinerea unor modele precise si prezinta un concept sistematic de modelare a trenului de propulsie si a sistemelor de control si reglare aferente.


4.C Controlul si Reglarea Amestecului de Aer-Combustibil (A/F) Emisiile nocive de gaze de esapament sunt constituite din monoxid de carbon (CO), hidrocarburi (HC) si oxizi de azot (NOx). La inceputul anilor ’70, convertizoarele catalitice au fost introduse in scopul oxidarii HC si CO si a reducerii NOx. Eficienta cu care emisiile au fost reduse este o functie a raportuluiA/F. Sensivitatea eficientei convertizorului catalitic in functie de raportul de amestec A/F este aratata in figura 4.1. In aceasta figura se poate observa ca exista un domeniu foarte ingust al A/F unde eficienta convertizorului este mare pentru toate trei substante poluante. Valoarea A/F la care eficienta maxima a fost atinsa este valoarea stoichiometrica de 14.64 pentru combustibilii traditionali. Datorita acestei sensitivitati, controlul A/F este un pas foarte important in controlul emisiilor poluante.

Figura 4.1 : Curbele de Eficienta ale Convertorului Catalitic TWC


In anii ’70, raportul A /F era bazat simplu prin contolul debitului de combustibil in cilindri prin carburator, iar mai tarziu cu injectori de combustibili. Ulterior, dupa aparitia senzorului de masurare a continutului de oxigen in galeria de evacuare (EGO), a fost posibila introducerea buclei de feedback. Acest tip de reglaj a fost folosit de atunci pentru mentinerea unor amestecuri cat mai apropiate de rata stoichiometrica. Obtinere unei valori precise pentru raportul A/F in operarea continua cat si cea tranzitorie este insa o problema dificila datorata actiunilor aleatoare ale soferului, tipului de senzor si intarzierilor de transport care limiteaza raspunsul precis al sistemului de reglare in regim tranzitoriu. In plus, dinamica combinata a anemometrului folosit pentru masurarea debitului de aer, geometria galeriei de admisie si dinamica formarii zonelor de « inecare locala » agraveaza situatia si mai mult. Din acest motiv, foarte multe studii au fost conduse in domeniul reglarii raportului A/F. Aceste studii pot fi divizate in doua categorii, prima adresand limitarile si neliniariatatea senzorilor conventionali. In aceste studii accentual a fost pus pe reconstructia semnalelor pentru buclele de feedback si pe cunoasterea robusta si precisa a starii sistemului. A doua categorie a acestor studii adreseaza configuratii noi de motoare, de exemplu modificarea parametrilor de combustie [3] si introducerea de actuatori si senzori noi [8, 5]. Noii parametri ai acestor configuratii de motoare pot imbunatati raportul A/F, dar de cele mai multe ori afecteaza celelante variabile ale motorului. In aceasta categorie a problemelor de reglare a raportului A/F, proiectantul trebuie sa identifice si sa considere aceste interactiuni pentru a indeplini cerintele generale de performanta.


Contributia din aceasta lucrare consta in categoria a doua ; reglarea raportului A/F se va face pentru o configuratie modificata a motorului, dupa introducerea a noi actuatori. In aceasta configuratie, variatiile raportului A/F sunt minimalizate prin implementarea unei clapete secundare, care este folosita pentru controlul debitului de aer in cilindri. Prezenta acestei clapete secundare insa poate afecta sever performantele dinamice ale motorului facandu-l mai lenes. Configuratia propusa impune probleme multivariabile care trebuiesc adresate de catre proiectant. Cercetari anterioare in prima categorie de studii in domeniul sistemelor de reglare automata a raportului A/F consista din control proportional-integral si tehnici clasice de plasare a polilor, in domenii de timp discrete si continue [33, 34]. Analiza neliniara folosind functii descriptive a fost folosita pentru studiul comportamentului in numar limitat de cicluri al raspunsului la raportul A/F, cauzat de tipul senzorului EGO [35]. Sisteme de reglare bazate be control multivariabil cu observatori [39] a fost sugerata drept solutia cea mai performanta si robusta. Sisteme de reglare pentru injectoarele nelineare de tip culisant au fost testate si prezentate in [10, 11, 36], oferind o alternativa imbunatatita sistemelor traditionale lineare cu castig programabil si au aratat rezultate promitatoare chiar in conjunctie cu folosirea senzorilor de tip EGO « switching ». Reglarea raportului A/F pentru cilindri, la nivel individual, folosind un singur EGO senzor si bazate pe multiple rate de masurare (smapling) si tehnici de control si reglare periodice au dat un raspuns problemelor impuse de ne-omogenitatea prezenta in cazul supra-alimentarii motoarelor [28]. Intr-un alt studiu inrudit, aceasta ne-omogenitate este folosita in conjuctura cu o noua tehnica nelineara observativa [38]. Folosirea estimarilor ne-lineare apare si in [39] unde se aplica un filtru Kalman pentru compensarea dinamicii « inecarii locale cu combustibil».


Compensatie adaptiva pentru dinamica combustibilului a fost folosita cu succes in [40] si [41]. In ambele studii, obiectivul este constituit de reconstructia semnalului A/F folosind senzor EGO de tip « switching » bazat pe algoritmi « fuzzy logic » in [40] si bazata pe model in [41]. Tehnici de identificare a modelului de tip on-line sunt folosite in [42, 43, 44], cu rezultate promitatoare. In [44] autorii folosesc o retea neuronala care solutioneaza efectiv intarzierile din procesul de reglare al A/F. Tehnicile de identificare on-line, proiectare observatorie si contol robust ne-linear reprezinta domenii de mare importanta in reglajul A/F in regim tranzitoriu. Cea de-a doua categorie de cercetari ale sistemelor de reglare pentru raportul A/F considera sisteme de reglaj bazate pe masuratori ale presiunii in interiorul cilindrilor [45] si un motor cu clapeta de acceleratie comandata electronic [8,43,5]. Dezvoltarea acestei tehnologii (ETC) sau clapete actionate cu sistemul drive-by-wire (DBW) reprezinta un instrument de cercetare important care livreaza o cale de reglare a modificarilor suferite de debitul de aer in galeria de admisie ca urmare a miscarii clapetei de acceleratie. Aceste scheme arata rezultate foarte bune in reglarea raportului A/F si in consecinta a reducerii emisiunilor nocive. In capitolul urmator vom folosi aceasta idée si vom introduce clapete secundare in ramurile de admisie in scopul coordinarii debitului de aer si combustibil pentru obtinerea unui raport adecvat A/F in regim tranzitoriu. S-a demonstrat ca obtinerea unei performante imbunatatite a raportului A/F poate fi obtinuta fara intarzierea raspunsului momentului motor si de aceea nu se cer compromisuri de stabilitate (driveability).


4.D Recircularea Gazelor de Esapament Recircularea gazelor de esapament (EGR) a fost introdusa la inceputul anilor ’70 pentru a elimina formarea oxizilor de azot (NOx). Gazele de esapament inerte dilueaza amestecul proaspat si reduc temperaturile de ardere si deci prin urmare reduc emisiile de oxizi de azot. In mod conventional, recircularea acestor gaze se realizeaza prin reglarea cantitatii de gaz de esapament din galeria de evacuare ce este permis sa patrunda in galeria de admisie prin intermediul unei valve actionate de vacuum. Algoritmul de reglare este de tip PID (proportional-integral-derivativ) si regleaza cantitatea de gaze de esapament la anumit moment dat in functie de turatie, temperatura lichidului de racire si moment motor (sau o alta variabila dependenta). Circuitul EGR altereaza dinamica procesului de aspiratie-evacuare si prin urmare si caracteristica momentului motor. O atentie marita trebuie acordata regimurilor tranzitorii pentru mentinere unei caracteristici bune a momentului motor ; deoarece aceasta este foarte dificil EGR este de obicei inchis in timpul regimurilor tranzitorii. O alta alternativa o reprezinta dezvoltarea sistemelor de reglare a distributiei, asa numita Variable Valve Timing (VVT). Prin intarzirea la evacuare o parte din produsele de combustie care ar fi esapate in mod normal, sunt retinute in cilindru si dupa inchiderea supapei de evacuare si sunt amestecate cu amestecul proaspet care intra in cilindru. Prin aceasta metoda de reglare a avansului/intarzierii axului cu came in scopul reglarii nivelului de dilutie a amestecului proaspat cu gaze reziduale se obtine acelasi rezultat ca si in cazul sitemului extern de tip EGR, prezentand o solutie noua si inovativa la o problema veche.


4.E Interactiuni Dinamice si Compromisurile Performatei Pentru a indeplini cerintele stringente de performanta, motoarele auto trebuiesc operate eficient atat in regim continuu constant cat si in regimele tranzitorii. Practica curenta si trecuta a fost sa se optimizeze parametri introdusi de catre actuatorii noi numai in studiul regimului constant. Punctele de operare optime sunt definite de catre tabele (maps) statice suprapuse ale unor componente care trebuie sa coopereze. Compromisuri de performanta in domeniul regimurilor constante sunt ridicate cu introducerea termenilor « feedforward » care permit mai multa libertate in obtinere a rezultatelor dorite. In conditiile in care ciclurile de testare contin portiuni semnificative de operare in regim tranzitoriu, raspunsul dinamic al motorului este cel putin la fel de important ca si comportamentul static al motorului. Aceste cerinte de performanta preseaza proiectantii de motoare sa considere interactiunile dintre diferite procese, la frevente ridicate. Mai mult, clasa noua de actuatori afecteaza cateva subsisteme si cauzeaza numeroase compromisuri de performanta. In proiectarea acestor sisteme de reglare, exista trei tipuri de compromisuri fundamentale ale performantei, acestea sunt indispensabile tehnologiilor avansate in domeniul motoarelor auto : (i) Economia de carburant si emisiile gazelor poluante O cale de reducere a consumului de combustibil este de a reduce pierderile de energie. Operarea motorului (cu mentinerea aceluiasi moment motor) la presiuni ridicate in galeria de admisie in timpul admisiei reduce lucrul mecanic de pompare/aspiratie cerut de la cilindrii. In acelasi timp, presiuni ridicate sunt asociate cu o dinamica rapida de umplere a galeriei de admisie si de aceea schimbari in pozitia clapetei sunt urmate de schimbari rapide in nivelul de supra-alimentare.


Aceste schimbari introduc perturbatii in raportul A/F pe o plaja larga. In acest caz, fara unui sistem de reglare care poate elimina aceste perturbatii, economia de combustibil va fi urmata de degradarea emisiilor la esapare. (ii) Emisiile de noxe si eficienta convertizorului catalitic EGR, folosite in scopul reducerii noxelor schimba eficienta volumetrica a motorului si schimba dinamica procesului de « respirare » a motorului. Recircularea gazelor de esapare si debitul masic de aer in cilindri sunt interconectate pe o domeniu larg de frecvente. Reglarea cantitatii de noxe cauzeaza modificarea raportului A/F. In aceste cazuri, reducerea in noxe este asociata cu reducerea eficientei convertizorului catalitic care poate rezulta in cresterea procentajelor de emisii toxice de gaze de esapament. (iii)Emisiile de noxe si raspunsul momentului motor Reducerea noxelor prin folosirea reciclarea partiala a gazelor de esapare afecteaza procesul de « respirare » a motorului. Recircularea afecteaza foarte mult gradul de spra-alimentare a aerului si formarea amestecului care este cruciala unui raspuns bun al momentului motor. Sistemul de reglare al EGR trebuie sa adreseze efectele diluarii a amestecului asupra raspunsului moment motor atat pentru regimurile constante cat si cele tranzitorii. Mai mult in acest caz un sistem de comanda in bucla deschisa este imperativ, din moment ce nu exista inca senzori care sa masoare momentul motor.


4.F Concluzii si Recomandari In urmatoarele pagini va fi abordata probelma reglarii si controlului unui motor dotat cu clapete secundare. Noile variabile de control afecteaza procesul de respirare nelinear si sunt introduse pentru a permite managementul comun al aerului si a combustibilului in cilindri. Un grafic nelinear prestabilit este dezvoltat ca o solutie pentru rezolvarea unei probleme legate de autoritatea controlului determinata de cele doua doua regimuri de operare distincte ale procesului de aspiratie. O bucla de control lineara si multi variabila este dezvoltata pentru a limita abaterile combustibil-aer si pentru a urmari momentul motor in timpul operarii tranzitorii. Acest mod de abordare a problemei ofera o alternativa la schemele de tip drive-by-wire si detine avantaje majore pentru largirea nivelului de siguranta al automobilului modern.


5. Aspecte privind reglarea automata a pozitiei clapetei de admisie in relatia process de combustie-moment motor si respective process de combustie-noxe la esapare 5.A Introducere O dificultate de reglare este mentinerea raportului de aer-combustibil (A/F) aproape de valoarea stoichiometrica optima in perioada schimbarilor rapide a pozitiei clapetei de acceleratie. Schimbarile rapide de pozitie ale clapetei influenteaza puternic procesul de introducere a aerului in cilindri, formarea amestecului si in consecinta procesul de performanta tranzitoriu al motorului. Aceste miscari rapide ale clapetei reflecta cerintele soferului pentru schimbari ale acceleratiei si momentului motor. Sistemul de reglare prezentat in acest capitol mentine raportul A/F aproape de valoarea stoichiometrica optima astfel incit sistemul de catalizatori triplu(TWC) opereaza cu eficienta inalta si urmareste cerinta pentru moment motor a soferului in perioada schimbarii rapide a pozitiei clapetei. Momentul motor la arborele cotit este o functie a pozitiei clapetei de acceleratie si viteza motorului. In conditiile evaluarii acestei functii pentru toate pozitiile posibile ale clapetei si vitezei motorului rezulta un grafic nelinear ; acest tabel de reglare este denumit in literatura tehnica de specialitate « demand map ». Reglarea raportului A/F in jurul valorii stoichiometrice optime este de obicei bazat pe reglarea debitului de combustibil in functie de schimbarile impuse de sofer debitului de aer. Sistemele cu bucla de control asociate unui astfel tip de reglaj nu au suficienta latime de banda pentru a acomoda efectele tranzitorii cauzate de miscari ale clapetei datorita intirzierii relativ lungi in ciclul aspiratie-compresie-ardere-evacuare.


Schema sistemului de reglaj prezentata aici este bazata pe introducerea clapetelor secundare inaintea porturilor de intrare in cilindru (Fig.6.1). Noile variabile (θc) regleaza debutul de aer in cilindri. Aceste variabile de reglaj in combinatie cu injectorii de combustibil(Fc) generaza variatii mici ale raportului A/F si rezulta intr-un raspuns satisfacator al momentului motor prin reglarea debitelor de aer si combustibil in cilindri. Variabilele θc aplaneaza efectele rapide ale procesului de umplere a cilindrilor in timpul miscarii rapide a clapetei astfel incit sistemul de reglare al combustibilului este capabil sa mentina valori apropiate de stoichiometria optima.

Fig.5.1 : Reprezentarea schematica a motorului cu clapete secundare

Erorile induse de sistemul de reglare pentru momentul motor si raportul A/F sunt calculate prin masurarea diferentelor dintre valorile actuale si cele dorite. Se asuma masurarea directa a momentului motor (consideram ca exista o metoda precisa si dependenta de masurare a momentului motor-de exemplu ca cea obtinuta de un senzor de masurare a presiunii din cilindru) ; de asemenea se utilizeaza un senzor liniar de tip EGO (exhaust gas oxygen) pentru masurarea indirecta a raportului A/F.


5.B Modelarea Motorului Modelul prezentat este un model continuu nelinear de frecventa joasa(rata debitului de masa, presiunea din galeria de admisie si momentul motor sunt reprezentate prin valorile lor medii pe durata evenimentului motor). Reprezentarea matematica nelineara a modelului acestui motor cu clapete secundare este derivata, bazata pe caracteristicile fizice ale motorului, prin modularea debitului masic de aer in cilindri, prin o simpla multiplicare cu un semnal (θc). Semnalul (θc) ia valori cuprinse inter 0(inchis) si 1(deschis) si reprezinta fractiunea de suprafata activa in ramura de admisie. In acest model toate nelinearitatile sunt regresate cu date motor-dinamometru. Alegerea parametrilor asupra carora datele sunt regresate este bazata pe principii fizice explicate in [37] pentru motoare Otto. Fig.5.2 arata modelul de motor cu clapete secundare.

Fig.5.2 : Model de motor cu clapete secundare

i) Dinamica procesului de aspiratie Galeria de admisie a fost analizata ca un singur volum cu o clapeta reglind debitul masic al aerului in galerie iar cilindri motori in combinatie cu clapetele secundare controlind debitul masic de aer la iesirea din galerie.


Bazat pe teoria descrisa in [37] galeria actioneaza ca un plenum, unde rata de schimbare a presiunii de admisie (Pm) este proportionala cu debitul masic de aer in manifold (Mθ) minus debitul de aer masic (Mcyl) pompat in cilindri. Dinamica galeriei este descrisa de urmatora ecuatie diferentila de ordinul 1 (vezi [60]) care exprima rata de schimbare a presiunii din galerie in functie de ratele debitelor de intrare si iesire din galeria de admisie.

, unde . (5.1) Considerind temperatura nominala din galerie(T), volumul (Vm) si constanta specifica a gazelor R= 287 J/Kg*K, constanta Km a fost calculata la 0.413 bar/gram. Acest model reprezinta media evenimentelor motoare ale dinamicii procesului de umplere a galeriei de admisie. Presiunea dinamica in galeria de admisie obtinuta de acest model nu reprezinta presiunea instantanee. Debitul de aer masic in galerie (m theta derivat) prin corpul galeriei primare este o functie a unghiului clapetei (θ) presiunii din amonte (Po), pe care o asumam sa fie atmosferica(Po = 1bar) si presiunea in aval care este presiunea galeriei(Pm). Cand presiunea galeriei este mai mica de1/2 din presiunea atmosferica debitul m teta prin galerie este descris ca debit sonic si depinde numai de pozitia clapetei primare. Functia descriind m teta in cele 2 regimuri este data in [46] si [28] de:

(5.2) Rata debitului masic de pompare in motor este o functie a presiunii galeriei (Pm) si turatia motorului (N) si este data de relatia:

(5.3)


Clapetele secundare restrictioneaza rata debitului de aer la iesirea din manifold si este modelata prin rata debitului de aer masic:

(5.4) ii) Intirzieri de proces Natura discreta a procesului de ardere cauzeaza intirzieri in circuitele de monitorizare a semnalului intre formarea amestecului si generarea momentului motor exista a defazare egala perioadei cursei de compresie si intre galeria de evacuare si senzorului de oxigen(EGO) exista o defezare care este egala cu 3 durate ale evenimentului de admisie. iii) Dinamica procesului de evacuare Dinamica galeriei de evacuare si a senzorului linear (EGO) sunt modelate de o ecuatie diferentiala de ordin 1 cu constante de timp egale cu 0.15 sec. respectiv 0.20 sec. iv) Dinamica circuitului de combustibil Dinamica innecarii locale cu combustibil este importanta in reglarea raportului A/F in regim tranzitoriu. In general, este dificil sa se modeleze dinamica innecarii locale cu combustibil, deoarece parametrii modelarii depind substantial de caracteristicile combustibilului si temperaturii de operare a motorului [41]. In [1] se descrie un model care considera dinamica innecarii locala :

(5.5) unde :

este debitul de combustibil injectat [Kg/s] este debitul masic al filmului de combustibil [Kg/s]

este debit masic de combustibil pe fiecare cilindru [Kg/s] este fractiunea cantitatii de combustibil depozitata in galerie sub forma de

film


Pornind de la acesta, modelul care considera dimanica combustibilului pentru un motor cu clapete secundare a fost dezvoltat in :

unde :

, si rezultand in :

(5.6) Reglarea precisa a raportului A/F in regim tranzitoriu in timpul schimbarilor rapide ale pozitiei clapetei de catre sofer necesita compensatie a reglarii combustibilului din moment ce intirzieri in bucla de reglare a raportului A/F interzic corectii rapide prin bucla de reglaj a combustibilului. Aceasta reglare a combustibilului este realizata pe baza gradului de umplere a cilindrilor. Estimarea gradului de umplere a cilindrilor cu aer este calculata prin masurarea debitului masic de aer de catre senzorul MAF si integrat in timpul ciclului de admisie. Acest grad de umplere al cilindrului cu aer (estimat) este divizat prin 14.64 (valoarea nominala a raportului A/F) pentru a livra comanda combustibilului folosit in bucla A/F. Dinamica instrumentului de masurare a debitului de aer este inclusa in model printr-o intirziere de ordinul 1 cu o constanta de timp egala cu 0.13sec. v) Generarea momentului motor Momentul motor generat depinde de aprinderea amestecului din cilindru, formarea amestecului si parametrii fizici specifici ai motorului. Metode analitice de suprapunere a curbelor teoretice la date experimentale obtinute prin teste de dinamometru sunt aplicate in [13] pentru estimarea in regim constant a raspunsului moment motor si este data de relatia :


(5.7) unde :

ma - este masa total a aerului admis la un event singular de aspiratie A/F - este raportul aer/combustibil σ - este avansul la aprindere N - este viteza de rotatie a motorului me - este masa totala de aer recirculat pe event singular de aspiratie

Pentru simplificare in acest studiu, s-a folosit ecuatia de mai sus cu un avans la aprindere egal cu 300 si fara recircularea gazelor de esapament (me = 0). vi) Dinamica rotationala Pentru modelarea dinamicii rotationale a unui motor cu clapete secundare este folosit un model simplificat. Miscarea rotationala a arborelui cotit este data in termeni ai momentului de inertie

ai motorului si vehiculului (J), acceleratie unghiulara si de diferenta dintre momentul motor net (Tb in Nm) generat de motor si momentul la arborele cotit (Tl in Nm).

(5.8)

Momentul la arborele cotit este calculat in [16] folosind date experimentale. Poate fi reprezentat ca o functie a frecarilor din motor, coeficientul aerodinamic si treapta de transmisie selectata:

(5.9) unde : cde = 0.00015 (Nm · sec2/ rad2) - este coeficientul de frecare al motorului, cdv = 0.001 (Nm · sec2/ rad2) - este coeficientul aerodinamic, gr = 0.197 - corespunzator treptei a treia de transmisie.


Inertia totala este reprezentata de combinatia dintre inertia motorului (Je) si inertia vehiculului reprezentata prin trenul motor si este data de relatia :

(5.10) unde :

Je - este inertia motorului, mv - este masa vehicolului, rw - este raza rotii, gr - este raportul corespunzator tretei de transmisie.

Din datele vehiculului s-a ales : Je = 0.14 (Nm · sec2/ rad) mv = 920 kg rw = 0.28 m


5.C Procesul de aspiratie nelinear Aceasta sectiune se concentreaza pe dinamica nelineara a procesului de aspiratie al motorului. Studiul comportamentului de aspiratie este folosit pentru investigarea si determinarea regiunilor de operare unde clapetele secundare (θc) au o autoritate de control in reglarea umplerii cu aer a cilindrilor. Gradul de umplere cu aer a cilindrilor pentru fiecare eveniment de admisie este o functie a debitului de aer masic in cilindri si a turatiei motorului si este direct proportionala momentului motor produs pe durata timpului de expansiune. Reglarea in timpul regimului tranzitoriu si continuu a debitului de aer masic este necesar pentru indeplinirea obiectivelor de mentinere a raportului A/F aproape de stoichiometrie si a unui raspuns corespunzator al momentului motor. Semnalul motor trebuie sa influenteze comportamentul static si dinamic al presiunii in galeria de admisie, debitul de aer in galerie prin pozitia clapetei primare si a debitului de aer in cilindri prin clapetele secundare. Pentru modelul de baza (fara clapete secundare) regimul de operare continuu apare la intersectia celor 2 traiectorii ale debitului de aer masic. Acest punct este punctul nominal aratat in Fig.5.3. Prin introducerea clapetelor secundare este posibila scalarea ratei de pompare a motorului prin valori diferite, depinzind de suprafata efectiva care este reglata prin deschiderea si inchinderea acestei noi valve, data de relatia :

(5.11)

Figura 6.3 de mai jos arata noile traiectorii ale debitului de aer in interiorul cilindrilor si noul echilibru rezultant pentru procesul de respirare al motorului. Pentru un θc < 1 suficient de mare, valoarea stabila a debitului de aer masic in interiorul cilindrului este ajustata de atingerea unei noi coditii de echilibru, prin mutarea de la un regim de debit sonic la o regiune subsonica.


O investigare mai atenta a celor doua regimuri, ilustreaza semnificativitatea lor in schema noua de control. Cand debitul prin galeria de admisie la nivelul clapetei primare este sonic si prin urmare nu depinde de presiunea de admisie, operam in zona plata a lui din Figura 5.3. Mici modificari ale lui θc nu rezulta in modificarea valorii stabile a debitului de aer masic ce intra si paraseste galeria de admisie. Din aceasta cauza, cand modelul procesului de aspiratie este liniarizat, clapetele secundare au un nivel de autoritate nul in reglarea regimului stabil de livrare a debitului de aer masic in interiorul cilindrilor.

Figura 5.3 : Traiectoriile curbelor debitului de aer ce patrunde in galeria de admisie (pentru θ = 10) si a debitului de aer ce paraseste galeria pentru o

plaja de valori ale unghiului clapetei secundare θc.


Aceasta poate fi exprimate prin urmatoarea functie de transfer dintre semnalul de control ∆θc si debitul de aer masic livrat in interiorul cilindrului (vezi Figura 5.4) :

(5.12)

Este evident ca pentru functia de transfer de mai sus este clar nul. Tehnica usuala de incorporare a unui integrator ca sa se regleze regimul de operare stabil al debitului de aer masic in cilindri nu poate fi utilizat aici, din moment ce functia de transfer este zero in origine, ceea ce anuleaza polul integrator. Este deasemenea instructiv sa vedem asta la nivelul schemei logice. Figura 2.4 arata dinamica liniara a procesului de aspiratie pentru debit sonic, dupa introducerea clapetelor secundare. Este de notat ca bucla de integrare, care este parte intrinseca a dinamicii debitului sonic prin galerie, respinge semnalul θc in regim de operare stabila (steady state). Astfel semnalul de control ∆θc nu poate regla cantitatea de aer in cilindru prin « nivelarea » efectului rezultant din miscarea rapida a clapetei. In consecinta, comanda de control ∆θc are autoritate nula asupra raportului A/F si a valorii steady state a momentului motor.

Figura 5.4 : Diagrama procesului de aspiratie liniarizat

In cazul in care debitul este subsonic, adica, Pm/Po > 0.5, debitul de aer in galerie depinde de pozitia clapetei primare si de presiunea din galeria de admisie ; astfel, modelul linear de aspiratie al motorului este diferit si aplicarea unor tehnici lineare (LQG/LTR) este posibila. Panta functiei care descrie (vezi Figura 5.2) indica autoritatea de control a punctelor de operare.


In acest caz este clar ca autoritatea de control a clapetei secundare in jurul set point-ului 2 din Figura 5.3 este preferabila set point-ului 1. In vecinatatea set point-ului 2, clapeta secundara poate fi folosita sa « aplaneze » modificarile abrupte in debitul de aer prin reglarea debitului de aer in interiorul cilindrilor. In concluzie, este necesar un regim nelinear de feedforward ale set point-urilor θc, care permit operarea debitului de aer in domeniu subsonic si unde clapetele secundare au autoritate de control maxima. Acest tabel de reglare va livra pozitia steady state ale noilor variabile de control.


5.D Modelarea Sistemului de Reglare Pozitia nominala naturala a unei clapete secundare este deschisa complet, adica θc =1. In aceasta conditie, precum aratat anterior, clapetele secundare adesea nu exercita autoritate in reglarea debitului masic de aer aspirat in cilindri. Din aceasta cauza se sugereaza o solutie hibrida care utilizeaza un semnal de control (θc) care este constituit dintr-un sistem de control cu un component de comanda caracterizat de un termen nonlinear (θcfw) si un component de reglare descris de un termen de feedback (θcfb). Componentul feedforward din acest caz asigura autoritate maxima de control si operare stabila a motorului. Termenul de comanda (θcfw) este prevazut pentru satisfacerea urmatoarelor 3 conditii :

- este o functie a pozitiei primei clapete (θ) si a turatiei (N), adica

θcfw = θcfw (θ, N) ;

- motorul trebuie sa livreze puterea maxima can este operat cu clapetele deschise la maxim ;

- autoritatea maxima de control trebuie sa fie disponibila fara sacrificarea stabilitatii procesului de combustie si performantei.

Pentru atingerea acestor obiective, intr-o plaja larga de conditii de operare, trebuie considerate efectele stabilitatii procesului de ardere, a indicilor de performanta termodinamica si conditiilor de operare la relanti. Astfel, nu este cunoscut pe deplin daca presiunea mai mare din galeria de admisie este asociata cu implicarea clapetelor secundare in obtinerea unor eficiente volumetrice ridicate, dar aceasta poate fi investigata intr-un studiu viitor. Bazat numai pe analiza autoritatii de control, a fost dezvoltat urmatorul tabel de reglare:


Fig 5.5 : Graficul termenilor (θc)

In randurile uramatoare vom explica succint aceast tabel de reglare. In primul rand, conditiile de condus in zone urbane corespund clapetei primare deschisa partial intrerupta de cerinte rapide pentru cerinte de acceleratie si decelerare care constitiue amandua motive pentru variatii bruste ale raportului de combustibil (A /F). Cand clapetele sunt partial deschise, puterea maxima nu este necesara si prin urmare θcfw < 1 este acceptabila. In mod supplimentar, θcfw a fost ajustat astfel incat procesul de aspiratie sa opereze in jurul setpoint 2 din figura 5.3. Cand clapeta primara nu este la WOT, clapeta secundara trebuie sa fie capabila sa functioneze intre pozitia inchis si deschis in conditiile in care poate asigura livrarea de putere maxima. In conditiile WOT : Pm/Po≈ 1. De aceea clapetele secundare opereaza in regiunea de autoritate de control maxima dar au libertate de miscare intr-o singura directie. Clapetele secundare pot reduce sectiunea efectiva a galeriei si astfel sa regleze rata de amestec ce patrunde in cilindri in timpul accelerarii si prin aceasta sa reduca variatiile bruste ale raportului A/F.


Pe de alta parte, cand conducatorul vehicolului inchide clapeta primara nu se prea pot face multe : clapeta secundara nu poate sa se deschida (0 < θc ≤ 1) ca sa compenseze pentru cerinta de amestec scazuta abrupt si sa livreze aer suplimentar. Si in final, cand clapeta primara este aproape inchisa, exista o pozitie minima pentru clapeta secundara sub care stabilitatea relantiului trebuie adresata. Acest tabel de reglare, prezentat mai sus, a fost folosit in investigarea contributiei noului actuator la cresterea stabilitatii de operare si reducerea emissilor. Mai departe, evaluare termodinamica este recomandata pentru determinarea interactiunii noilor variabile de control cu indicatorii de performanta a motorului. O evaluare initiala a influientei exercitate de schema feedforward arata ca termenul feedforward este beneficial dinamicii galeriei de admisie. Motorul opereaza la Pm/Po≈ 0.9 ceea ce cauzeaza o dinamica de umplere a galeriei foarte rapida in timpul conducerii cu clapeta primara deschisa partial. Aceasta poate fi demonstrata prin evaluarea constantei de timp a dinamicii de aspiratie la cateva puncte de operare (vezi Fig. 5.3). Obtinerea rapida a unor conditii semi-stabile apropiata de presiunea atmosferica in galeria de admisie poate restrange plaja de variatie a constantei de timp a dinamicii inecarii locale cu combustibil. Aceasta poate reduce incertitudinea inherenta comportamentului tranzitoriu specific debitului de combustibil. Reducerea pierdelor hidraulice este de asteptat datorita vacuumului redus din galerie, dar complicatiile aditionale in sistemul de alimentare pot reduce eficienta volumetrica. Continuarea investigatiilor pentru clarificarea punctelor de mai sus vor determina efectul noii scheme asupra consumului de combustibil. Pentru scopul modelarii, folosirea termenului aratat in Fig 5.5 face posibila liniarizarea si permite o folosirea unei scheme liniare de feedback.


5.E Tabele de Reglare Pentu un motor cu clapete secundare, marimea de intrare este pozitia clapetei primare care reprezinta comanda soferului. Aceasta este masurata insa nu este reglata. Set point pentru momentul motor (Tdcs) este calculat functie de pozitia clapetei primare (θ) si a turatiei motorului (N). Se impune astfel cerinta existentei unui tabel de reglare similar celui utilizat in schema DBW, pentru determinarea set points pentru oricare pozitie a clapetei principale si oricarei turatii. Acest map este non-linear si foarte bine definit, ceea ce inseamna ca momentul motor are o valoare unica pentru pozitia specifica a clapetei si turatie corespunzatoare. Pentru generarea acestei map vom rula simularea modelului pentru motorul cu clapete secundare pentru diferite pozitii ale clapetei si rapoarte de transmisie si vom inregistra momentul corespunzator si turatia rezultata. Momentul din acest tabel de reglare va fi folosit ca momentul motor preferat cand eroarea momentului este calculata pentru ajustarea semnalelor de control.


5.F Sisteme de Reglare In urmatoarele sectiuni vom compara raspunsul motorului dotat cu clapete secundare prin bucla de control A/F (schema θc) cu raspunsul unui motor conventional cu bucla de control A/F (schema Fc) si cu raspunsul unui motor dotat cu clapeta electronica (schema DBW) cu bucla de control pentru amestecul de carburant. Aceasta comparare este bazata pe modelul descris in Capitolul 5.2. In acest capitol vom folosi sisteme de reglare lineare multivariabile pentru cele trei scheme. Obiectivul principal al acestor trei sisteme de reglare este sa minimalizeze variatiile bruste ale raportului A/F in timpul schimbarilor rapide ale pozitiei pedalei de acceleratie. Aceasta este realizata printr-un control integral, prin imbunatatirea descrierii starii sistemului cu integrarea starii de eroare a raportului de combustie. Un obiectiv secundar pentru motorul cu clapete secundare si a celui cu clapeta electronica este de a obtine un raspuns bun al momentului motor, in regim tranzitoriu. Un regim bun al momentului motor este bazat pe :

- mentinerea similaritatii a ratei de schimbare a momentului in prima faza de accelerare-decelerare cu cea a unui motor conventional ;

- inlaturarea ‘ezitarilor’ momentului motor in perioada accelerarii ; - obtinerea raspunsului dorit pentru moment motor, in regim stabil

Acest obiectiv este indeplinit prin introducerea, in proiectarea sistemelor de reglare a motoarelor cu clapete secundare si de tip DBW a conceptului de regim descriptiv pentru integrarea erorilor momentului motor. Cu acest obiectiv asiguram ca schemele de tip θc si DBW vor avea raspunsuri la momentul motor similare motorului conventional. Acesta este un obiectiv important si nu poate fi ignorat si in moment ce aceste doua scheme pot « decupla » conducatorul vehiculului de la motor, in particular de la cilindri.


Sistemul de reglare va incerca sa filtreze schimbarile rapide in air charge (lowpass the disturbance) pentru a minimaliza variatiile rapide ale raportului A/F ce cauzeaza raspuns la momentul motor foarte lent. Astfel, prezentand aceste doua scheme bazandu-ne numai pe reglarea raportului A/F va rezulata in operare instabila. Cele trei scheme pot fi descrise in sumar astfel :

- Schema Fc : In timpul accelerarii/decelerarii, conducatorul schimba pozitia clapetei primare (θ), si comanda de combustibil este folosita sa minimalizeze variatiile rapide ale raportului A/F cauzate de schimbarile rapide in pozitia clapetei. Reglarea combustibilului este bazata pe masurarea raportului A/F, moment motor si a pozitiei clapetei. Amestecul este masurat folosing un senzor linear de tip EGO. Aceste masuratori imbunatatesc reglarea de combustibil conventionala, care este un PI feedback controller bazat pe masurarea raportului A/F si un compensator de tip feedforward bazat pe masurarea debitului de aer masic sau a presiunii din galeria de admisie.

- Schema θc : Ca si in cazul anterior, soferul controleaza pozitia clapetei primare (θ) si sistemul de reglare actioneaza a doua clapeta (θc) si combustibilul (Fc) ca sa minimalizeze variatiile raide ale raportului A/F si pentru a mentine un raspuns bun al momentului motor. In aceasta schema de reglaj se folosesc aceleasi masuratori ca mai sus (A/F, moment motor si pozitia clapetei)

- Schema DBW : In aceasta schema de reglare, soferul controleaza pozitia pedalei si controlul regleaza pozitia clapetei (θc) si combustibilul (Fc) pentru a regla precis raportul A/F si a monitoriza cerinta la moment motor (Tdcs). Masuratorile facute in aceasta schema de reglaj sunt absolut identice cu cele prezentate in schemele anterioare.


Figura 5.6 : Reprezentare schematica a celor trei scheme de reglare

Legea de control multivariabila folosita pentru toate aceste trei solutii este bazata pe motodologia LQG.

Robustetea celor trei scheme de reglare la incertitudinea actuatorului este un factor important al aplicabilitatii diferitelor configuratii de sisteme de reglare.

Modelul motorului folosit in alegerea unui sistem de reglare cu variabile multiple nu includ nici dinamica actuatorului θc si nici dinamica clapetei electronice.

Acesta este un nivel elevat de incertitudine in dinamica innecarii locale.

Din acest motiv, vom ajusta castigurile in toate cele trei variante astfel incat sistemul de reglare de tip LGQ poate aborda asimptotic robustetea proprietatilor specifice unui sistem LQR.

Punctul de operare pentru care alegem sa liniarizam modelul motorului exista in curba de accelerare a motorului si treapta a treia de viteza a fost folosita in dinamica rotationala a trenului de putere.

Pozitia nominala a clapetei primare a fost θ = 200 si pentru a doua clapeta a fost folosit ca setpoint 61% deschisa, rezultand intro presiune in galerie de Pm = 0.96 bar.

Debitul de aer in cilindri a fost de 15.4 g/sec la 3000 rpm producand un moment de 31.5 Nm.

Acelasi moment motor este produs de un motor conventional la o pozitie a clapetei primare de θ = 11.80 cu o presiune de galerie de admisie de .51 bar.


Este de notat ca acest punct de operare cade in regiunea de autoritate de reglare scazuta explicata in Capitolul 5.C.

i) Sistem de Reglare pentru motorul cu clapete secundare

Modelul motor cu clapete secundare este linearizat la pozitia clapetei primare de 20 de grade, clapeta secundara deschisa la 61% si turatia la 3000 rpm.

Variabilele de stare ale modelului linearizat sunt presiunea din galeria de admisie, raportul de combustibil la senzorul EGO, debitul de aer masic, viteza unghiulara, innecarea locala cu combustibil si stari asociate cu aproximarea Pade de ordinul 2 a intarzierilor legate de procese si semnale.

Reprezentarea starii spatiale a modelului linearizat al motorului cu clapete secundare este data de :

unde :

, (clapeta primara),

si :

,

si :

,


.

In timpul schimbarilor pozitiei clapetei, este important sa se mentina raportul A/F la valori stoichiometrice si mentinerea unui nivel nul de tracking al raspunsului de moment motor.

Aceasta este obtinuta prin augumentarea vectorului de stare cu integrerea erorilor in raspunsul raportului A/F

,

si integrarea erorilor in raspunsul momentului motor

:

(5.13)

Vom augumenta intrarea si vectorul de stare astfel :

, si (5.14)

Sistemul augumentat rezultatant este :

(5.15)

Castigul de feedback:


este gasit prin rezolvarea problemei LQR. Matricile Rxx si Ruu in minimalizarea functiei de cost

a fost reglata astfel incat obiectivele buclei de reglare definita in Capitolul 5.6 sunt satisfacute. Castigurile de feedback K1 si K2 sunt :

(5.16)

Pentru definirea completa a sistemului de reglare LQG/LTR trebuie sa estimam starile (x) folosing un filtru Kalman.

Marticea reala, pozitiv semi-definita si simetrica reprezentand intensitatile zgomotelor de masurare Qyy au fost asumate diagonale.

Recuperarea buclei de transfer in input a fost considerata si castigul rezultant al observatorului este :

(5.17)

Ecuatiile urmatoare descriu reprezentarile combinate stare-spatiu pentru observator si controller :

(5.18)


unde xe este starea estimata si in final :

(5.19)

ii) Sistem de Reglare pentru motorul clasic

Structura de reglare a unei configuratii de reglare a combustibilului este aratata in Capitolul 5.6.

Am folosit modelul motorului descris in Capitolul 5.2 fara clapete secundare.

Modelul este linearizat la pozitia clapetei de 11.8 grade si turatia motorului de 3000 de rpm. Reprezentarea stare-spatiu a modelului linearizat este data de :

unde :

u = Fc - (reglarea de combustibil)

r = θ - (clapeta primara)

y = A/Fexh - (masuratoare la senzorul de oxigen)


Obiectivul de reglare in modelul de motor conventional (unde raportul A/F este reglat prin reglarea cantitatii de combustibil) este mentinerea raportului de amestec la valori stoichiometrice in timpul schimbarii pozitiei pedalei de acceleratie.

Din acest motiv, am folosit control integral si am augumentat intrarea si vectorul de stare astfel :

si

(5.20)

Sistemul augumentat rezultant este descris de :

(5.21)


Aranjam problema LRQ si ajustam Rxx si Ruu a functiei de cost pentru a minimaliza variatiile raportului A/F.

Castigurile regulatorului de feedback sunt date de :

(5.22)

Am asumat ca masuratorile momentului motor sunt disponibile pentru a estima starea mai bine.

In observator am considerat dinamica innecarilor locale prin ajustarea castigurilor filtrului Kalman folosind recuperarea buclei de transfer in input.

Castigul observator rezultant este :

(5.23)

Reprezentarea combinata a observatorului si a regulatorului este descrisa de ecuatiile urmatoare :



(5.25)

iii) Sistemul de Reglare pentru motorul dotat cu Clapete Electronice

Pentru un motor dotat cu clapeta electronica, conducatorul actioneaza pedala de acceleratie dar pozitia actuala a clapetei care regleaza debitul de aer in galeria de admisie este controlata electronic.

Modelul motorului descris in Capitolul 5.2 este modificat pentru a include o comanda de control si apoi linearizat la pozitia clapetei de 11.8 grade si o turatie de 300 de rpm.

Reprezentarea stare spatiu a modelului linearizat este data de :

(5.26)

unde :

si


Schimbari in pozitia pedalei de acceleratie, impuse de catre conducator reprezinta schimbari in momentul motor cerut.

In cazul motorului dotat cu clapeta electronica, conducatorul este « deconectat » de la motor si nu cauzeaza « deranjarea » buclei de reglare a raportului A/F.

In acelasi timp se impune mentinerea unui raspuns bun al momentului motor pentru satisfacerea unui nivel de driveability corespunzator.

Aceasta este realizata prin augumentarea starilor cu un regim integral de eroare in raspunsul momentului motor.

In aceasta schema de reglare, reglarea raportului A/F este limitata numai de limitarile si incertitudinile in modelare.

Starile integrate, vectorul de intrare si vectorul de stare augumentata sunt descrisi de :

si

(5.27)


Sistemul rezultant augumentat este :

(5.28)

Sistemul de reglare este similar celui din Capitolul 5.1.

Castigurile de feedback sunt date de :

(5.29)

iar castigul observatorului L este dat de :

(5.30)

Reprezentarile combinate ale observerului si functiei de reglare sunt date de :



(5.32)


5.G Exemplu de Simulare Numerica

Scopul acestui exemplu este sa ilustreze cateva proprietati ale buclei inchise de control pentru sistemul ce foloseste clapete secundare si sa le compare cu cele obtinute de modelul unui motor conventional si cu cele obtinute de o schema specifica modelului cu clapete electronica.

Figura 5.7 este o simulare a raspunsului nominal al schemei θc si al schemei Fc pentru schimbare in pasi de 10% a clapetei primare, care corespunde unei schimbari in pasi de 16% a cerintei momentului motor. Schema θc are o variatie de ± 0.14% a raportului A/F si erori nule ale raportului A/F si a momentului motor dupa 50 de evenimente de admisie.

Figura 5.7 : Simularea schemelor θc si Fc


Un model dinamic este necesar, pentru a evalua aceste efecte ale raportului A/F asupra noxelor la esapare.

Raspunsul dinamic al convertorului catalitic depinde de amplitudinea si frecventa variatiilor raportului A/F si un model al unui astfel sistem de reglare nu este disponibil.

Eroarea integrata a raportului A/F in timpul miscarii rapide a clapetei poate fi folosit ca masuratoare a emisiilor la esapare in acea perioada.

Eroarea integrata a raportului A/F pentru schema Fc este de 0.0402 si pentru schema θc este de 0.0051, ceea ce indica o posibila reducere a emissilor motorului.

De asemenea, motorul atinge momentul motor specificat mai rapid decat in cazul schemei Fc, imbunatatind driveabilitatea in mod semnificativ.

Este de notat faptul ca reglajul duratei de injectie a combustibilului nu afecteaza performanta momentului motor.

Simularea din Figura 5.8 de pe pagina urmatoare demonstreaza performantei de urmarire a momentului motor in comparare co schema DBW.

Performanta emisiilor este echivalenta in cele doua sisteme.


Figura 5.8 : Raspuns comparativ al schemelor θc si DBW pentru o cerinta a momentului motor de tip square wave

Ambele raspunsuri sunt in plaja de eficienta inalta a catalistului, in timp ce absenta variatiei bruste a raportului A/F in zona saraca in cazul DBW este evidenta.

In aceasta schema motorul este decuplat in timpul desturbarilor cauzate de miscari rapide ale clapetei, impuse de operatorul motorului.

Acest sistem de reglare cu bucla inchisa are posibilitatea izolarii cerintelor de moment motor in plaja larga prin intreruperea legaturii mecanice dintre pedala de acceleratie si clapetele primare, facilitand o reglare lina a a raportului A/F in timpul regimurilor tranzitorii.

Pentru obtinerea acelorasi bune rezultate ale raportului A/F vom avea nevoie sa formam un raspuns lin al momentului motor.

Performanta schemei θc a fost testata de asemenea sub incertitudini in dinamica innecarii locale cu combustibil datorita importantei sale in reglarea precisa a raportului A/F in regim tranzitoriu.


Figura 5.9 arata raspunsul momentului motor si al raportului de amestec folosind o constanta de timp de 0.2 secunde in dinamica innecarii locale (vezi Capitolul 6.2).

Figura 5.9 : Performanta comparativa a celor trei bucle de reglaj sub incertitudini legate de dinamica innecarii locale cu combustibil.

Rezultatele simularii arata o degradare limitata a performantelor buclelor inchise, in timp ce schema θc mentine imbunatatirea raspunsului momentului motor mai bine decat celelalte doua metode.

Avem aceleasi rezultate comparative dintre schemele Fc si θc : eroarea integrata A/F in schema Fc este 0.0547, respectiv 0.0084 in schema θc. Raspunsul raportului A/F in cazul schemei DBW se degradeaza usor la o valoare integrata de 0.0085.

Prin urmare, schema θc mentine un nivel de emisii de gaze de esapament comparabil cu cel al schemei DBW.


5.H Concluzii

In acest capitol am investigat o schema de reglaj pentru raportul A/F si Moment Motor pentru regim tranzitoriu in timpul schimbarilor rapide ale clapetei din galeria de admisie.

Schema de management al aerului si combustibilului, bazata pe clapete secundare se arata promitatoare in imbunatatirea performantei motorului.

Aceasta contributie este importanta in intelegerea dinamicii procesului de aspiratie si a comportamentului nelinear asociat.

Schema de reglare dezvoltata adreseaza principiile controlarii procesului de aspiratie care este un proces fundamental raspunsului in ce privesc gaze de esapament emise, consumul de combustibil si momentul motor.

Aceste clapete secundare pot fi inlocuite de supape de admisie electronice si ca si motorul cu clapete secundare reprezinta un caz particular al motorului cu ardere interna si anume motorul fara came.


6. Aspecte practice legate de injectarea de hidrogen in galeria de admisie si a impactului exercitat asupra emisiilor toxice

6.A Introducere

Dupa cum s-a aratat anterior, constientizarea amenitarilor ce actioneaza asupra mediului inconjurator impreuna cu aplicarea unor regulatii guvernamentale au reprezentat factori importanti in reducerea emisiunilor poluante, in special a emisiilor din sectorul automotiv. Aceste emisii au fost reduse semnificativ comparativ cu cele de cand legislatia regulatoria a fost introdusa in anii ’70. Aceaste reduceri ale emisiilor poluante cerute de normele regulatorii fost indeplinita de obicei prin modificarea parametrilor de combustie ai motoarelor termice si a utilizarii unor sisteme de reglare precum am aratat in capitolele anterioare. Aplicabilitatea acestei metode este in general limitata la motoare de tip Otto, cu aprindere prin scanteie unde parametrii de ardere sunt mai usor de controlat folosind aceste metode. In cazul motoarelor diesel, cu aprindere prin comprimare, cerintele impuse emisiilor au fost indeplinite in general prin imbunatatirea geometriei camerei de ardere si a parametrilor de injectie ai combustibilului. Avand in vedere insa cerintele stringente din 2004 emise de catre EPA si corespondentele Europene si Japoneze, in special pentru camioane [47] si transport comercial au impus considerarea unor tehnologii innovatoare, dincolo de modificarile conventionale. S-a aratat ca folosirea hidrogenului ca aditiv la combustibilul conventional poate beneficia procesul de combustie al motoarelor termice [48, 49]. Similar, imbunatatirea cu oxigen livrat in galeria de admisie a aratat o influienta substantiala in controlarea emisiunilor de funingine, imbunatatirea eficientei termice si a reducerii emissilor de hydrocarburi si monoxid de carbon pentru motoarele diesel [50, 51].


In acest capitol se prezinta rezultatele unei investigatii experimentale a acestui mod de abordare neconventionala de tratare cu aditivi a componentilor de admisie in scopul reducerii emisiilor motoarelo cu aprindere prin comprimare. Hidrogenul si oxigenul sunt generate printr-un proces de electroliza, folosind un Sistem Generator de Hidrogen (abreviat HGS – Hydrogen Generating System) si apoi livrate galeriei de admisie. Scopul acestei investigatii este sa se arate daca aceasta metoda are avantaje promitatoare datorita simplitatii si efectului pozitiv asupra combustiei, rezultand in emisii reduse (incluzand opacitate si NOx) pentru motoarele Diesel.


6.B Descrierea aparaturii folosite si a procedurilor experimentale

Experimentele au fost conduse pe un dinamometru de tip Eddy Current model Mustang MD-250, interfatat cu software MD-7000. Vehicolul testat a fost un Chevrolet Silverado cu un motor turbo-diesel de 6.5 litri cu caracteristicile prezentate in Tabelul 7.1 si dotat cu un sistem On Board Diagnostics (OBD II) care permite monitorizarea continua a parametrilor de performanta ai motorului in timpul testului.

Diametrul Cilindrului

Cursa Pistonului

Volumul Cursei

Numarul Cilindrilor

Tipul Injectiei

103.12 mm

97.03 mm

.810 l/cilindru V8 IDI

Tabelul 7.1: Caracteristicile motorului testat

Pentru efectuarea analizei a gazelor de esapament a fost folosit un analizor de tipul MD-GAS-5C interfatat cu pachetul de software NID-7000. Informatiile despre gazele de esapament au fost colectate in conjunctie cu incarcarea, puterea si momentul dezvoltate de vehicul cu o frecventa de colectare de 10 Hz. CO si HC au fost masurate cu probe bazate pe tehnica infrarosu non-dispersiv (NDIR); NOx a fost masurat cu o celula de combustie cu 3 celule.

Specificatiile aparaturii folosite indica o acuratete de 3% pentru masurarea HC (hexan) si CO in timp ce pentru NOx este indicata o valoare de 4%. Pentru a proteja longevitatea si accuratetea analizorului de gaze de esapament s-a folosit un filtru in-linie de tipul PALL. Acesta inlatura 99.97% din emisiunile particulate cu dimensiunile peste 0.3 microni.

Hidrogenul si Oxigenul au fost produse de catre HGS prin electroliza apei folosind electricitate de la circuitul baterie-alternator al vehicului. Acest amestec de gaze a fost apoi livrat galeriei de admisie printr-o pompa. Debitul de gaze produs si livrat a fost de 690 centimetri cubi pe minut pentru fiecare unitate HGS.


Testarea vehicolului a fost condusa dupa 3 proceduri de conducere specifice camionetelor usoare:

- US Federal Testing Procedure (FTP); - Japanese 11 Mode Test Schedule (JAPAN 11); - Economic Commission for Europe Schedule (ECE 1504A).

Aceste teste au fost selectate arbitrar pentru ca acopera majoritatea geografica la nivel global. Pentru inceput, s-au efectuat testarile de referinta fara influienta HGS; apoi vehicolul a fost fost tinut cu motorul pornit pana cand a ajuns la temperatura normala de operare. Analizorul de gaze de esapament a fost calibrat folosind gaz de calibrare SCOTT si adus la referinta folosind PRAXAIR Ultra Zero Ambient Air. Compozitia acestor gaze este prezentata in Tabelul 7.2. Apoi s-a conectat scannerul de monitorizare a performantei AUTOTAP si s-au facut ultimile pregatiri pentru inregistrarea datelor. In timpul performarii fiecarui test datele legate de gazele de esapament si performanta vehicolului au fost inregistrate. Intre aceste teste, MD-GAS-5C a fost adus la zero si motorul a fost incalzit pentru 15 minute pentru realizarea unor masuratori consistente.


Tabelul 7.2: Compozitia gazelor de calibrare si resetatre

Dupa efectuarea testelor de referinta, hidrogenul si oxigenul produse de HGS au fost adaugate circuitului de admisie al aerului, in amonte de turbocharger. Vehicolul a fost apoi lasat cu motorul pornit pentru o ora permitand astfel aditivului sa exercite efectul maxim posibil. Cele trei teste FTP, Japan 11 si ECE 1504A au fost repetate precum descris mai sus. Pentru examinarea efectului pe care-l au mai multe sisteme, testul a fost repetat cu hidrogen produs de catre unul, doua si apoi trei sisteme. Teste de opacitate au fost intreprinse folosind echipamentul SMART 2000 aprobat de programul Ontario Drive Clean Program din Canada si in concordanta cu protocolul SAE J1667.


6.C Rezultate si considerente

Rezultatele preliminare ale investigatiei preliminare ce urmaresc efectele pe care le au suplimentarea hidrogenului si oxigenului in procesul de combustie asupra emisiilor sunt prezentate in aceasta sectiune.

Figurile 7.1, 7.2 si 7.3 prezinta variatiile observate pentru emisiile de NOx in timpul procedurilor FTP, JAPAN 11 si ECE, fara dar si cu aditivii produsi si livrati de catre unul sau mai multe unitati de HGS.

Figura 7.1 : Variatiile tipice ale emisiilor de NOx in ciclul FTP


Figura 7.2 : Variatiile tipice ale emisiilor de NOx in ciclul JAPAN 11

Figura 7.3 : Variatiile tipice ale emisiilor NOx in ciclul ECE-1504


In mod similar, valorile medii pentru HC, CO si NOx sunt prezentate pentru diferite teste in Figurile 7.4, 7.5 si 7.6.

Figura 7.4 : Variatia tipica a emisiilor HC, CO si NOx in functie de rezulatele

de baza in ciclul FTP


de baza in ciclul JAPAN11



de baza in ciclul ECE-1504

In figurile 7.4, 7.5 si 7.6 se poate observa ca, in general, emisiunile NOx sunt reduse progresiv pe masura ce cantitatatile de hidrogen si oxigen sunt marite prin conectarea unui numar aditional de unitati HGS.

Aceasta reducere a noxelor poate fi atribuita conditiilor de combustie superioare ale hidrogenului care arde mult mai rapid si mai « curat » decat combustibilii bazati pe hidrocarburi.

Aceasta s-ar putea datora, asa cum se arata in urma efectuarii studiilor de dinamica computationala a fluidelor in [50, 51, 51], faptului ca moleculele de hidrogen sunt mici, intra reactiile de combustie la velocitati mult mai mari, are nevoie de o energie de activare redusa si sunt subiectul mai multor coliziuni decat moleculele mai mari.

Caracteristicile acestea nu numai ca ar putea influienta procesul de combustie dar pot imbunatati procesele de transport, reducand punctele de supraincalzire care sunt un factor major de contributie la formarea emisiilor NOx precum s-a demonstrat in [21].

Reducerea de aproximativ 19% in comparatie cu valoarea de baza a fost observata in emisiile de noxe in timpul efectuarii testului FTP, desi acest test are un profil mai puternic de regim tranzitoriu.


Pentru testele JAPAN11 si ECE, reducerile de noxe s-au situat la valori de 8% respectiv 17%.

In figura 7.4 se poate observa ca reducerea emisiilor de CO pentru FTP a crescut usor pe masura ce cantitatile de hidrogen si oxigen au crescut. O reducere maxima de 12% a fost observata cand au fost folosite 3 HGS.

Pentru testul JAPAN 11, asa cum se poate observa in Figura 7.5, emisiile de CO au fost initial reduse cu 30% cu doar un singur HGS. Pe masura introducerii celorlalte 2 unitati HGS emisiile de CO au fost reduse la 20%.

Aceeasi tendinta poate fi observata pentru emisiile CO in timplul ciclului ECE, in Figura 6. Trebuie insa mentionat faptul ca pentru motoarele diesel, in comparatie cu motoarele cu aprindere prin scanteie.

In ciuda asteptarilor, emisiile de HC din aceste experimente n-au putut arata tendinte clare si aceasta se poate datora valorilor reduse ale emisiilor de HC cum se arata in Figura 7 sau chiar a acuratetei de masurare a echipamentului folosit in aceste experimente si de aceea noi studii sunt necesare pentru lamirirea acestei probleme.

Aditia hidrogenului si oxigenului a fost gasita beneficiala, in particular, in reducerea emisiilor particulate.

Experimentele au demonstrat ca adaugarea unor cantitati mici de hidrogen si oxigen au rezultat in imbunatatirea procesului de combustie, conducand la o reducere consistenta si semnificativa [54].

Intr-un exemplu tipic, Figura 7.8 arata reduceri in emisiile de particulate pe masura ce cantitatea de gaze de aditie a fost marita, culminand cu o reducere de 60% pentru cazul in care 3 unitati de HGS au fost operate.

Chiar si numai cu un singur sistem HGS, aceste emisii au fot reduse cu 34% comparativ cu masuratorile de referinta cand nu s-a folosit aditia hidrogenului si oxigenului. Aceste rezultate confirma practic prin rezultatele experimentale materiale prezentate anterior [52, 54].


6D Concluzii

Adaugarea de cantitati mici de hidrogen si oxigen in operarea unui motor diesel a aratat experimental ca imbunatateste procesul de ardere si reduce gazele de esapament poluante.

In comparatie cu masuratorile de baza, reducerea, in special a emisiilor PM si NOx sunt foarte promitatoare, considerand simplicitatea si costul sistemelor HGS.

Valorile maxime de reducere ale emisiilor de PM, CO si NOx observate sunt pana la 60%, 30% si respectiv 19% comparativ cu masuratorile de baza pentru experimentul considerat.


7. Abstract, Structura si Revendicari Trebuie mentionat ca, eforturile intreprinse pe intregul parcurs al acestui program, au fost initiate de dorinta de a gasi solutii teoretice si practice la probleme reale, legate de optimizarea motorului cu ardere interna si reducerii impactului sau asupra mediului inconjurator. In aceasta dizertatie, datorita putinelor materialelor disponibile din literatura de specialitate din tara, in addenda se face un sumar al tehnologiilor existente pe plan mondial ce adreseaza imbunatatirea performantelor motoarelor cu ardere interna, reducerea consumului de combustibil si a emisiilor poluante. Apoi se trece la elaborarea specifica, dar concisa, a modelelor matematice ce descriu functionarea motoarelor termice traditionale, inclusiv a ciclurilor termodinamice. Pentru o mai buna intelegere, dupa clasificarea si expunerea tipurilor de senzori se efectueaza dezvoltarea functiilor si ecuatiilor specifice ce guverneaza utilizarea acelor senzori care sunt folositi in componenta sistemelor de reglare. Premergator prezentarii rezultatelor studiilor propriu-zise, se face o prezentare introductiva generala dar foarte succinta a sistemelor de control si reglare automata. In continuare, se trece la studierea dinamicii proceselor caracteristice functionarii motorului cu ardere interna, in configuratia clasica, nemodificata. Bazat pe fundamentele teoretice ale sistemelor de reglare automata pentru motorul clasic, in mod comparativ, se prezinta rezultatele studiului pentru cazurile imbunatatite, dotate cu clapeta de acceleratie electronica si a cazului particular al motorului prevazut cu clapete de acceleratie secundare. In urma studiilor intreprinse, in aceasta lucrare s-a aratat, cum interactiunea dintre subsisteme este un factor decisiv in proiectarea sistemelor de reglare a acestor motoare. In capitolele anterioare ale lucrarii s-au identificat interactiuni pe care clapetele secundare le-au introdus motorului. Aceste interactiuni s-au manifestat prin compromisuri de performanta pentru care un inginer trebuie sa le considere in fazele incipiente de proiectare.


S-a putut dovedi astfel cum sistemele de reglare automata a distributiei sau cu clapete secundare altereaza procesul de admisie-evacuare a motorului, care prin urmare afecteaza consumul de combustibil, emisiile de gaze toxice si raspunsul momentului motor pe o plaja larga de conditii de operare. In continuare, contributia din aceasta lucrare consta in solutionarea modului de reglare a raportului A/F pentru o configuratie modificata a motorului, dupa introducerea a noi actuatori. In aceasta configuratie, variatiile raportului A/F sunt minimalizate prin implementarea unei clapete secundare, care este folosita pentru controlul debitului de aer in cilindri. Sistemul de reglare propus mentine raportul A/F aproape de valoarea stoichiometrica optima, astfel incit sistemul de catalizatori triplu (TWC - prezent in circuitul de esapament) opereaza cu eficienta inalta (rezultand in emisii de gaze nocive reduse) si urmeaza cerinta soferului pentru moment motor in perioada schimbarii rapide a pozitiei clapetei. Simularea numerica efectuata, evidentiaza performanta imbunatatita a sistemului de reglare propus, in comparatie cu motorul clasic si chiar cu cel dotat cu clapeta electronica vis-a-vis de raportul de amestec A/F (ca o masura estimativa asupra nivelului gazelor poluante) si a momentului motor. Pentru a acoperi infuenta aditivilor, care reprezinta o alta cale de imbunatatire a eficientei motoarelor cu combustie interna, in partea finala a lucrarii, se prezinta rezultatele unei investigatii in care se evidentiaza impactul hidrogenului asupra performatelor motorului si a impactului asupra emisiilor poluante. Prin acest studiu, s-a demonstrat cum actiunea aditiei de hidrogen are o influenta benefica asupra cresterii randamentului motorului cu ardere interna si rezultatele impactului au fost cuantificate foarte riguros si précis prin masurarea emisiilor poluante pe baza unor cicluri de testare recunoscute universal pe plan mondial.

Trebuie mentionat ca eforturile depuse de-a lungul experimentarilor, studiilor si testelor efactuate, in unele cazuri au rezultat in descoperirea unor probleme noi, care in loc sa rezolve problemele vechi, au introdus noi dificultati in atingerea scopului urmarit.


Aceasta insa este practica normala in cercetare si cateodata, descoperirea problemelor noi este tot la fel de importanta ca si rezolvarea celor cunoscute si constituie de aceea un pas important in evolutia cunoasterii.

Prin urmare, ele devin parte integranta a progresului tehnicii.

In incheiere, doresc sa mentionez ca rezultatele acestei munci au fost incununate de success.

Consider ca in afara clarificarii unor aspecte pur teoretice si a contributiei la largirea cunoasterii fenomenelor studiate, in mod direct, am putut sa utilizez rezultatele obtinute in proiectarea unor sisteme care imbunatatesc performantele motorului cu ardere interna.


8. Addenda

8.A Brevete de Inventie

Ford Piston de inaltime variabila pentru modificarea ratei de compresie US5476074: Variable compression height piston for internal combustion engine Boggs; David l. , West Bloomfield, MI Schechter; Michael M. , Farmington Hills, MI

Un piston de inaltime variabila este compus dintr-o parte inferioara conectata la biela si un piston superior care culiseaza pe partea inferioara. Pistonul superior este mentinut intr-o pluralitate de inaltimi de compresie predeterminate de catre un controller care comanda un system de interblocare mecanic actionat hydraulic.


Motor cu raport de compresie variabil US5791302: Engine with variable compression ratio Ma; Thomas Tsoi-Hei , Essex, United Kingdom

Un motor cu raport de compresie variabil este propus in aceasta inventie, unde pistonul este conectat la arborele motor printr-o biela de constructie speciala. Aceasta biela are o parte, care este conectata la arborele motor si o alta parte conectata la boltul pistonului. Cele doua parti sunt conectate printr-o cupla speciala ce foloseste doua excentrice avand axe de excentricitate inclinate una fata de cealalta.


General Motors Motor cu combustie interna stratificata US3805752: QUENCHED COMBUSTION SEPARATED CHARGE INTERNAL COMBUSTION ENGINE Cataldo; Roy S. , Birmingham, MI

Un motor in patru timpi cu aprindere prin scanteie avand una sau mai multe perechi de cilindri cu pistoane sincronizate cu pistoanele principale. Camerele de ardere sunt conectate prin cai de transfer iar elemente de transmisie folosind angrenaje cu roti dintate realizeaza o sincronizare mecanica. Calea de transfer este controlata de o supapa la fel ca si admisia si evacuarea din cele doua camere adiacente. Ciclul de operare implica reducerea temperaturior din cilindru prin initierea unei arderi lente in cea de-a doua camera folosind amestec de aer, combustibil si gaze de evacuare. Amestecuri omogene sunt obtinute prin transferarea gazelor dintr-o camera in cealalta prin calea de transfer.


Daimler-Benz:

Piston pentru inaltime de compresie variabila US4785790: Variable compression height piston arrangement Pfeffer; Viktor , Stuttgart, Germany Wirbeleit; Friedrich , Stuttgart, Germany

Un aranjament hydraulic este propus in aceasta inventie pentru realizarea unor rate de compresie variabile. O parte culisanta peste un piston inferior inchid ermetic o incinta hidraulica unde in functie de compresia dorita se pompeaza mai mult sau mai putin ulei. Circuitele de distributie includ canale de acces prelucrate in arborele cotit, biele, bolturi si pistoane.


Piston reciprocativ cu inaltime variabila US5191862: Reciprocating piston with variable compression height for internal combustion engines Wirbeleit; Friedrich , Esslingen-Rudern, Germany Bechtold; Martin , Stuttgart, Germany

Pentru simplificarea structurii in aceasta aplicatie se propune folosirea unui arc din aliaje cu memorie care comanda o supapa de presiune. In functie de temperatura uleiului din incinta “tampon” dintre cele doua pistoane, supapa de presiune se deschide permitand uleiului sa fie returnat la rezervor scazand astfel volumul si reducand astfel rata de compresie in cilindru. Aceasta solutie constructiva simplifica sistemul de control al ratei de compresie.


Honda

Dispozitiv pentru schimbarea ratei de compresie la motoarele cu combustie interna US4864977: Compression ratio-changing device for internal combustion engines Hasegawa; Shumpei , Wako, Japan

Un subansamblu pentru schimbarea ratei de compresie este propus in aceasta inventie, prin care uleiul este alimentat sub presiune, prin arborele cotit, biela si bolt, la un piston de costructie speciala care obtine rate de compresie variabile prin varierea volumului camerei de ardere. O valva de control a presiunii interfatata cu modulul de control electronic al motorului este conectata la o pompa care livreaza agent hydraulic pistonului.


Audi

Piston pentru motor cu combustie interna pentru varierea ratei de combustie US4602596: Reciprocating piston-internal combustion engine with variable compression ratio Kessler; Anton , Mosbach, Germany

Pentru schimbarea compresiei, in acest caz, se foloseste un filet care permite pistonului exterior sa obtina o infinitate de pozitii relative fata de pistonul interior. In acest caz , motorul propus aici nu poate varia rata compresiei “in real time” ci poate fi prezetata in avans in functie de diferite cicluri de exploatare.


Nissan

Aranjament pentru obtinerea de compresii variabile la motorul cu combustie interna US4809650: Variable compression control arrangement for internal combustion engine Arai; Takayuki , Yokosuka, Japan Ofuji; Hiromichi , Yokohama, Japan Goto; Takaharu , Yokohama, Japan Kondo; Takehisa , Kanagawa, Japan Hara; Seinosuke , Atsugi, Japan Suga; Seiji , Atsugi, Japan Hamada; Hiroaki , Atsugi, Japan Matsuya; Tatsuyuki , Atsugi, Japan

Acelasi principiu este folosit in acest document, unde, intre partea superioara a pistonului si cea inferioara exista o camera de acumulare a agentului hidralic si, prin urmare, de schimbare a pozitiei relative a celor doua piese, obtinand astfel volume variabile ale camerei de ardere. In acest caz insa, spre deosebire de exemplele anterioare, controlul se face prin printr-un distribuitor hydraulic fara ajutorul valvelor regulatoare de presiune.


Saab

Motor cu combustie interna cu compresie variabila si baie de ulei modificata US5443043: Internal combustion engine with variable compression, provided with reinforcements of the crankcase section Nilsson; Per-Inge , Vagnharad, Sweden Bergsten; Lars , Jarna, Sweden

Acest motor cu camera de ardere de compresie variabila se caracterizeaza printr-un bloc motor basculant in jurul unei axe transversale de-a lungul unei sectiuni laterale dintre baia de ulei si blocul motor. Prin varierea unghiului dintre blocul motor si baia de ulei se poate varia astfel volumul camerei de ardere obtinand astfel diferite rate de compresie.


Siemens Motor cu ardere interna cu ratie de compresie variabila US4987863: Variable compression ratio internal combustion engine Daly; Paul D. , Troy, MI

Un de tip chiulasa modificat este prezentat in aceasta inventie. Utilizand acelasi principiu de obtinere a unei rate de compresie variabile prin modificarea volumului camerei de ardere, in acest exemplu chiulasa prezinta o cavitate a carei adancime este determinata de pozitia unui piston actionat hydraulic prin intermediul unei valve cu solenoid. Presiunea din cilindru este masurata continuu si si comanda valvei cu solenoid se face printr-un controller


Peugeot

Motor avand rata de compresie variabila US4187808: Engine having a variable compression ratio Audoux; Guy , Adainville par Conde sur Vesgres, France

Ca si in cazul anterior, la acest motor exista o cavitate in care este montat un piston cu rolul de a varia volumul camerei de ardere. Pozitia pistonului in chuilasa, si intrinsec, rata de compresie este controlata printr-un mecanism cu parghie si arc pilotat de presiunea din galeria de admisie.


Daihatsu

Sistem cu compresie variabila pentru motoare cu ardere interna US4516537: Variable compression system for internal combustion engines Nakahara; Mitsuharu , Ikeda, Japan Ishida; Tomio , Ikeda, Japan Honjo; Norifumi , Ikeda, Japan Yoshida; Yoshitaka , Ikeda, Japan

Acest sistem este foarte similar cu cel prezentat anterior cu deosebirea ca mecanismul de actionare este mult mai complicat in scopul realizarii unei plaje de variere mai mari si a unui timp de raspuns mai mic.


Promac Corporation Motor cu rata de compresie variabila US4148284: Variable compression ratio engine Prosen; Gildo G. , Chicago, IL

Un cilindru fiind format din doua subansamble este prevazut cu doua camasi dintre care una culisanta si prin care se poate varia volumul camerei de ardere. Elemente hidraulice comandate de presiunea din camera de ardere schimba automat pozitia relativa a camasilor, variind rata de compresie. Toate aceste elemente se afla in partea superioara a cilindrului permitand astfel modificarea oricarui motor fara modificarea ansamblului arbore motor, biela, piston.


Teledyne Piston pentru rata de compresie variabila US4031868: Variable compression ratio piston Karaba; Albert M. , Muskegon, MI Brouwers; Alexander P. , Bloomfield Hills, MI Pearsall; Thomas J. , Grand Haven, MI

Acest piston este reprezentat de un sistem format din doua incinte hidraulice cu un sistem de alimentare al unei camere si a unui element de control al transferului de fluid dintr-o camera in cealalta. Prin varierea volumului de fluid aflat in camera superioara se poate controla rata de compresie.


Piston cu rata de compresie variabila controlata US4469055: Controlled variable compression ratio piston for an internal combustion engine Caswell; Dwight A. , Saratoga, CA 95070

Acest sistem ca si majoritatea celor prezentate anterior prezinta o incinta hidraulica alimentata de o pompa interfatata cu sisteme de control digital. Astfel se poate obtine un control exact si rapid cu posibilitati extensive de reglare


8.B Publicatii si Lucrari Stiintifice

SAE870610 Titlul Lucrarii: Analiza procesului de combustie unui motor cu aprindere prin scanteie avand rata de compresie variabila Titlul Original: Analysis of the combustion process of a spark ignition engine with a variable compression ratio In scopul unui program comun de cercetare purtat de catre firma Volksvwagen impreuna cu firma FEB Moterentechnik din Aachen, un nou concept de motor a fost dezvoltat pe baza unui motor conventional. Acest concept face posibila varierea compresiei in limite utilizabile prin introducerea unei camere aditionale in chiulasa. Teste extensive cu incarcare pe dinamometru au fost purtate pentru a optimiza procesul de combustie. Procesul de combustie a fost analizat in ordinea cuantificarii pierderilor suferite de motor. Aceasta a permis dezvoltarea unor criterii de control pe intreaga plaja de operare a motorului, facind posibila ajustarea ratei de compresie pentru obtinerea eficientei optime si nivele joase de emisii poluante. Teste finale cu un VW Golf cu un motor cu compresie variabila folosind protocoalele de testare ECE si FTP 72 au aratat pina la 12% imbunatatire in economia de combustibil comparativ cu un vehicul nemodificat. Ca rezultat al unei operari cu amestec sarac, emisiile de NOx au fost reduse in contrast cu cele de hidrocarburi nearse, care au crescut.

SAE872036 Titlul Lucrarii: Intirzierea aprinderii, determinate intr-un motor diesel cu injectie directa si compresie variabila. Titlul Orignal: Ignition delay as determined in a variable-compression ratio direct-injection diesel engine Institutul de cercetare SRI a proiectat un motor diesel cu injectie directa si compresie variabila cu intentia de a examina procedurile curente de evaluare a


calitatilor de autoaprindere a diverselor clase de motorina si insemnatatea intirzierii la aprindere ca indicator al aprinderii si al calitatii combustiei. Utilizind in mare procedura ASTM D 613, acest motor a fost folosit pentru clasificarea a 43 tipuri de motorina in functie de calitatile de autoaprindere. Aceasta clasificare a fost apoi comparata cu metoda clasica de clasificare folosind procedura standard in functie ce cifra cetanica. In acest fel s-au pus in evidenta avantajele folosirii motorului cu compresie variabila.

SAE 884053 Titlul Lucrarii: Simulare pe calculator a unui motor functionind dupa ciclul Otto-Atkinson cu valve variabile si rata de compresie variabila. Titlul Original: Computer simulation of an Otto-Atkinson cycle engine with variable timing multi-intake valves and variable compression ratio Folosind modelare parametrica pe calculator in aceasta lucrare se simuleaza efectele pe care le au intirzierea la evacuare si rata de compresie. Economia de combustibil si controlul aprinderii, admisiei si evacuarii sunt discutate.

SAE 1989-01-01 Titlul Lucrarii: Motor in doi timpi cu compresie variabila Titlul Original: Variable compression ratio two-stroke engine La motoarele in 2 timpi cu aprindere prin scanteie eficienta termica creste proportional cu rata de compresie. Deasemeni, limita de operare cu amestec sarac se extinde datorita reducerii perioadei de combustie initiala. Consumul de combustibil este redus in cazul folosirii unor rate de compresie ridicate insa in cele mai multe cazuri motorul incepe sa “bata” si sa devina instabil. Solutia prezentata sugestioneaza un concept modificat de chiulasa care permite marirea ratei de compresie la incarcari partiale si revenirea la compresia initiala in cazul sarcinii maxime. Se prezinta necesitatea proiectarii unui motor care sa automatizeze rata de compresie si se descrie cum functioneaza un motor experimental proiectat de TVS Suzuki Ltd. Se discuta apoi modelul matematic pentru predictia teoretica a diagramei presiune-unghiul arborelui cotit.


SAE 900175 Titlul Lucrarii: Motor diesel flexibil Titlul Original: The flexible diesel engine Denumind motorul diesel cu rata de compresie variabila “motor diesel flexibil” autorii acestei lucrari publica rezultatele muncii de modelare facuta pe un motor ipotetic care ar avea 6 cilindri in linie turbocharged si intercooled folosind programul TRANSENG. S-a putut demonstra astfel ca puterea motorului ar creste in cazul ratei de compresie variabile cu 5 la suta in timp ce consumul de combustibil la aceeiasi indicatori de sarcina si viteza poate fi scazut.

SAE 900229 Titlul Lucrarii: Contributii la proiectarea pistoanelor cu inaltime de compresie variabila in scopul maririi eficientei si puterii specifice a motoarele cu combustie interna. Titlul Original: Development of pistons with variable compression height for increasing efficiency and specific power output of combustion engines Functionarea sub sarcina partiala rezulta intr-o eficienta mult mai scazuta in general datorita unei arderi incomplete. Acest studiu arata ca se pot obtine imbunatatiri de 10 pana 20 la suta prin cresterea ratei de compresie. Mai departe, in acest studiu se prezinta rezultatele cercetarii facute in Germania in jurul pistonului cu inaltime de compresie variabila Se arata ca, cu acest tip de subansamblu, eficienta motorului poate fi imbunatatita pentru orice punct al diagramei de incarcare.

SAE 901539 Titlul Lucrarii: Pistoane pentru o rata de compresie variabila Titlul Original: Variable Compression Pistons


Evolutia pistonului BICERI (proiectat in scopul obtinerii unei compresii variabile) si utilizarea lui in diferite motoare sunt prezentate in aceasta lucrare. Experimente initiale pentru compresii variind de la 6,5:1 la 16,5:1 au dezvaluit o imbunatatire semnificativa a performantelor obtinute cu benzina inferioara (CO70). In motoare cu aprindere pri compresie (diesel) puterea unui motor de tanc de 12 cilindri in V cu injectie directa a fost ridicata de la 550 CP (30 CP/litru) la 1475 (80 CP/litru) de catre firma Teledyne Continental, fara a modifica baia de ulei si structura motorului.

SAE 910053 Titlul Lucrarii: Motor Experimental pentru evaluarea efectelor pe care le au compresia variabila si supapele Titlul Original: Research engine for evaluating the effects of variable compression ratio (VCR) and/or variable valve timing (VVT) In aceasta lucrare se prezinta un motor Otto, mono-cilindru, proiectat in scopul testarilor. La acest motor se poate regla avansul sau intirzierea atat a admisiei cat si cea a evacuarii si, in plus, volumul camerei de ardere se poate modifica in limite largi permitand rate variabile de compresie. Partea superioara a motorului, continind chiulasa si blocul motor sunt conectate la baia de ulei printr-un set de balamale paralele cu axa arborelui motor si un cilindru hidraulic. Aceasta solutie permite varierea distantei minime dintre partea superioara a pistonului si chiulasa fara a afecta valvele. O contra-greutate oscilatorie, in linie cu pistonul, dar defazata cu 180 de grade, elimina vibratiile datorate fortelor de inertie de ordin I si II, astfel permitind acest motor cu capacitatea cilindrica de 0.72 litri sa fie operat la turatii mari fara a necesita fundatii supradimensionate pentru stand.

SAE 910451 Titlul Lucrarii: A design and experimental study of an Otto Atkinson cycle engine using late intake valve closing Titlul Original: A design and experimental study of an Otto Atkinson cycle engine using late intake valve closing


In studii anterioare autorii acestei lucrari au aratat ca consumul de combustibil poate fi imbunatatit prin varierea intarzierii la admisie, a avansului la evacuare si a ratei de compresie. Acest studiu exploreaza aspecte de proiectare, limitary impuse de fabricatie si performanta unui astfel de motor. Fezabilitatea unui astfel de motor este discutata si, in final, un prototip a fost construit si prezentat.

SAE 910484 Titlul Lucrarii: The development of a novel variable compression ratio, direct injection diesel engine Titlul Original: The development of a novel variable compression ratio, direct injection diesel engine Un motor aflat in productie de serie a fost modificat, incorporand concepte de proiectare facute de firma BP in domeniul VCR – rata de compresie variabila. Dupa ce se prezinta modul de operare al sistemului, se arata influenta beneficiala pe care o are dispozitivul asupra gazelor de evacuare. Astfel se prezinta cum emisiunile de hidrocarburi nearse precum si oxizi de azot au fost reduse drastic.

SAE 93A098 Titlul Lucrarii: Variable compression ratio system for reciprocating s.i. engines Titlul Original: Variable compression ratio system for reciprocating s.i. engines In acest studiu se demonstreaza ca randamentul, puterea maxima, detonarea si compozitia gazelor de evacuare a unui motor cu aprindere prin scanteie depind de rata de compresie. Implementarea unui dispozitiv care sa incorporeze un subansamblu capabil sa varieze rata de compresie in functie de regimul de utilizare a motorului se demonstreaza aici a fi foarte profitabila.


Acest studiu clasifica toate exemplele existente ca nefiind practice si prezinta un caz particular care sa fie simplu si usor de adaptat la majoritatea motoarelor aflate in productie de serie.

SAE 950089 Titlul Lucrarii: Ciclul hybrid Otto-Atkinson: consumul de combustibil, emisiuni de gaze de esapament si aspecte de proiectare. Titlul Original: The Otto-Atkinson cycle engine: Fuel economy and emissions results and hardware design Aici se discuta cazul in care un motor ar functiona intr-un ciclu hybrid Otto-Atkinson. Se arata cum prin functionarea dupa un ciclu Otto la incarcare maxima se poate obtine densitate de putere ridicata si folosirea ciclului Atkinson la sarcini partiale ar reduce consumul de combustibil. Un motor de 4 cilindri in linie 1,6 litri a fost modificat sa simuleze rata de compresie variabila necesara modelarii anterioare. Rezultatele testelor au aratat ca puterea a crescut cu 15 la suta si reduceri ale noxelor de esapament si monoxid de carbon, evidentiind insa o crestere a hidrocarburilor nearse.

SAE 1999-01-2728 Titlul Lucrarii: Rata de compresie variabila optima a unui motor diesel in patru timpi cu injectie in cilindru pentru obtinerea puterii maxime si reducerea particulelor de fum si a noxelor de esapament. Titlul Original: Optimum compression ratio variation of a 4-stroke, direct- injection diesel engine for maximum brake power and torque and minimum soot and NOx emissions. Efectele unei rate de compresie variabila asupra performantei unui motor in 4 timpi cu injectie directa de motorina sunt investigate aici folosind un model de simulare termodinamica HELWAAN M114, in scopul determinarii impactului asupra puterii, momentului si emisiunilor de gaze de esapament.


Se poate demonstra astfel ca randamentul motorului a crescut in plaja 16.4 pana 19.3 la suta si urmatoarele alte avantaje:

- reducerea consumului de combustibil cu 15.7% - reducerea particulelor de fum cu 46.9% - cresterea puterii cu 19.9%

Se arata insa ca emisiunile de oxizi de azot au crescut in acest caz si s-a studiat cazul in care acestea ar fi tinute constant sa se determine care ar fi imbunatatirile maxime. In acest caz s-au obtinut:

- reducerea consumului de combustibil cu 1.5% - reducerea particulelor de fum cu 30.8% - cresterea puterii cu 5.8%

SAE 1999-01-3679 Titlul Lucrarii: Demonstrarea capacitatii de folosire a mai multor tipuri de carburant a unui motor diesel cu incarcare omogena si rata de compresie omogena Titlul Original: Demonstrating the multi-fuel capability of a homogeneous charge compression ignition engine with variable compression ratio Potentialul unui astfel tip de motor a fost investigata experimental aici. Experimentele au fost facute pe un motor monocilindru cu chiulasa modificata. Amestecand izooctan cu octan 100 si heptan normal cu cifra octana 0 a fost posibil sa se obtina orice combinatie pentru orice cifra octanica. A fost posibil astfel sa se obtina curba de dependenta dintre cifra octanica, temperatura aerului la admisie, cifra octanica, si rata de compresie. S-a aratat astfel ca se poate folosi orice tip de combustibil intr-un astfel tip de motor.

SAE 2000-01-1228 Titlul Lucrarii: Tranzitie de la combustie la franare de motor Titlul Original: Transition from combustion to variable compression braking


In acest studiu se investigheaza efectele folosirii franarii de motor asupra randamentului total al unui autocamion, comparativ cazului in care s-ar folosi frana de serviciu. Se arata astfel efectele asupra consumului de combustibil si a gazelor de esapament investigandu-se tehnici de franare si utilizarea unor echipamente specializate. Urmatoarele firme conduc programe agresive de cercetare in domeniu: BP Oil Co. Ricardo Consulting Engineers Ltd. Lund Institute of Technology Southwest Research Institute Warsaw University of Technology MIT University of Heluan TVS Suzuki Ltd. Dipart, di Energetica Universitádi Pisa Ford Motor Company General Motors Honda Motor Co. Daihatsu Audi Daimler Benz Teledyne Siemens Nissan Promac Corp. Saab Peugeot Universidad Politecnica de Valencia


9. Bibliografie [1] C. F. Aquino Transient A/F Control Characteristics of the 5 Liter Central Injection Engine," SAE Paper No. 810494, 1981 [2] I. Dumitrache Ingineria Reglarii Automate, Editura Politehnica Press, 2005 [3] P. Patrut Actionari Hidraulice si Automatizari, Universitatea Tehnica de Constructii Bucuresti, Editura Nausicaa, Bucuresti 1998 [4] Referat 1 Stadiul actual si tendinte in optimizarea proceselor de lucru ale motoarelor termice, UTCB, Bucuresti, 2001 [5] Referat 2 Modelarea matematica a ciclurilor termodinamice reale ale motoarelor termice, UTCB, Bucuresti 2001 [6] Referat 3 Aspecte privind reglarea automata a volumului camerei de ardere in relatia process de combustie-moment motor si respective process de combustie – noxe la esapare, UTCB, Bucuresti, 2002 [7] J. F. Cassidy, W. H. Lee, and M. Athans On the Design of Electronic Automotive Engine Controls Using Linear Quadratic Control Theory, Proc. IEEE Conference on Decision and Control, San Diego, Jan. 1979 [8] I Ionescu Motoare Termice – Solutii Constructive si Masuri Generale pentru Reducerea Emisiilor Poluante, Editura Matrix, Bucuresti 2001 [9] D. Cho and J. K. Hedrick A Nonlinear Controller Design Method for Fuel-Injected Automotive Engines, Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, Vol 110, July 1988 [10] D. Cho and J. K. Hedrick


Automotive Powertrain Modeling for Control, Transactions of ASME Vol. 111, Dec. 1989 [11] S. B. Choi and J. K. Hedrick Sliding control of automotive engines: Theory and experiment, Dynamic Systems and Control Division DSC v44. Publ. by ASME, New York,1992 [12] J. A. Cook and B. K. Powell Discrete Simplified External Linearization and Analytical Comparison of IC Engine Families, in Proc. of Amer. Contr. Conf., Minneapolis, June 1987 [13] P. R. Crossley and J. A. Cook A Nonlinear Model for Drivetrain System Development, IEE Conference 'Control 91', Edinburgh, U.K., March 1991, IEE Conference Publication 332 Vol. 2 [14] R. G. Delosh, K. J. Brewer, L. H. Bush, T. F. Ferguson, and W. E. Tobler Dynamic Computer Simulation of a Vehicle with Electronic Engine Control, SAE Paper No. 810447, 1981 [15] D. J. Dobner A Mathematical Engine Model for Development of Dynamic Engine Control, SAE Paper No. 800054, 1980 [16] A. M. Foss, R. P. G. Heath and P. Heyworth, Cambridge Control, Ltd., and J. A. Cook and J. McLean, Ford Motor Co. Thermodynamic Simulation of a Turbocharged Spark Ignition Engine for Electronic Control Development, Proc. of the Inst. Mech. Eng. Seventh International Conference on Automotive Electronics, London, U.K., C391/044, October, 1989 [17] P. A. Hazel and J. O. Flower, Sampled Data Theory Applied to the Modeling and Control Analysis of Compression Ignition Engines-Part I, Int. J. Contr., vol. 13, No. 3, 1971 [18] P. A. Hazel and J. O. Flower Sampled Data Theory Applied to the Modeling and Control Analysis of Compression Ignition Engines-Part II, Int. J. Contr., vol. 13, No. 4, 1971 [19] P. A. Hazel and J. O. Flower


Discrete Modeling of Spark Ignition Engines for Control Purposes, Int. J. Contr., vol. 13, No. 4, 1971 [20] E. Hendricks and S. C. Sorenson Mean Value Modeling of Spark Ignition Engines, SAE Paper No. 900616, 1990 [21] J. B. Heywood Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw-Hill, 1988 [22] P. E. Moraal, J. A. Cook, and J. W. Grizzle Modeling the induction process of an automobile engine, Control problems in industry, I. Lasiecka and B. Morton, Ed. Birkhauser, 1995 [23] J. J. Moskwa and J. K. Hedrick Modeling and validation of automotive engines for control algorithm development, ASME J. Dynamic Systems, Meas., and Contr., Vol. 114, 1992 [24] B. K. Powell A Simulation Model of an Internal Combustion Engine-Dynamometer System, Proceedings of the 18th IEEE Conference on Decision and Control, 1979 [25] B. K. Powell and J. A. Cook Nonlinear Low Frequency Phenomenological Engine Modeling and Analysis, Proc. 1987 Amer. Contr. Conf., Vol. 1, June 1987 [26] B. K. Powell Applied mathematics and systematic automotive powertrain synthesis, Control Problems in Industry,, I.Lasiecka and B.Morton (Editors), Birkhauser, 1995 [27] J. D. Powell A Review of IC Engine Models for Control System Design, International Federation of Automatic Control, Munich, Germany, July 1987 [28] R. Prabhakar Optimal and Suboptimal Control of Automotive Engine Efficiency and Emissions, Ph.D. Thesis, Purdue University, West Lafayette, IN, 1975 [29] R. Prabhakar, S. J. Citron and R. E. Goodson


Optimization of Automobile Engine Fuel Economy and Emissions, ASME Paper 75-WA/Aut-19, Dec. 1975 [30] D. L. Stivender Engine Air Control-Basis of a Vehicular Systems Control Hierarchy, SAE Paper No, 780346, 1978 [31] H. Wu A Computer Model for a Centrally-Located, Closed Loop, Automotive Fuel Metering System, ASME International Computer Technology Conference, San Francisco, Aug. 1980 [32] W. W. Yuen, and H. Servati A Mathematical Engine Model Including the Effect of Engine Emission, SAE Paper No. 840036, 1984 [33] B. K. Powell, J. A. Cook and J. W. Grizzle Modeling and Analysis of an Inherently Multi-Rate Sampling Fuel-Injected Engine Idle Speed Control Loop, Journal of Dynamic Systems, Measurements and Control, Vol. 109, Dec. 1987 [34] D. Milot Steady-State Wide-Range Air-Fuel Ratio Control, SAE Paper No. 922172, 1992 [35] J. D. Powell, and M. Hubbard Closed Loop Control for Internal Combustion Engine Exhaust Emissions, Technical Report for: Department of Transportation, Office of Systems Engr., University Res. Prog., Feb. 1974 [36] C. Nesbit and J. K. Hedrick Adaptive Engine Control, Proc. 1991 Amer. Contr. Conf., Boston, 1991 [37] J. W. Grizzle, K. L. Dobbins and J. A. Cook Individual Cylinder Air-Fuel Control with a Single EGO Sensor, IEEE Trans. on Vehicular Technology, Vol 40, No. 1, Feb.1991 [38] P. E. Moraal, J. W. Grizzle and J. A. Cook An Observer for Single-Sensor Individual Cylinder Pressure Control, Proc 1993 Conf. on Decision and Control, Vol. 3, San Antonio, Dec. 1993 [39] E. Hendricks, M. Jensen, P. Kaidatzis, P. Rasmussen and T. Vesterholm


Transient A/F Ratio Error in Conventional SI Engines Controllers, SAE Paper No. 930856, 1993 [40] P. E. Moraal Adaptive Compensation of Fuel Dynamics in an SI Engine using a Switching EGO Sensor, Proc. 1995 Conf. on Decision and Control, New Orleans, 1995 [41] R. Turin and H. P. Geering Model-based Adaptive Fuel Control in an SI Engine, SAE Paper 940374 [42] R. Turin and H. P. Geering On Line Identi_cation of Air-Fuel Ratio Dynamics in a Sequential Injected SI Engine, SAE Paper No. 930857, 1993 [43] V. K. Jones, B. A. Ault, G. F. Franklin and J. D. Powell Identification and Air-Fuel Ratio Control of a Spark Ignition Engine, IEEE Trans. Control Systems Technology, Vol. 3, No. 1, March 1993 [44] S. Shiraishi, S. L. Ipri and D.-I. D.Cho CMAC Neural Network Controller for Fuel-Injection Systems, IEEE Trans. Control Systems Technology, Vol. 3, No. 1, March 1993 [45] J. D. Powell Engine Control Using Cylinder Pressure: Past, Present and Future, Journal of Dynamic Systems, Measurements and Control, June 1993, Vol. 115 [46] J. M. Novak Simulation of the Breathing Process and Air-Fuel Ratio Distribution Characteristics of Three-Valve, Stratifieed Charge Engines, SAE Paper No. 770881, 1977 [47] K. Mori Worldwide trends in Heavy Duty Diesel Engine Exhaust Emission Legislation and Compliance Technologies, SAE Paper #970753 [48] R. Slon, M. Ramavajjala, V Palekar and V. Pucharev Pulsed Corona Plasma Technologies for Removal of NOx from Diesel Exhaust, SAE Paper # 982431 [49] M. Khair and D.L. Kinnon


Performance Evaluation of Advanced Emission Control Technologies For Diesel Heavy-Duty Engines, SAE Paper 4, 1999-013654 [50] S. O. Bade Shrestha, G.A. Karim Hydrogen as Additive to Methane for Spark Ignition Engine Applications, International Journal of Hydrogen Energy, Vol.24, No. 6, 1999 [51] S. O. Bade Shrestha, G.A. Karim An investigation of the Effects of the Addition of Dissociated Water products to a Gas Fueled Spark Ignition Engine, SAE Paper # 1999-01-3516, Alternative Fuels 1999 [52] H.C. Watson and G.R. Rigby Oxygen Enrichement – A Method for Reduced Environment Impact and Improved Economics, Fuels for Automotive & Industrial Diesel Engines, Institute of Mechanical Engineers, 19-20, 1999 [53] A.S. Cheng and R.W. Dibble Emission Performance of Oxygenate-in Diesel blends and Fischer-Tropsch Diesel in a Compression Ignition Engine, SAE Paper # 1999-01-3606 [54] G. Balan, M. de Souza and S. Heer A Field Study of the Effects of the Hydrogen Generating System on Power, Fuel Economy and Emissions in Gasoline and Diesel Engines, ASME Paper 99-ICE-178, ICE-Vol 32.2, 1999 [55] S.O Bade Shrestha, G. LeBlanc, G. Balan and M. de Souza A Before Treatment Method for Reduction of Emissions in Diesel Engines, SAE Paper # 2000-01-2791, 2000 [56] C. Buda Elemente de reglaj si automatizare, Editura Didactica Bucuresti, 1975 10. Lista Figurilor


Figura 2.1: Sistemul Cilindru – Piston Figura 2.2: Pozitia Relativa Cilindrului-Piston-Arbore Cotit Figura 2.3: Solutia geometrica pentru x Figura 2.4: Lucrul mecanic dezvoltat de presiunea P Figura 2.5: Ciclul Otto de baza Figura 2.6: Modelul Degajarii Finite de Energie Figura 3.1: Calculul Geometric al Axului Elastic Figura 3.2: Calculul Senzorului de Debit Figura 3.3: Radiatia Spectrala a Pirometrului Figura 3.4: Pirometre Cromatografice Figura 3.5: Diagrama Actuatorului Electromagnetic cu Traductori Figura 3.6: Actuator Electromagnetic Rotativ Figura 3.6: Actuator Electro-Dinamic Rotativ Figura 3.7: Actuatori Hidraulici si Pneumatici Figura 3.8: Schema Bloc a Sistemului de Reglare Figura 3.9: Schema Bloc a Sistemului de Reglare Automata Figura 4.1: Curbele de Eficienta ale Convertorului Catalitic TWC Figura 5.1: Reprezentarea schematica a motorului cu clapete secundare Figura 5.2: Model de motor cu clapete secundare Figura 5.3: Traiectoriile curbelor debitului de aer ce patrunde in galeria de

admisie Figura 5.4 : Diagrama Procesului de aspiratie liniarizat Figura 5.5 : Graficul termenilor θcFigura 5.6 : Reprezentare schematica a celor trei scheme de reglare Figura 5.7 : Simularea schemelor θc si FcFigura 5.8 : Raspuns comparativ al schemelor θc si DBW pentru o cerinta a

momentului motor de tip square wave Figura 5.9 : Performanta comparativa a celor trei bucle de reglaj sub incertitudini

legate de dinamica innecarii locale cu combustibil. Figura 7.1 : Variatiile tipice ale emisiilor de NOx in ciclul american FTP Figura 7.2 : Variatiile tipice ale emisiilor de NOx in ciclul japonez JAPAN 11 Figura 7.3 : Variatiile tipice ale emisiilor NOx in ciclul european ECE-1504 Figura 7.4 : Variatia tipica a emisiilor HC, CO si NOx in functie de rezulatele de baza in ciclul FTP Figura 7.5 : Variatia tipica a emisiilor HC, CO si NOx in functie de rezulatele de

baza in ciclul JAPAN11 Figura 7.6 : Variatia tipica a emisiilor HC, CO si NOx in functie de rezulatele de

baza in ciclul ECE-1504

doctorand inginer gabi balan - digilib.utcb.rodigilib.utcb.ro/repository/ccn/pdf/balan.pdf ·...

Documents