České vysoké učení technické v Praze Fakulta strojní. Disertační práce. Predikce mechanických ztrát spalovacích motorů

Transkript

1 České vysoké učení technické v Praze Fakulta strojní Disertační práce Predikce mechanických ztrát spalovacích motorů Studijní obor: Dopravní stroje a zařízení Školitel: Doc. Ing. Pavel Baumruk, CSc Ing. Miloslav EMRICH

2 Anotace Jméno autora: Miloslav EMRICH Název disertační práce: Predikce mechanických ztrát spalovacích motorů Rozsah práce: 123 stran, 5 tabulek, 28 obrázků, příloh 16 Rok vyhotovení: 2010 Pracoviště: České vysoké učení technické v Praze, Fakulta strojní, Ústav automobilů, spalovacích motorů a kolejových vozidel Školitel: Doc. Ing. Pavel BAUMRUK, CSc. Klíčová slova: Třecí ztráty, mechanické ztráty, spalovací motor, měření, simulace, semiempirický model, viskozita oleje, validace Práce se zabývá validací semiempirického matematického modelu pro výpočet třecích ztrát spalovacího motoru. Matematický model je založen na výpočtu sil v klikovém mechanismu na základě zadaného průběhu tlaku ve válci a geometrických a hmotnostních parametrů motoru. Třecí ztráty se počítají dle Stribeckových křivek, které byly validovány pro třecí dvojice na základě dřívějších experimentálních měření. Ta proběhla za standardních teplot oleje cca 80 C. Předložená práce ověřuje platnosti zadaných Stribeckových křivek a rozšiřuje platnost matematického modelu pro teploty oleje od 20 C do 130 C. Experimentální data byla zjišťována na malém zážehovém tříválcovém motoru. Určování mechanických ztrát probíhalo za různých teplot oleje a chladící kapaliny při protáčení a běhu motoru. Je popsáno měřící zařízení a úpravy motoru pro efektivní variantu měření při kondiciování provozních kapalin včetně popisu metodiky měření v kvazistatickém stavu. Při měření byl indikován tlak v prvním válci indikační svíčkou pro zjištění středního indikovaného tlaku, resp. práce na výměnu náplně válce při protáčení. Naměřené mechanické ztráty motoru jsou následně porovnány s výpočtem. Je provedena korekce matematického modelu pro zpřesnění výsledků predikce mechanických ztrát. Výsledkem práce je validovaný matematický model. Výsledky vypočtené tímto modelem najdou využití zejména v simulačních výpočtech pro simulaci termodynamického oběhu spalovacího motoru za různých teplot, např. při simulaci evropského jízdního cyklu

3 Annotation Author: Miloslav EMRICH Name of thesis: Prediction of Combustion Engines Mechanical Losses Work contents: 123 pages, 5 tables, 28 figures, 16 appendices Year: 2010 Workplace: Czech Technical University in Prague, Faculty of Mechanical Engineering, Department of Automotive, Railway and Aerospace Engineering Advisor: Doc. Ing. Pavel BAUMRUK, CSc Key words: Friction losses, mechanical friction, combustion engine, measurement, simulation, semiempirical model, oil viscosity, validation This work deals with the validation of a semiempirical mathematical model of the engine crank mechanism employed in the friction loses prediction. The mathematical model is based on the calculation of the forces in the crank mechanism taking the in-cylinder pressure, engine geometry and masses as an input. The friction losses are calculated applying the Stribeck curves validated at the standard engine operating condition (oil temperature aprox. 80 deg. Celsius). Herein presented work checks out the validity of that Stribeck curves at different temperatures and improves the mathematical model for a temperatures range from 20 to 130 deg. Celsius. The experimental data were measured on a small three-cylinder gasoline engine whereas the friction loses were evaluated at different oil and cooling water temperatures using two methods motoring and direct measuring from IMEP. The measuring equipment, engine adjustments and quasistate method of measurement are described here for an inexpensive method of conditioning of the operation fluids. In-cylinder pressure was indicated using a special spark plug for IMEP calculation and for pumping loses evaluation on the motored engine. Friction loses are compared to the calculation. A correction of the mathematical model was performed utilizing the measured results. The result of this work is a validated mathematical model. This model can be further used in the prediction work of the mechanical loses serving as an input of the numerical simulations of the thermodynamical cycle of the combustion engines at various conditions (i..e.european driving cycle)

4 Obsah Anotace...2 Annotation...3 Obsah...4 Seznam použité symboliky Úvod Přehled o současném stavu problematiky Třecí ztráty Metody výpočtu mechanických ztrát Empirické modely Semiempirické modely MKP modely Metody měření mechanických ztrát Metoda měření na motoru se spalováním Protáčení motoru elektrickým dynamometrem Metoda extrapolace křivky celkové spotřeby paliva (Willansova čára) Metoda vypínání jednotlivých válců (Morseova metoda) Metoda tzv. doběhu motoru Cíl práce Měření mechanických ztrát spalovacího motoru Chladící soustava motoru Olejový systém motoru Indikace tlaku ve válci Umístnění inkrementálního čítač a snímače tlaku ve válci motoru Určení horní úvrati Metodika měření a vyhodnocení Výsledky měření Měření mechanických ztrát protáčeného motoru Měření na motoru se spalováním Rozbor chyb měření Měření točivého momentu

5 4.5.2 Měření tlaku ve válci Matematický model a jeho validace Popis matematického modelu Kinematika a dynamika klikové hřídele Modelování tření Výsledky výpočtů Kalibrace modelu Výsledky kalibrovaného modelu Analýza výsledků Závěr...61 Poděkování...63 Použitá literatura Přílohy...71 Příloha 1 - empirický vzorec pro určení středního tlaku ztrát...71 Příloha 2 - měřící stanoviště, spalovací motor a měřící technika...72 Příloha 3 - specifikace použitého motorového oleje Castrol 5W Příloha 4 - software a hardware pro sběr dat...76 Příloha 5 - použitá měřící technika...82 Příloha 6 - popis hlavičky naměřených dat...85 Příloha 7 - ověření rovnoměrnosti spalování...88 Příloha 8 - indikace-určení HÚ...91 Příloha 9 - ztrátový tlak v závislosti na teplotě oleje...98 Příloha 10 - porovnání ztrátového tlaku pro dvě metody měření Příloha 11 - ztrátový tlak změřený metodou se spalováním Příloha 12 - mechanická účinnost určená metodou se spalováním Příloha 13 - výsledky výpočtů a měření středního tlaku ztrát a mechanické účinnosti Příloha 14 - New European Driving Cycle Příloha 15 - Fotogalerie Příloha 16 - doplňující výsledky

6 Seznam použité symboliky A [-] Převodní koeficient α [rad] Poloha na klikové hřídeli b [m] Šířka ložiska bmep, pe [kpa] Střední efektivní tlak motoru C 1, C 2, C 3, C 4 [-] Koeficienty empirického vzorce pro výpočet středního tlaku mechanických ztrát c p [m.s -2 ] Střední pístová rychlost f [-] Součinitel tření f L [-] Součinitel hydrodynamického tření fmep [kpa] Střední tlak ztrát motoru F N [N] Normálová síla f S [-] Součinitel suchého tření F T [N] Tečná síla η [-] Mechanická účinnost motoru I [A] Proud snímače zatížení (potenciometr spojen s hřídelkou ručičky dynamometru) i, k [-] Počet válců motoru imep, p i [kpa] Střední indikovaný tlak motoru I S [kg.m 2 ] Moment setrvačnosti Klapka_V [V] Napětí na potenciometru škrtící klapky odpovídající úhlu otevření k r [-] Koeficient rozšíření m [Pa.s] Dynamická viskozita mfl_dig [ C] Aktuální spotřeba paliva (digitální údaj) M i [Nm] Točivý moment M t, M [Nm] Točivý moment motoru M zatizeni [Nm] Točivý moment potřebný pro pohon zátěže n, RPM [min -1 ] Otáčky motoru p [kpa] Tlak ve válci pbar [ C] Barometrický tlak Pe [kw] Efektivní výkon motoru - 6 -

7 Pi [kw] Indikovaný výkon motoru pk3 [kpa] Podtlak za škrtící klapkou Pmax [bar] Maximální tlak ve válci motoru poil [kpa] Tlak oleje v místě baroskopu v hlavě motoru R1 [Ω] Odpor na snímači točivého momentu (neměřená část odporového děliče) R2 [Ω] Odpor na snímači točivého momentu (měřená část odporového děliče) RH [%] Relativní vlhkost vzduchu do motoru na vstupu do sání s [Pa] Fiktivní střední tlak v ložisku So [-] Sommerfeldovo číslo t [-] Konstanta pro dvoudobý=2, či čtyřdobý=4 motor t [s] Čas tfl [ C] Teplota paliva v hadici před palivovou lištou toil [ C] Teplota oleje ve vaně motoru toil1 [ C] Teplota oleje na výstupu 1. ohřívače toil2 [ C] Teplota oleje na vstupu 2. ohřívače toil3 [ C] Teplota oleje na výstupu výměníku tome [ C] Teplota nasávaného vzduchu do motoru na vstupu do sání tw2 [ C] Teplota chladící kapaliny na výstupu motoru do výměníku topení tw3 [ C] Teplota chladící kapaliny na vstupu do motoru z výměníku topení twi [ C] Teplota chladící kapaliny na vstupu z chladiče do motoru two [ C] Teplota chladící kapaliny na výstupu z motoru do chladiče U [m.s -1 ] Rychlost U1 [V] Napájecí napětí obvodu s potenciometrem na ručičce dynamometru U2 [V] Napětí na potenciometru váhového mechanismu dynamometru ua [-] Standardní nejistota typu A ub [-] Standardní nejistota typu B ubj [-] J-tá nejistota typu B UEPC_V [V] Napětí na snímači polohy pedálu akcelerátoru V Z [dm3] Zdvihový objem motoru V Z1 [dm3] Zdvihový objem jednoho válce motoru ω [rad.s -1 ] Úhlová rychlost klikové hřídele w [m.s -1 ] Relativní vzájemná rychlost - 7 -

8 Zi, max [-] Maximální odchylka i-tého zdroje nejistoty Značení některých veličin případně není v souladu s normativy, protože při značném podílu automatizace při snímání a zpracování dat je nutno přihlížet k jiným okolnostem, zejména k jednotně zavedeným identifikátorům proměnných

9 1 Úvod Lidé se snaží od pradávna zvýšit efektivnost vynaloženého úsilí a ušetřit si tak práci. Jedním z prvních dochovaným důkazů dle [1] jsou rytiny z roku 2700 před n. l, které zobrazují Asyřany používající pro přepravu velkých kamenných soch sáně, které se valily po kmenech stromů. Byli jedni z prvních, kdo vlastně použili principu valivého ložiska. V prvním století před n.l. se dle archeologických vykopávek v okolí Říma již používala kuželová a kuličková ložiska a nacházejí se indicie, že také Keltové ve stejné době používali dřevěné válečky umístněné v drážkách v bronzových kroužkách na svých dvoukolých vozech. Zřejmě první vědec, který publikoval výsledky svého experimentálního výzkumu v oblasti tření byl známý malíř Leonardo Da Vinci. Ten prováděl v patnáctém století experimenty zaměřené na pochopení třecích ztrát a svými primitivními pokusy zjistil, že pro dvě po sobě se posouvající tělesa je třecí síla přímo úměrná zatížení a je nezávislá na velikosti třecí plochy. Lze říci, že byl zakladatelem vědního oboru tribologie. Jeho skicy zachycují nejen pokusy, ale i návrh kuličkového ložiska s klecí. Je zřejmé, že si uvědomoval, co by způsobilo tření mezi kuličkami při vzájemném dotyku, tedy v místě, kde vektory obvodové rychlosti mají opačný směr. Studie tření Kuličkové ložisko s klecí obr. 1-1 Skicy Leonarda da Vinci (zdroj [1] a [2]) Malá exkurse do minulosti ukazuje, že se lidé snaží zvyšovat účinnost svých soudobých zařízení a není tomu jinak ani dnes, zejména v případě jednoho z nejrozšířenějších pohonných zařízení pístového spalovacího motoru. Již od svého vynálezu hraje tento tepelný stroj nezastupitelnou roli zejména mezi vozidlovými energetickými jednotkami. Pro své vlastnosti nachází široké uplatnění ve velmi - 9 -

10 různorodých oblastech života. Spalovací motor je možné použít k pohonu automobilu, letadla nebo lodi, své uplatnění nachází i jako generátor elektrické energie, kogenerační jednotka atd. Zejména svému nasazení v automobilech vděčí spalovací motory za nevídané urychlení svého vývoje v poslední době. Konkurence v automobilovém průmyslu se zasloužila o růst výkonu při snižování měrné spotřeby paliva se současným zvyšováním spolehlivosti a životnosti. Rozvoj techniky a automobilismu především s sebou přinesl i rostoucí znečištění životního prostředí a s tím související tlak na snižování exhalací současných motorů. I se snižováním emisních limitů se spalovací motory vypořádávají nadmíru úspěšně. Přestože současné spalovací motory dnes již běžně disponují parametry, jež byly ještě nedávno považovány za obtížně dosažitelné, je nadále vyvíjen tlak na jejich další zlepšení. Jedna z významných cest k dalšímu zvyšování energetické účinnosti a současně zlepšování ekologických parametrů motoru vede přes cílené zvyšování mechanické účinnosti spalovacího motoru, která při plném zatížení může překročit až 95%. V této práci budeme za mechanické ztráty považovat všechny ztráty energie, které snižují indikovaný výkon motoru na výkon užitečný, odebíraný na klikové hřídeli motoru. Pro jejich snížení se konkrétně jedná zejména o snižování ztrát u třecích dvojic (ložiska, píst s kroužky ve válci), dále ztráty vznikající pohonem rozvodu a vstřikovacího čerpadla a konečně vedlejších a pomocných mechanismů (vodní, olejové čerpadlo, alternátor, palivové podávací čerpadlo, ). Kromě výše uvedených ztrát se v motoru uplatňují ještě ventilační ztráty, způsobené pohybem dílů motoru v olejové mlze, v klikové skříni a tlakové rozdíly, způsobené jejím nuceným průtokem mezi částmi klikové skříně. Ztráty průtokem pracovního média sacím a výfukovým traktem jsou samozřejmě zahrnuty do indikovaného výkonu motoru. Pro další zvyšování mechanické účinnosti motoru lze v blízké budoucnosti očekávat sériové nasazení úspornějších komponent motoru s elektronickým řízením a elektrickým pohonem, např. elektrické vodní čerpadlo či nahrazení rozvodového mechanismu elektrohydraulicky ovládanými ventily. To přinese další zvýšení mechanické účinnosti.. Také se již objevují snahy nahradit klikový mechanismus např. lineárním motorem [3]. Nastupující trend hybridních pohonů nevytlačil spalovací motor z popředí zájmu a stále se vývoj zabývá dalším zlepšováním klasické konstrukce s klikovým mechanismem. Autor této práce by rád navázal na dlouholeté zkušenosti v oblasti experimentálního měření pasivních odporů na ústavu automobilů, spalovacích motorů a kolejových vozidel, které probíhaly na jeho pracovišti ve spolupráci s vývojovým oddělením Škoda Mladá Boleslav v rozmezí let 1970 až Dílčím cílem práce je převzaté zkušenosti dále rozvinout do stavu odpovídající posledním

11 trendům. S rozvojem výpočetní techniky v posledních dvaceti letech je globální tendence nahrazovat jak časově tak finančně náročná experimentální měření výpočty. Práce si klade za cíl přispět k rozvoji i v tomto směru, konkrétně validací matematického modelu pro predikci mechanických ztrát klikového mechanismu

12 2 Přehled o současném stavu problematiky Před započetím činností souvisejících s dizertační prací byla provedena poměrně podrobná literární rešerše v dostupné starší literatuře a hlavně v současných elektronických pramenech, zejména v databázi Society of Automotive Engineers, Inc., a databázi vydavatele technické literatury Elsevier ( Pasivní odpory u spalovacího motoru odebírají z indikovaného výkonu od cca 5% při plném zatížení až po 100% při volnoběhu. V běžných provozních stavech motoru se mechanická účinnost pohybuje v rozmezí 40-95% v závislosti na otáčkách a zejména zatížení motoru. V důsledku snižování emisí a zejména emisí CO 2 (= spotřeby paliva), je výzkum se zaměřením na analýzu a snižování pasivních odporů motorů na popředí zájmu. U motorů osobních vozidel se vyskytují nízká zatížení, kde zvyšování nižší mechanické účinnosti významně ovlivní dráhovou spotřebu paliva. Je důležité podotknout, že zvýšení mechanické účinnosti lze dosáhnou dvěma způsoby. První způsob je vlastní snížení pasivních odporů a druhý způsob je intenzifikace výkonu tzv. Downsizing. Vyšší výkon u nepřeplňovaného motoru lze dosáhnout volbou většího zdvihového objemu válců. Hlavní myšlenkou Downsizingu je skutečnost, že stejného efektu lze dosáhnout přeplňováním při menším zdvihovém objemu. V minulosti vzniklo několik standardních metod pro měření pasivních odporů motoru jako celku při měření se spalováním, nebo pouze při protáčení, které jsou podrobněji popsány v kapitole 2.3. V rámci literární rešerše bylo zjištěno velké množství publikací zaměřených na experimentální zkoumání konkrétních třecích dvojic. Experimenty jsou nepostradatelné pro ověření matematických modelů či pro získání vstupních dat pro modely. Z některých popisovaných experimentů nelze výsledky zobecnit, nicméně jejich popis uceluje pohled na problematiku pasivních odporů motorů a jsou cennými náměty pro další experimentální práci. Publikace [4], [5] a [6] se věnují problematice analýzy vlivu mazacího oleje, jeho viskózního indexu a aditiv na mechanickou účinnost motoru a měrnou spotřebu paliva. Z článku [4] vyplývají obecné závěry, že s rostoucí teplotou oleje klesají třecí ztráty v důsledku klesající viskozity oleje. Dle jízdního testu CVS-75 se snížením třecích ztrát o 5,7% dosáhne snížení spotřeby paliva o 1%. Velmi nízká viskozita oleje však může vést k přechodu do režimu mezního tření, zejména na rozvodovém mechanismu, což je spojeno s nárůstem ztrát a opotřebení. Modifikátory tření na bázi molybdenu - viz [5], sníží třecí ztráty v režimu mezního tření až o 16%

13 při srovnání se stejným olejem bez tohoto modifikátoru. V současnosti se v hojné míře používají plně syntetické oleje. Přechodem z minerálního oleje na olej syntetický stejné viskózní třídy se sníží třecí ztráty přibližně o 5% - viz [6]. Největší podíl 40-60% všech třecích ztrát vzniká mezi povrchem válce a pístními kroužky a povrchem pístu [5]. Proto se také v prostudované literatuře v hojné míře vyskytují experimentální měření zaměřené na tuto část motoru. Zajímavá oblast výzkumu na snížení třecích ztrát probíhá v rámci vlivu povrchových úprav. Práce [7] popisuje experimentální měření třecích ztrát prvního pístního kroužku. Tvar byl od konvenčního soudečkového tvaru změněn na rovinný a opatřen laserem vytvořenou texturou. Takový kroužek má o 25% menší třecí ztráty na experimentálním zařízení, nicméně na skutečném motoru jsou bohužel srovnatelné se ztrátami konvenčního soudečkového prvního kroužku. Provozní podmínky pístního kroužku v experimentálním zařízení nebyly dostatečně blízké podmínkám ve skutečném motoru. Příspěvky [8] a [9] se zabývají popisem experimentálního zařízení pro měření třecích ztrát resp. součinitele tření pro pístní kroužky. Zařízení je založeno na úpravě spalovacího motoru, který je protáčen elektromotorem. Byla použita plovoucí vložka válce umístněná do skutečného motoru, kde byla zachycena v axiálním směru pouze měřícími elementy. Píst je veden bez klopení. Kontrolována byla teplota oleje válce v rozmezí C. Testoval se vždy jen jeden kroužek a na základě přímého měření třecí síly byly vytvořeny Stribeckovy křivky pro pístní kroužky. Bylo zjištěno, že součinitel tření může dosahovat mnohem vyšších hodnot v režimu hydrodynamického tření (viz kap. 5), než v případě mezního a že pístní kroužky většinou pracují ve dvou režimech. V úvratích, kde jejich rychlost klesá k nule, je typ tření smíšený či mezní, zatímco během pohybu ve střední části válce se typ tření přesouvá do oblasti smíšeného či hydrodynamického. Velice inspirující je práce [10], kde autoři určují třecí ztráty pístové skupiny komerčně vyráběného motoru na základě měření okamžitých otáček, okamžité sily v ojnici měřené tenzometry a z určení okamžité síly na píst na základě indikace tlaku ve válci. Obdobnou problematikou se zabývá i článek [11], kde autoři presentují měření napětí a teploty na pístu a ojnici pomocí nově vyvinutého digitálního měřícího systému, který má hmotnost asi 30g a je umístěn přímo na ojnici. Jeho výhoda je vlastní zdroj napájení a zejména bezdrátový přenos naměřených dat. Na rozdíl od práce [10], kde autoři kritizují nízkou životnost kabelů, kterými je signál veden od ojnice, zde je garantována dlouhá životnost i při maximálních otáčkách motoru. Měření pasivních odporů rozvodového mechanismu popisuje článek [12]. Pomocí speciální kladky s tenzometry je možné měřit okamžitý točivý moment přenášený na vačkový hřídel. Použitelný je i při provozu motoru se spalováním. Experimentálně bylo zjištěno, že ztráty v pohonu

14 výfukového vačkového hřídele u rozvodového mechanismu typu DOHC jsou vyšší při spalování, než při protáčení [12]. Změřen byl strmý nárůst točivého momentu, potřebného k otevření výfukového ventilu proti tlaku ve válci. Rozdíl průměrného točivého momentu pro pohon vačkového hřídele mezi protáčením a spalováním je pro různé otáčky přibližně konstantní (10-14%) a mírně se zvyšuje s rostoucími otáčkami. Články [13], [14] a [15] souvisí s trendem snižování třecích ztrát a optimalizací kluzných ložisek. Zabývají se problematikou měření rozložení tlaku, teploty a tloušťky olejového filmu u kluzných ložisek. V [13] je popsán nový postup zjišťování tloušťky olejové vrstvy pomocí metody LIF (Laser-induced fluorescence = laserem buzené vyzařování). Z důvodu principu metody je do oleje přidána fluorescenční kapalina. Použita byla komerčně vyráběná ojnice, do jejíhož ojničního ložiska bylo v místě napojení dříku vyvrtáno pět otvorů po celé šířce ložiska pro uložení snímačů. Od snímačů je optickými vlákny veden odražený paprsek do vyhodnocovacího zařízení. Odrazivost odpovídá tloušťce vrstvy na základě kalibrace. Ojnice byla zatěžována axiální silou a měněn byl průtok oleje. Pohyb ojnice byl nahrazen otáčením hřídele, která prochází zkoumaným ložiskem. Bylo zjištěno, že tloušťka olejové vrstvy ve všech případech klesá od středu ložiska směrem ke kraji. Rozdíl je do cca 3 μm. Změřené tloušťky olejové vrstvy na základě různého zatížení ( N) byly v rozmezí μm., nejmenší tloušťky byly pro nejvyšší zatížení. Měření tlaku oleje v kluzném hlavním ložisku klikové hřídele vznětového motoru je popsané v [14]. Pro měření je zde použit tlakový snímač v podobě filmu tloušťky 7 μm, zapracovaný v povrchu hliníkového ložiska. Jedná se o měřící body průměru 0,5mm uspořádané do kříže (9 a 5 bodů). Maximální změřený tlak při plném zatížení byl 160 MPa. Za zmínku stojí informace, že vůle v hlavním ložisku toho 1,4 litrového moderního vznětového motoru Toyota byla 30 μm. Další publikace [15] popisuje výsledky měření teploty a tloušťky olejové vrstvy v ojničním ložisku.u protáčeného motoru se zaměřením na posouzení vlivu sníženého množství dodávaného oleje a jeho teplotu. Pro měření teploty byly použity termočlánky typu K, pro měření vzdálenosti ložiska od ojničního čepu bylo použito pět induktivních snímačů vzdálenosti, rozmístněných po obvodu ložiska. Důležitým závěrem je fakt, že i při třetinové dodávce oleje byl u ložiska zachován hydrodynamický režim mazání. Souhrnně, jak z hlediska historie tak i posledních trendů, popisují problematiku pasivních odporů u spalovacích motorů práce [1] a [16]

15 2.1 Třecí ztráty Závislostí součinitele tření na různých parametrech se na přelomu devatenáctého a dvacátého století zabývali Dr. Robert H. Thurston ( ), Prof. Adolf Martens ( ) a Prof. Richard Stribeck ( ). Nejznámější jsou práce Prof. Stribecka. Jeho původně experimentálně zjištěné křivky vyjadřovaly součinitel tření jako funkci rychlosti a různého kontaktního tlaku. Příklad tvaru Stribeckových křivek je na obr F Součinitel tření f charakterizuje podíl tečné síly a normálové síly f = F součinitel tření popsat rovnicí f α fs + ( 1 α) f L T N. Obecně lze =, kde f L je součinitel kapalinného tření, α je podíl suchého tření a f S je součinitel suchého tření, jak je uvedeno na obr. 2-2 vlevo. Samostatné suché tření se u spalovacích motorů téměř v praxi nevyskytuje, protože i po dlouhé odstávce motoru se vyskytuje na mazaných plochách malá vrstvička olejového filmu. Suché tření způsobuje významné adhezivní opotřebení a může vézt k rychlému selhání konkrétní součástky. Proto se dále budeme zabývat pouze kapalinným třením, které se dále dělí na hydrodynamické, smíšené a mezní. Na obr. 2-1 jsou schématicky znázorněné dva nejčastější případy styku dvou olejem mazaných vzájemně se pohybujících součástek, oddělených mazacím médiem: obr. 2-1 Kluzné hydrodynamické radiální ložisko (vlevo) a kluzné posuvné ložisko (zdroj [17]) Příkladem radiálního ložiska je uložení klikové hřídele a příkladem kluzného posuvného ložiska jsou pístní kroužky při styku se stěnou válce. parametru Dle [17] Stribeckův diagram popisuje závislost součinitele tření f na bezrozměrném μ N, kde μ je dynamická viskozita maziva, N jsou otáčky hřídele a σ je síla na σ jednotku plochy tedy tlak. Tento bezrozměrný parametr je převrácená hodnota tzv. Sommerfeldova

16 čísla. Pro kluzné posuvné ložisko platí bezrozměrný parametr μ U, kde U je vzájemná relativní σ b rychlost a b je rozměr ve směru posuvu. obr. 2-2 Stribeckův diagram (převzato z [17] a [48]) Čím je součinitel tření větší, tím jsou větší třecí ztráty. V oblasti smíšeného tření klesá součinitel tření s rostoucími otáčkami či rychlostí vzájemného pohybu do té doby, než se začne unášet větší množství oleje. Poté začne s rostoucí vzájemnou rychlostí součinitel tření narůstat v důsledku větší mazací vrstvy oleje. Se změnou teploty oleje se mění jeho dynamická viskozita, s rostoucí teplotou oleje se posouváme po křivce směrem vlevo (v oblasti hydrodynamického tření f klesá, v oblasti smíšeného tření f roste). Vliv zatížení má opačnou tendenci. Mechanismy kapalného mazání viz obr. 2-3 lze popsat takto: Hydrodynamické tření (Hydrodynamic Lubrication) je charakterizováno tím, že pohybující se plochy jsou vzájemně oddělené mazacím médiem. Tento typ tření se někdy nazývá elastohydrodynamické, pokud se kov pod zatížením elasticky deformuje. Tento typ tření převažuje ve spalovacím motoru u hlavních a ojničních ložisek spalovacího motoru po většinu doby jejich chodu. Smíšené tření (Mixed Lubrication) je to přechod mezi mezním a hydrodynamickým třením. Mezi navzájem se pohybujícími plochami se vyskytuje sice mazací médium, nicméně vrstva není dostatečná a u jednotlivých vrcholků mikronerovností dochází k občasnému vzájemnému dotyku. V tomto režimu pracuje motor po studeném startu, kdy nejsou ještě všechny plochy dostatečně promazány. Je prokázáno, že do tohoto režimu se mohou dostat pístní kroužky v úvratích, kdy jejích rychlost vzhledem k válci se blíží nule. Význam z hlediska celkových ztrát motoru je minimální, nicméně je toto tření významné z hlediska opotřebení. To je patrné při

17 rozebrání delší dobu používaného spalovacího motoru, kde i pohmatem je patrné větší opotřebení v horní úvrati v místě doběhu prvního kroužku. Mezní tření (Boundary Lubrication) nastává v případě, kdy olejový film není souvislý, nastává dotyk mezi vzájemně se pohybujícími součástkami v mnoha bodech (v řádu mikronerovností). V mezním tření je součinitel tření velmi vysoký, roste opotřebení, mohou se vyskytovat lokální špičky tlaku a může dojít až k přidření součástí. U motoru se tento režim vyskytuje při malých otáčkách zejména při startu a vypnutí motoru a při velkých zatíženích např.na rozvodovém mechanismu. Zejména se to projevuje na vačce a kluzném ložisku vačkového hřídele u soudobých vysokootáčkových motocyklových motorů. mezní smíšené hydrodynamické obr. 2-3 Schématicky naznačené tři typy kapalného tření U všech třecích dvojic je významná energetická bilance, určující teplotu ve styčné oblasti. Čím vyšší je součinitel tření a skluzová rychlost, tím je vyšší teplota a nižší viskozita. Velký význam kapalného maziva souvisí s konvektivním odvodem entalpie ze smykové oblasti. Kromě výše popsaných druhů kapalného tření, vyskytují se u spalovacích motorů i ložiska valivá, u nichž hovoříme o valivém tření. Velikost součinitele tření je téměř nezávislá na zatížení a rychlosti. 2.2 Metody výpočtu mechanických ztrát Pasivní odpory přímo ovlivňují spotřebu paliva motorem. Se zvyšujícími se požadavky na snížení spotřeby paliva, a tedy emisí CO 2, se vyvíjejí nové technologie jako je proměnné časování ventilů, proměnný zdvih ventilů, proměnný kompresní poměr, přímý vstřik paliva do válce zážehového motoru atd. Tato opatření redukují ztráty na výměnu náplně válce, zvyšují termodynamickou účinnost motoru, snižují emise, ale v některých případech také zvyšují pasivní odpory v důsledku potřeby většího olejového čerpadla či dalších komponent motoru. V komunitě výrobců spalovacích motorů se vždy očekává predikce pasivních odporů motoru již ve vývojové fázi. Empirické modely, popsané v kapitole 2.2.1, jsou založené na regresi měření, nicméně většinou nezohledňují vlivy teploty a typu oleje, povrchové vlastnosti komponent motoru a celkovou konstrukci včetně výše uvedených nových technologií

18 Dalším stupněm jsou modely semiempirické, kde výpočet třecích ztrát je založen jak na empirických poznatcích, tak na fyzikálním základu. Nejsložitější jsou z hlediska přípravy, výpočtových časů a nutnosti znalosti geometrie modely založené na výpočtech metodou konečných prvků a řešení složitých rovnic z oblasti mechaniky tekutin Empirické modely Empirické modely pro odhad mechanických ztrát motoru vznikají na základě měření na mnoha motorech stejného typu spalování o různých zdvihových objemech. Korelací těchto změřených dat lze získat koeficienty pro nejjednodušší rovnici pro odhad celkových mechanických ztrát ve tvaru: C2 n + C3 n fmep = C ( 1 ) Třecí síly jsou buď nezávislé na rychlosti (mezní tření), lineárně závislé na rychlosti (hydrodynamické tření) nebo mají kvadratickou závislost na rychlosti (turbulentní disipace), celkově se vždy jedná o kombinaci těchto tří režimů. Toto je vidět i na základní rovnici pro odhad celkového ztrátového tlaku motoru s nezávisle proměnnými otáčkami motoru. Některé komponenty motoru, pracující v režimu hydrodynamického tření, vykazují lepší závislost na střední pístové rychlosti než na otáčkách, například pístní kroužky a píst při pohybu ve válci. Proto některé modely mají jako nezávisle proměnnou právě otáčky a střední pístovou rychlost. Protáčením čtyřdobých zážehových motorů s plně otevřenou škrtící klapkou je v [17] na str.722 uveden vztah fmep[bar] = 0,97 + 0,15 n ,05 n 1000 Na základě protáčení čtyř a šestiválcových vznětových motorů vznikl vztah ( 3 ), uvedený v [17]. Konstanta C 1 =75 kpa se používá pro motory s přímým vstřikem, pro komůrkové motory s nepřímým vstřikem se dosazuje za C 1 =110 kpa. Je nutné podotknout, že protáčení dává nadsazené hodnoty v důsledku termodynamických ztrát. fmep[kpa] = C n , c p Výhodou všech výše uvedených vzorců je jednoduchost a rychlost řešení. Použití je zejména pro kvalifikovaný odhad mechanických ztrát motoru. Další významnou oblastí, kde naleznou uplatnění jsou výpočty termodynamického oběhu spalovacího motoru. Při těchto výpočtech se optimalizuje termodynamika a mechanické ztráty jsou většinou na okraji zájmu, takže jednoduchý, 2 ( 2 ) ( 3 )

19 rychlý a poměrně přesný výpočet ztrátového tlaku je ideální. V současných programech pro výpočet termodynamického oběhu motoru (viz [18], [19]) je pro výpočet středního tlaku ztrát používán model Chen-Flynn [20]. Tento model ( 4 ) na rozdíl do předchozích zahrnuje vliv zatížení daný hodnotou maximálního spalovacího tlaku Model však není schopný postihnout např. zvýšení kompresního poměru, popř. zvýšení plnícího tlaku v případě, že maximální tlak zůstane stejný. fmep 2 [ bar] C + ( C P max) + ( C c ) + ( C ) = ( 4 ) p 4 c p kde je C 1 [bar]... koeficient určující konstantní složku středního tlaku ztrát C 2 [-]... koeficient maximálního spalovacího tlaku C 3 [bar/( m/s)]... koeficient střední pístové rychlosti C 4 [bar/(m/s) 2 ]... koeficient kvadrátu střední pístové rychlosti Nápověda programu GT-Power doporučuje volit C 1 = bar; C 2 = ; C 3 = bar/(m/s); C 4 = bar/(m/s) 2. Další modifikaci Chen-Flynn modelu pro zážehové motory popisuje článek [21]. Nevýhodou výše popsaných modelů je fakt, že nezahrnují vliv viskosity oleje při různých provozních teplotách motoru. To je odstraněno ve velice detailním modelu pro zážehové motory, který je popsán v [22] a vzorec je uveden v příloze 1. Tento model zahrnuje jak geometrické parametry, tak i vliv viskozity oleje. Množství zadávaných údajů však zmenšuje použitelnost vzorce, protože zde je potlačena hlavní výhoda empirických vzorců - jednoduchost Semiempirické modely Zatímco empirickými modely lze spočítat pouze průměrné ztráty tedy střední tlak ztrát motoru (FMEP), semiempirické modely počítají okamžité ztráty. Semiempirické modely lze rozdělit do dvou skupin. První počítají okamžité třecí ztráty na každé dvojici v závislosti na úhlu natočení klikové hřídele při užití semiempirických korelací. Druhá skupina modelů je založená na výpočtu tlakového pole mazacího oleje a predikce třecích ztrát na pohybujících se součástech motoru řešením Reynoldsovy rovnice viz ( 5 ) na str.20. Výhodou je, že se získá kromě predikce ztrát i informace o tloušťce olejové vrstvy v ložisku a zatížení ložiska. Článek [23] popisuje výsledky semiempirického modelu při určování třecích ztrát zážehového motoru při změnách poměru hlavního ložiska klikové hřídele a ložisek vačkové hřídele. Také je zkoumán vliv předpětí pístních kroužků. Je zvolen Sommerfeldův přístup k určení třecích ztrát v ložiskách a pístních kroužcích s uvažováním hydrodynamického tření. Na základě experimentu byly počítány ventilační ztráty otáčejícího se klikové hřídele, kdy bylo zjištěno, že nejlepší shoda s experimentem je pro 6,5 % obsahu oleje ve vzduchu. Detailněji byly počítány

20 ztráty na zdvihátkách, kde byla počítána tloušťka olejové vrstvy a porovnávána s výškou mikronerovností, na základě čehož byl metodou Staron a Willermet počítán přínos mezního tření. Další model založený na Sommerfeldově přístupu je popsán v [24] a podrobně se jím zabývá kapitola 5. Příspěvek [24] popisuje semiempirický model pro výpočet třecích ztrát, založený na predikci ztrát pomocí Stribeckových křivek. V článku [25] je popsán semiempirický model, který je založen na přístupu s řešením Reynoldsovy rovnice. Pro kluzná ložiska (hlavní, ojniční ložisko a ložisko pístního čepu) je použito analytické řešení Reynoldsovy rovnice MKP modely Modely založené na výpočtu pomocí metody konečných prvků jsou nejsložitější, časově nejnáročnější a vyžadují i velké datové kapacity pro uložení výsledků výpočtů. Další jejich nevýhodou je nutná znalost kompletní geometrie částí motoru a znalost fyzikálních vlastností materiálů. Řešení třecích ztrát v kluzných ložiskách je založené na numerické integraci Reynoldsovy rovnice či jejich modifikací.velký problém u MKP modelů souvisí s okrajovými podmínkami pro pístní kroužky. Na rozdíl od kluzných ložisek zde není známá výška olejového filmu na vstupu do mazací štěrbiny a vstupní tlak daný viskózním odporem olejového filmu. Problematiku dále komplikuje klopení pístu v horní úvrati a torze kroužku takže se jedná o spřaženou úlohu, kde se vyskytuje deformace pevné fáze s hydrodynamikou. Reynoldsovu rovnici viz ( 5 ) pro kluzné ložisko včetně řešení popisuje habilitační práce [26]. Kromě rozboru řešení Reynoldsovy rovnice práce popisuje komplexní termo-mechanický model spalovacího motoru vytvořený v programu ADAMS. h x p x + kde je h... tloušťka olejové vrstvy η... dynamická viskosita oleje U... efektivní rychlost 3 h z 3 p h h = 6η U + 2 z x t Model počítá v časové doméně a řeší hluk, vibrace, opotřebení a samozřejmě mechanické ztráty motoru. Je složen jak z tuhých tak poddajných těles. Zahrnuje dílčí modely klikové hřídele, vačkové hřídele, ozubených kol pro pohon vačkové hřídele a vstřikovacího čerpadla, včetně vstřikovacího čerpadla a gumového tlumiče vibrací. Model obsahuje dílčí model kluzných ložisek, kde je počítáno i s klopením čepu v pouzdru ložiska. Další článek o tomto modelu je např. [27]. ( 5 )

21 Práce [28] presentuje podrobný matematický model pro výpočet celkových třecích ztrát motoru na základě detailní tribologické analýzy hlavních částí motoru jako je sestava pístu, vačka a zdvihátka a ložiska. Pro výpočet sestavy pístu byl použitý vlastní kód RPM99, pro výpočet vačky a zdvihátek také vyvinutý kód CTM Metody měření mechanických ztrát Z hlediska určování mechanických ztrát motorů je možné využít několik metod, jež budou popsány níže. Při řešení disertační práce byly využity metody dvě viz kapitoly a Metoda měření na motoru se spalováním Tato metoda je nejpřesnější, ale také na provedení nejnáročnější. Vychází z jednoduché rovnice, že mechanická účinnost se vypočte jako podíl středního efektivního a indikovaného tlaku viz ( 6 ). Ztrátový tlak se pak získá odečtením indikovaného a efektivního tlaku viz ( 9 ). η = bmep imep fmep = imep imep ( 6 ) kde je η [-] mechanická účinnost motoru bmep [kpa] střední efektivní tlak viz ( 7 ) imep [kpa] střední indikovaný tlak viz ( 8 ) bmep = τ π V Z Mt ( 7 ) kde je Mt [Nm] točivý moment motoru V Z [dm 3 ] zdvihový objem motoru τ [-] τ=2 pro dvoudobý motor, τ=4 pro čtyřdobý motor imep = #valcu p dv VZ = #valcu i= 1 obeh 1 imep #valcu kde je p [kpa] okamžitý tlak ve válci dv [cm 3 ] přírůstek okamžitého objemu válce V Z1 [cm 3 ] zdvihový objem jednoho válce #valcu [-] celkový počet válců motoru imep V1 [kpa] střední indikovaný tlak jednoho válce Hodnota středního tlaku ztrát je při plném zatížení přibližně o řád menší než hodnota středního indikovaného tlaku. Z rovnice pro výpočet mechanické účinnosti motoru ( 6 ) tedy vyplývá, že i poměrně velká změna středního tlaku ztrát (dále zkráceně ztrátového tlaku) nezpůsobí #valcu i= 1 V1 ( 8 )

22 výraznější změnu hodnoty mechanické účinnosti motoru při plném zatížení. Proto budou v práci častěji presentovány hodnoty ztrátového tlaku fmep viz ( 9 ). Poznámka k terminologii: plným zatížením motoru se popisuje režim, kdy pro daný režim definovaný otáčkami motoru je dodáváno maximální množství paliva. Termín částečné zatížení platí pro všechny ostatní režimy. Číselnému vyjádření zatížení motoru odpovídá hodnota středního efektivního tlaku bmep. fmep = imep-bmep ( 9 ) kde je fmep [kpa] střední tlak ztrát Jak je z rovnice ( 8 ) zřejmé, pro výpočet středního indikovaného tlaku je nutné změřit průběh tlaku ve válci v závislosti na poloze pístu resp. klikové hřídele. Problémy s indikací tlaku ve válci a možnými nejistotami měření jsou popsány v kapitolách 4.2 a Protáčení motoru elektrickým dynamometrem Tato metoda dává dobré výsledky, potřebný je pouze dynamometr schopný pracovat v motorickém režimu, tedy umožňující protáčení spalovacím motorem. Bez indikace tlaku ve válci dává metoda velmi nadhodnocené výsledky. Indikací se odstraní práce na výměnu náplně válce a termodynamické ztráty. Je to však jediná metoda, při níž lze určovat i dílčí složky pasivních odporů. Při zajištění náhradního pohonu lze např. odpojovat pomocné mechanismy jako je vodní pumpa, olejové čerpadlo či pohon alternátoru. Lze provádět i náročnější experimenty pro zjištění dílčích ztrát jako je provoz motoru s různým počtem kroužků, odstranění pohonu rozvodového mechanismu apod. Pracovní oběh se skládá z vysokotlaké části a z výměny náplně válce. Při nízkých otáčkách převládají ztráty ve vysokotlaké fázi při odvodu tepla do stěn spalovacího prostoru. Naopak při vysokých otáčkách převládají ztráty na ventilech, které ale lze eliminovat výše zmíněnou indikací. Je nutné si uvědomit, že mechanické ztráty získané na běžícím motoru metodou popsanou v kapitole se budou lišit od ztrát získaných při protáčení z těchto důvodů uvedených např.v [17]: 1) Na píst, pístní kroužky a ložiska působí při protáčení pouze kompresní tlak, nikoliv tlak spalovací, takže nižší zatížení snižuje třecí ztráty. Naopak ale zatížení ložisek od setrvačných sil, proti kterým nepůsobí tlak od spalování může zase třecí ztráty v oblasti úvratí navýšit. 2) Teploty komponent motoru mají při protáčení mnohem nižší teplotu než při spalování, což způsobuje vyšší viskozitu oleje a tedy třecí ztráty. Tento nedostatek lze částečně

23 odstranit externím ohřevem oleje a chladící kapaliny, nebo lze motor ohřát v režimu spalování na požadovanou teplotu a následně rychle přejít do režimu protáčení. Nicméně při spalování dochází k dalšímu ohřevu oleje na stěnách válce přestupem tepla z pístu, což na protáčeném motoru nenastane, naopak olej je ochlazován od chladnějších částí motoru. Při protáčení jsou vůle mezi pístem a válcem větší než při spalování, což by mělo vést k nižším třecím ztrátám. Nižší tlak nad pístem při protáčení vede k menšímu zatížení zejména prvního kroužku v blízkosti horní úvrati, což by mělo vést ke zvýšení třecích ztrát pokud se pohybujeme v oblasti hydrodynamického tření a ke snížení v oblasti tření smíšeného. 3) Při protáčení je jiná práce na výměnu náplně válce. Zejména nezanedbatelný bude vliv výfukového zdvihu, který bude probíhat za úplně jiných tlakových poměrů Metoda extrapolace křivky celkové spotřeby paliva (Willansova čára) Tato metoda je pouze orientační a určená pouze pro vznětové motory. Dává však překvapivě dobré výsledky tam, kde rozhoduje vliv otáček a vliv zatížení je minimální. Willansovu čáru záskáme takto. Vyneseme-li si spotřebu paliva (osa x) v závislosti na středním efektivním tlaku či momentu (osa y) a tuto křivku extrapolujeme až do hodnoty nulové spotřeby paliva, odečteme na ose y zápornou hodnotu středního efektivního tlaku či momentu ztrát motoru, tedy vlastně střední tlak ztrát resp. ztrátový moment Metoda vypínání jednotlivých válců (Morseova metoda) Metoda je vhodná pro víceválcové motory. Postupuje se tak, že se na běžícím motoru u jednoho válce odpojí zapalování nebo vstřikování paliva a sleduje se pokles točivého momentu resp. výkonu. Je založena na předpokladu, že imep=imep 1.i, kde imep 1 je střední indikovaný tlak jednoho válce a i je počet válců motoru. Lze tedy napsat, že bmep=imep 1.i-fmep, kde bmep vypočteme ze změřeného točivého momentu dle rovnice ( 7 ). Při vypnutí k válců z naměřeného točivého momentu vypočteme hodnotu bmep a bmep =imep 1 (i-k)-fmep, z toho vyplývá, že imep 1 =bmepbmep. Ztrátový tlak motoru získáme tedy z rovnice fmep=bmep-imep 1.i. Metoda je pouze orientační a není použitelná pro přeplňované motory, protože po odpojení jednoho válce bude nižší entalpie před turbínou, což způsobí nižší výkon na turbíně a tedy nižší plnící tlak

24 2.3.5 Metoda tzv. doběhu motoru Principem je záznam brzdného momentu při doběhu motoru (s vypnutým zapalováním nebo bez dodávky paliva) z maximálních otáček do klidu. Metoda je určena spíše na ověření stavu motoru

25 3 Cíl práce Hlavním cílem práce je ověření schopnosti semiempirického modelu předpovídat mechanické ztráty spalovacího motoru pro jeho optimalizaci v období vývoje, založené na experimentálních datech. Ke splnění slouží tyto dílčí cíle: výběr vhodného matematického modelu výběr měřící metodiky a vývoj algoritmu pro vyhodnocování středního tlaku ztrát zjištění kalibračních dat měřením na reálném motoru za různých provozních podmínek a kalibrace modelu na základě kriticky zhodnocených dat zobecnění výsledků

26 4 Měření mechanických ztrát spalovacího motoru Pro validaci výpočetního modelu bylo nutno změřit úplnou charakteristiku zážehového motoru se zaměřením na vyhodnocení mechanických ztrát při různých teplotách chladící kapaliny a zejména oleje. V této kapitole budou popsány kroky, které vedly k dosažení tohoto dílčího cíle. Konkrétně se jedná o realizaci zařízení pro temperování provozních kapalin, realizace indikaci tlaku ve válci, návrh postupu měření a vyhodnocení výsledků. V příloze 2 a 4 je popsáno měřící stanoviště, systém automatizovaného sběru dat a související dílčí úpravy spalovacího motoru. Pro experimentální měření byl zvolen tříválcový motor Škoda 1.2 HTP o výkonu 44 kw/5200 min -1, který byl umístněn na brzdovém stanovišti vybaveném stejnosměrným elektrickým dynamometrem Chladící soustava motoru Cílem úprav chladící soustavy bylo umožnit obsluze regulaci teploty chladící kapaliny v motoru. Motor má přetlakovou chladící soustavu. Chladič, který je ve vozidle standardně umístněn v přední části před motorem, je uzavřen v nádrži, která je protékaná průmyslovou vodou zkušebny. Jedná se tedy o náhradu za výměník typu voda-voda, při zachování uzavřeného přetlakového systému chlazení motoru. Připouštění vody do nádrže je řízeno solenoidovým ventilem dle požadavků obsluhy, nebo je otvírání řízeno automaticky na základě teploty chladící kapaliny twi viz schéma na obr Sériová chladící soustava se skládá ze dvou okruhů. V případě, že motor není ohřátý na provozní teplotu, termostat je uzavřen a chladící kapalina cirkuluje přes malý okruh s výměníkem topení. Pokud je dosaženo provozní teploty motoru, začne se otevírat termostat a připojuje se i velký okruh s chladičem. Upravená chladící soustava je schématicky znázorněna na obr Výměník topení byl nahrazen odporovým topným tělesem (pos.1) o výkonu 6 kw, před které bylo vřazeno i elektrické oběhové čerpadlo Grungfoss (pos.2). Termostat (pos.5) byl vyjmut, takže chladící voda cirkuluje stále oběma okruhy. Tímto uspořádáním lze chladící kapalinu díky ohřívači a elektrickému čerpadlu předehřát na stojícím motoru, nebo ohřívat při protáčení motorem a samozřejmě chladit. Minimální teplota na kterou lze chladící teplotu ochladit je limitována teplotou průmyslové chladící vody zkušebny. Se

27 současnou účinností chladiče při teplotě průmyslové chladící voda do 20 lze během chodu motoru udržovat teplotu chladící kapaliny v motoru do 50 C. Čerpadlo a ohřívač je ovládán obsluhou z počítače ze systému sběru dat. K ochlazení průmyslové vody zkušebny slouží chladící věž. 1 Odporový ohřívač 6 kw 2 Elektrické vodní čerpadlo 3 Vodní čerpadlo motoru 4 Expansní nádoba 5 Termostat během měření vyjmut 6 Nádrž protékaná průmyslovou chladící vodou zkušebny 7 Chladič 8 Solenoidový ventil Termočlánky typu J: two, twi, tw2, tw3 Snímač teploty chladící kapaliny v motoru pro ŘJ: R2c obr. 4-1 Schéma chladící soustavy s úpravami pro měření Pro monitorování teploty je chladící soustava opatřena termočlánky typu J. Kromě těchto termočlánků jsou zaznamenávány údaje z řídící jednotky motoru, která má vlastní snímač teploty chladící kapaliny na obr. 4-1 označená R2c. Blízko tohoto snímače je zabudován termočlánek označený two. Rozdíl v teplotě měřené těmito snímači je minimální. Pokud v dalším textu hovoříme o teplotě chladící kapaliny v motoru, jedná se o údaj měřený termočlánkem two Olejový systém motoru Cílem úprav olejového systému motoru bylo umožnit měření za různých teplot oleje. Byl zvolen externí způsob ohřevu a chlazení oleje. Aby nebyl ovlivněn olejový systém motoru, byl olej odčerpáván z nejnižšího místa olejové vany motoru externím čerpadlem a ochlazený/ohřátý olej se vracel zpět do olejové vany. Tímto způsobem zůstává ve vaně zachována konstantní výška hladiny oleje. Úprava olejové vany spočívala v přivaření nátrubků 20mm na nejnižším místě a na čelní straně viz obr. 4-3 vpravo

28 Jediným zásahem do olejové soustavy byla výměna baroskopu za snímač tlaku oleje JSP DMP 331 se stejným závitem (označení poil_kpa). Touto záměnou nedošlo k žádnému ovlivnění olejového okruhu motoru. Schéma je na obr Termočlánky: toil, toil1, toil2, toil3 1 Odporové ohřívače oleje (2x1250W) 2 Kulový ventil na vstupu do ohřívačů (olej) 3 Elektromotor pro pohon čerpadla 4 Odstředivé čerpadlo oleje 5 Kulový ventil na vstupu do výměníku chlazení (olej) 6 Kulový ventil vstupu do výměníku (voda) 7 Výstup z výměníku (voda) 8 Sací hrdlo ve dně olejové vany 9 Zpátečka oleje do vany 10 Výtlačné potrubí čerpadla 11 Protiproudý deskový výměník (olej/voda) 12 Snímač tlaku oleje v hlavě motoru poil_kpa 13 Motor Škoda 1.2 HTP obr. 4-2 Schéma zapojení ohřevu/chlazení oleje s vyznačením termočlánků Pro odčerpávání oleje bylo nutné zvolit vhodné čerpadlo jak z hlediska dostatečného průtoku, tak i ceny. Je nutné si uvědomit, že pokud by došlo k nějaké poruše těsnosti na přídavném okruhu pro ohřev a chlazení oleje, mohlo by při úniku oleje dojít během krátké doby k zadření motoru. Z výše uvedených důvodů nebylo vybráno zubové čerpadlo, které je vhodné pro čerpání viskózních kapalin, ale je drahé a dodává zbytečně vysoký výstupní tlak. Z hlediska finanční úspory bylo zvoleno repasované odstředivé čerpadlo (určené pro čerpání vody) se jmenovitým průtokem vody 120 l/min. Toto čerpadlo lze bezpečně provozovat i při uzavřeném sání či výtlaku a dává nízký výstupní tlak. Průtok oleje při teplotě 25 C byl cca 8 litrů/min. Za výtlakem čerpadla byly umístněné dva ventily. Jeden pouštěl olej do okruhu s ohřívači, druhý do okruhu s deskovým protiproudým výměníkem. Schéma je znázorněno na obr. 4-2 a realizace na obr. 4-3 vlevo. Kombinací ventilů bylo možné jak přihřívat, tak současně chladit

29 Aby nedošlo ke karbonizaci oleje, byla k ohřevu zvolena dvě odporová topná tělesa Eltop, každé o příkonu 1250W (10W/cm 2 ). Chlazení oleje zajišťoval protiproudý deskový výměník Secespol LB47-40(1C), jako chladící médium byla opět použita průmyslová voda zkušebny. Při výše uvedených úpravách vzrostl objem olejové náplně z 2,8 litru na 8 litrů oleje Castrol Edge 5W-30. toil1 toil2 toil3 toil obr. 4-3 Vlevo: Olejové čerpadlo, ohřívače oleje a deskový výměník, vpravo: detail na napojení do olejové vany 4.2 Indikace tlaku ve válci Nejpřesnějším způsobem určení středního indikovaného tlaku motoru je indikace tlaku v každém válci obvykle pomocí piezoelektrických snímačů zašroubovaných přímo v hlavě válců. To sebou přináší komplikace v nutnosti motor rozebrat, zjistit možné umístnění snímačů, aby nedošlo k navrtání mazacího kanálu popř. aby nebyl narušen chladící okruh. Pro tři snímače tlaku je nutné pořídit zesilovače náboje a propojovací kabely a dostatečně rychlou měřící kartu pro záznam indikovaného tlaku do PC. Všechny výše zmiňované komponenty jsou finančně velmi náročné a investice by se pohybovala v řádu stovek tisíc Kč. Bohužel pro takové vybavení nebylo dostatek finančních prostředků. Proto bylo využito vybavení zkušebny, které se skládá z indikační svíčky Kistler a dvoukanálového zesilovače náboje AVL. Indikován byl tedy tlak pouze v 1. válci a předpokládá se, že spalování v jednotlivých válcích probíhá stejně. Tento předpoklad byl ověřován