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

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.

2010

Ing. Miloslav EMRICH

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.

-2-

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).

-3-

Obsah Anotace....................................................................................................................................2 Annotation...............................................................................................................................3 Obsah.......................................................................................................................................4 Seznam použité symboliky.....................................................................................................6 1

Úvod.................................................................................................................................9

2

Přehled o současném stavu problematiky..................................................................12 2.1

Třecí ztráty .............................................................................................................15

2.2

Metody výpočtu mechanických ztrát .....................................................................17

2.2.1

Empirické modely...............................................................................................18

2.2.2

Semiempirické modely........................................................................................19

2.2.3

MKP modely.......................................................................................................20

2.3

Metody měření mechanických ztrát .......................................................................21

2.3.1

Metoda měření na motoru se spalováním ..........................................................21

2.3.2

Protáčení motoru elektrickým dynamometrem ..................................................22

2.3.3

Metoda extrapolace křivky celkové spotřeby paliva (Willansova čára) ............23

2.3.4

Metoda vypínání jednotlivých válců (Morseova metoda) ..................................23

2.3.5

Metoda tzv. doběhu motoru................................................................................24

3

Cíl práce ........................................................................................................................25

4

Měření mechanických ztrát spalovacího motoru ......................................................26 4.1.1

Chladící soustava motoru...................................................................................26

4.1.2

Olejový systém motoru .......................................................................................27

4.2

Indikace tlaku ve válci............................................................................................29

4.2.1

Umístnění inkrementálního čítač a snímače tlaku ve válci motoru ...................30

4.2.2

Určení horní úvrati.............................................................................................31

4.3

Metodika měření a vyhodnocení ............................................................................34

4.4

Výsledky měření ....................................................................................................39

4.4.1

Měření mechanických ztrát protáčeného motoru...............................................39

4.4.2

Měření na motoru se spalováním .......................................................................40

4.5 4.5.1

Rozbor chyb měření ...............................................................................................42 Měření točivého momentu ..................................................................................42

-4-

4.5.2 5

Měření tlaku ve válci ..........................................................................................46

Matematický model a jeho validace ...........................................................................50 5.1

Popis matematického modelu.................................................................................50

5.1.1

Kinematika a dynamika klikové hřídele .............................................................50

5.1.2

Modelování tření ................................................................................................52

5.2

Výsledky výpočtů...................................................................................................53

5.2.1

Kalibrace modelu ...............................................................................................54

5.2.2

Výsledky kalibrovaného modelu.........................................................................56

6

Analýza výsledků..........................................................................................................59

7

Závěr..............................................................................................................................61

Poděkování............................................................................................................................63 Použitá literatura..................................................................................................................64 8

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-30 .................................75 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.....................................109 Příloha 11 - ztrátový tlak změřený metodou se spalováním ............................................111 Příloha 12 - mechanická účinnost určená metodou se spalováním..................................113 Příloha 13 - výsledky výpočtů a měření středního tlaku ztrát a mechanické účinnosti ...115 Příloha 14 - New European Driving Cycle ......................................................................120 Příloha 15 - Fotogalerie....................................................................................................121 Příloha 16 - doplňující výsledky ......................................................................................122

-5-

Seznam použité symboliky A

[-]

Převodní koeficient

α

[rad]

Poloha na klikové hřídeli

b

[m]

Šířka ložiska

bmep, pe

[kPa]

Střední efektivní tlak motoru

C1, C2,

[-]

Koeficienty empirického vzorce pro výpočet středního tlaku mechanických

C3, C4

ztrát

cp

[m.s-2]

Střední pístová rychlost

f

[-]

Součinitel tření

fL

[-]

Součinitel hydrodynamického tření

fmep

[kPa]

Střední tlak ztrát motoru

FN

[N]

Normálová síla

fS

[-]

Součinitel suchého tření

FT

[N]

Tečná síla

η

[-]

Mechanická účinnost motoru

I

[A]

Proud snímače zatížení (potenciometr spojen s hřídelkou ručičky dynamometru)

i, k

[-]

Počet válců motoru

imep, pi

[kPa]

Střední indikovaný tlak motoru

IS

[kg.m2]

Moment setrvačnosti

Klapka_V [V]

Napětí na potenciometru škrtící klapky odpovídající úhlu otevření

kr

[-]

Koeficient rozšíření

m

[Pa.s]

Dynamická viskozita

mFL_dig

[°C]

Aktuální spotřeba paliva (digitální údaj)

Mi

[Nm]

Točivý moment

M t, M

[Nm]

Točivý moment motoru

Mzatizeni

[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-

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

VZ

[dm3]

Zdvihový objem motoru

VZ1

[dm3]

Zdvihový objem jednoho válce motoru

ω

[rad.s-1]

Úhlová rychlost klikové hřídele

w

[m.s-1]

Relativní vzájemná rychlost

-7-

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.

-8-

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

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-

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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 1995. Dílčím cílem práce je převzaté zkušenosti dále rozvinout do stavu odpovídající posledním - 10 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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.

- 11 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

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 (http://www.sciencedirect.com/). 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 CO2 (= 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%

- 12 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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 10-80°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 - 13 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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 (0-1000 N) byly v rozmezí 10-27 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].

- 14 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

2.1 Třecí ztráty Závislostí součinitele tření na různých parametrech se na přelomu devatenáctého a dvacátého století zabývali Dr. Robert H. Thurston (1839-1903), Prof. Adolf Martens (1850-1914) a Prof. Richard Stribeck (1861 – 1950). 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. 2-2. Součinitel tření f charakterizuje podíl tečné síly a normálové síly f =

FT . Obecně lze FN

součinitel tření popsat rovnicí f = α ⋅ f S + (1 − α ) ⋅ f L , kde fL je součinitel kapalinného tření, α je podíl suchého tření a fS 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. Dle [17] Stribeckův diagram popisuje závislost součinitele tření f na bezrozměrném parametru

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

- 15 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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 - 16 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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 CO2, 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.

- 17 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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.

2.2.1 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: (1) fmep = C1 + C 2 ⋅ n + C 3 ⋅ n 2 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 ⎛ n ⎞ ⎛ n ⎞ fmep [bar] = 0,97 + 0,15 ⋅ ⎜ ⎟ + 0,05 ⋅ ⎜ ⎟ ⎝ 1000 ⎠ ⎝ 1000 ⎠

2

(2)

Na základě protáčení čtyř a šestiválcových vznětových motorů vznikl vztah ( 3 ), uvedený v [17]. Konstanta C1=75 kPa se používá pro motory s přímým vstřikem, pro komůrkové motory s nepřímým vstřikem se dosazuje za C1=110 kPa. Je nutné podotknout, že protáčení dává nadsazené hodnoty v důsledku termodynamických ztrát. ⎛ n ⎞ 2 fmep [kPa ] = C1 + 48 ⋅ ⎜ ⎟ + 0,4 ⋅ c p 1000 ⎝ ⎠

(3)

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,

- 18 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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 [bar ]= C1 + (C 2 ⋅ P max ) + (C 3 ⋅ c p ) + C 4 ⋅ c 2p

)

(4)

kde je C1 [bar] ... koeficient určující konstantní složku středního tlaku ztrát C2 [-] ... koeficient maximálního spalovacího tlaku C3 [bar/(⋅m/s)] ... koeficient střední pístové rychlosti C4 [bar/(m/s)2] ... koeficient kvadrátu střední pístové rychlosti Nápověda programu GT-Power doporučuje volit C1 = 0.3-0.5 bar; C2 = 0.004-0.006; C3 = 0.08-0.10 bar/(m/s); C4 = 0.0006-0.0012 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.

2.2.2 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 - 19 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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.

2.2.3 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.

∂ ⎛ 3 ∂p ⎞ ∂ ⎛ 3 ∂p ⎞ ∂h ⎞ ⎛ ∂h +2 ⎟ ⎜h ⎟ + ⎜h ⎟ = 6η⎜ U ∂x ⎝ ∂x ⎠ ∂z ⎝ ∂z ⎠ ∂t ⎠ ⎝ ∂x

(5)

kde je h ... tloušťka olejové vrstvy η ... dynamická viskosita oleje U ... efektivní rychlost 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]. - 20 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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 CTM99.

2.3 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 2.3.1 a 2.3.2.

2.3.1 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 ⋅ Mt VZ

(7)

kde je Mt [Nm] … točivý moment motoru VZ [dm3]… zdvihový objem motoru τ [-]…τ=2 pro dvoudobý motor, τ=4 pro čtyřdobý motor # valcu

imep =

p ⋅ dV

∑ ∫ i =1 obeh V Z1 # valcu

# valcu

=

imep V1 ∑ i =1

(8)

# valcu

kde je p [kPa] … okamžitý tlak ve válci dV [cm3] … přírůstek okamžitého objemu válce VZ1 [cm3] … zdvihový objem jednoho válce #valcu [-] … celkový počet válců motoru imepV1 [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 - 21 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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 4.5.

2.3.2 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 2.3.1 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 - 22 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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.

2.3.3 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.

2.3.4 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=imep1.i, kde imep1 je střední indikovaný tlak jednoho válce a i je počet válců motoru. Lze tedy napsat, že bmep=imep1.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´=imep1(i-k)-fmep, z toho vyplývá, že imep1=bmepbmep´. Ztrátový tlak motoru získáme tedy z rovnice fmep=bmep-imep1.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.

- 23 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

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.

- 24 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

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: ¾ výběr vhodného matematického modelu ¾ výběr měřící metodiky a vývoj algoritmu pro vyhodnocování středního tlaku ztrát ¾ zjištění kalibračních dat měřením na reálném motoru za různých provozních podmínek a

kalibrace modelu na základě kriticky zhodnocených dat ¾ zobecnění výsledků

- 25 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

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.

4.1.1 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. 4-1. 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. 4-1. 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

- 26 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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.

4.1.2 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. - 27 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 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. 4-2.

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.

- 28 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Aby nedošlo ke karbonizaci oleje, byla k ohřevu zvolena dvě odporová topná tělesa Eltop, každé o příkonu

1250W

(10W/cm2).

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.

tOIL2

tOIL3

tOIL1

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 - 29 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. před vlastním měřením mechanických ztrát tak, že byl indikován tlak současně ve dvou válcích pomocí dvou indikačních svíček. Vše je popsáno v příloze 7. Dalším způsobem jak vyloučit výraznější rozdíly v průběhu spalování mezi jednotlivými válci je sledování nerovnoměrnosti chodu motoru, což bylo realizováno. Indikační software byl použit program Prof. Takátse zvaný Iti-onl viz [29] a pro vyhodnocení středního indikovaného tlaku a zákona hoření program Intec viz [30]. Pokud se indikuje tlak pouze v jednom válci, tak se uvažuje, že střední indikovaný tlak je ve všech ostatních válcích stejný a tedy střední indikovaný tlak motoru dle rovnice ( 8 ) na str. 21 přechází v rovnici ( 10 ).

imep =# valcu ⋅

p ⋅ dV obeh VZ1

∫

( 10 )

4.2.1 Umístnění inkrementálního čítač a snímače tlaku ve válci motoru Pro indikaci tlaku ve válci motoru nelze použít časovou vzorkovací základnu, protože okamžité otáčky motoru nejsou konstantní, ale kolísají během pracovního oběhu i v řádu desítek otáček za minutu. Z toho důvodu je nutné na klikový hřídel nainstalovat tzv. inkrementální čítač, který pomocí digitálních impulzů externě spouští záznam tlaku ve válci měřící kartou pro aktuální polohu klikové hřídele. Byl použitý inkrementální čítač firmy AVL (Angle Encoder 365CC), který má 720 fyzických značek na otáčku a jeho elektronika umožňuje interpolaci až na 1800 značek na otáčku tj. impulz logiky TTL přichází každé dvě desetiny stupně. Na druhém kanále vysílá čítač jednou za otáčku tzv. spouštěcí impulz. Pro montáž inkrementálního čítače byla nutná úprava řemenice včetně výroby speciální příruby, kde byl kladen velký důraz na souosost obou součástek a snímače po montáži. Rameno, na kterém je zachycena reakce, je pružně ukotveno k L-profilu, který je přišroubován na blok motoru v místě, kde bývá kompresor klimatizace viz obr. 4-4. Pro měření tlaku ve válci byl použit piezoelektrický snímač integrovaný ve speciální svíčce. Toto řešení pochází od firmy Kistler, model 6117BFD47. Tato svíčka má stejnou tepelnou hodnotu a délku závitu, jako originální svíčka Brisk. Svíčka je na obr. 4-4. vpravo. Použití indikační svíčky nevyžaduje další úpravy na hlavě motoru.

- 30 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

obr. 4-4 Inkrementální čítač AVL (vlevo), indikační svíčka Kistler 6117BFD47 v 1. válci a samostatně (vpravo)

4.2.2 Určení horní úvrati Pro správné vyhodnocení indikace tlaku ve válci je nejdůležitější přesné určení horní úvrati. Tomuto určení byla věnována značná pozornost, protože chyba i v řádu jednoho stupně zásadně ovlivní indikovaný tlak, což dokazuje obr. 4-5. log Tlak ve válci [bar]

50 25

10 7.5 5 2.5

TDC +1° IMEP 11.06 bar BMEP 10.56 bar eta 95.48%

TDC +0° IMEP 11.43 bar BMEP 10.56 bar eta 92.38%

TDC -1° IMEP 11.8 bar BMEP 10.56 bar eta 89.49%

1 0.75

Tlak ve válci [bar]

10

25

50

50

75 100 log zdvih [mm]

DETAIL OKOLÍ HORNÍ ÚVRATĚ

40 30 20 10 0 -75

-50

-25

0

25

50 75 úhel na klikové hřídeli [°]

obr. 4-5 Vliv přesnosti určení horní úvrati na mechanickou účinnost (2500min-1, plné zatížení)

Jako příklad je zde vynesen indikátorový diagram pro plně otevřenou škrtící klapku při otáčkách motoru 2500 min-1. Jsou vyneseny tři indikátorové diagramy s polohou HÚ posunutou

- 31 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. o ±1°. Nesprávné určení HÚ o 1° v tomto případě zapříčiní chybu ve výpočtu mechanické účinnosti motoru o velikosti cca 3%. Samotné přesné určení horní úvrati je problematické i na stojícím motoru. To je zřejmé z obr. 4-6, kde je zobrazen zdvih pístu v závislosti na pootočení klikové hřídele. Detailní přiblížení zdvihu vpravo vysvětluje důvod problematického určení horní úvratě. Pootočením klikové hřídele od HÚ o 4,7° dojde k posunu pístu od horní úvrati pouze o 0,1 mm. Existuje metodika, jak nastavit motor do HÚ pomocí úchylkoměru. I kdyby se podařilo nalézt dostatečně přesně horní úvrať na stojícím motoru, tak na běžícím motoru dojde k natlakování mazacího okruhu a k vymezení vůlí v kluzných ložiskách, která bývá u kluzného ložiska v řádu setin milimetrů. Na obr. 4-6 je přibližný součet vůlí vyznačen fialovou čárou. Obecně poloha čepu v ložisku bude záviset na výslednici sil působících na čep ložiska (odstředivé, setrvačné, od tlaku plynů). Tím

Zdvih pístu [mm]

dojde k určitému posunu horní úvratě. Kromě tohoto vlivu v horní úvrati dochází ke klopení pístu. 90

86.9

75

86.8

60

86.7

45 30

86.6

15

86.5

0 -180

0 180 360 540 Úhel na klikové hřídeli [°]

720

86.4 170 172 174 176 178 180 182 184 186 188 190

Ložisková vůle obr. 4-6 Zdvih pístu (vlevo) a detail okolí horní úvrati (vpravo)

Dalším důvodem proč nemá smysl určovat horní úvrať na stojícím motoru je fakt, že pokud by se podařilo motor zastavit přesně v horní úvrati indikovaného válce, tak neexistuje způsob jak připevnit inkrementální snímač na motor v takové poloze, aby právě dával spouštěcí impulz s dostatečnou přesností. Při namontování v obecné poloze by se dala poloha spouštěcího impulzu odečíst na základě počítání impulzů od inkrementálního snímače při otáčení klikové hřídele, nicméně úhlová vzdálenost mezi jednotlivými značekami je obvykle 0,5° a více, což by odpovídalo nejistotě určení spouštěcího impulzu, takže tato metoda je opět nepoužitelná. Přibližné určení HÚ na stojícím motoru se využije k namontování inkrementálního snímače na klikový hřídel tak, aby spouštěcí impulz byl v okolí HÚ indikovaného válce a přesné doladění pozice horní úvrati se provádí termodynamicky, různé přístupy jsou popsány ve článcích [32], [33], [34], [35], [36], [37] a [43].

- 32 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Správné určení horní úvrati je složitá úloha, kdy se nelze dobrat ke zcela přesnému určení včetně důkazu. Prof. Moore v [31] píše: Skeptik by sice mohl říci, že u experimentálního předmětu, jakým je chemická kinetika, nebude možno skutečnou postačující podmínku nikdy nalézt, avšak my se spokojíme již s podmínkou, která je přiměřeně postačující vzhledem k váze podaného důkazu. (Kinetický problém, stejně jako např. vyšetřovaný zločin, vyžaduje totiž důkaz “nad veškerou rozumnou pochybnost”, a nikoliv důkaz matematický.)

Stejně jako píše Prof. Moore o reakčních mechanismech, tak i při určování správné horní úvrati je nutné najít přiměřeně postačující podmínky, které nad veškerou pochybnost povedou ke správnému termodynamickému určení horní úvrati. To lze provést hledáním mezí, které nelze překročit bez porušení fyzikálních zákonů a ověřených empirických znalostí (např. střední teplota stěny nebude u motoru s hliníkovými písty nad 350°C, ale ani pod teplotou chladící kapaliny, přestupu tepla nebude s α=10 W/m2/K, ale ani s α=10000 W/m2/K atd.). Postup nastavování horní úvrati byl tedy následující. Pro přibližné nastavení horní úvrati se využilo možnosti aretace motoru přibližně v horní úvrati prvního válce pomocí speciálního trnu, který se vsune do setrvačníku v místě snímače otáček. Poté se k přírubě na řemenici na konci klikové hřídele přišroubuje inkrementální snímač a před dotažením se rotor pootočí vůči statoru do polohy, kdy je vyslán spouštěcí pulz (jednou za otáčku). Další přesnější nastavení probíhalo termodynamicky, kdy byl motor indikován jak při protáčení tak se spalováním. Doladění správné polohy horní úvratě se neprovádí úhlovou změnou polohy inkrementálního čítače na přírubě, ale softwarově posunem zaznamenaného průběhu tlaku. Důležité je během celého měření nedemontovat inkrementální snímač, protože nově určená horní úvrať nikdy nebude identická s původní, čímž by se do výsledků měření vnesla další nepřesnost. V příloze 8 od str. 91 je zobrazen vliv posunu horní úvrati na křivku komprese a expanse zobrazených v logaritmických souřadnicích v závislosti na zdvihu pístu. V logaritmických souřadnicích se jeví křivka komprese a expanse přibližně jako přímky. Prvním hlavním kritériem při ladění polohy horní úvrati bylo, aby křivka komprese ležela po celý kompresní zdvih nad křivkou expanse. V průběhu kompresního zdvihu dochází nejdříve k přestupu tepla ze stěn válce do náplně, v další fázi komprese se pak tepelný tok obrací. Kromě odvodu tepla se vzrůstajícím tlakem se mění hmotnost náplně válce, která se snižuje o profuky přes pístní kroužky popř. přes netěsnící ventily, což jsou příčiny proč musí expansní křivka ležet pod kompresní křivkou. Při určování správné polohy horní úvrati souvisí vzdálenost kompresní a expansní křivky s odhadem konvektivních ztrát. Pro jejich odhad se používájí empirické modely, konkrétně software Intec má

- 33 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. implementované vzorce dle Eichelberga a dle Woschniho. Pro správné určení se ovšem předpokládá správná funkce snímače tlaku viz kapitola 4.5.2. Průběh tlaku pro nastavenou horní úvrať v závislosti na zdvihu je zobrazeno v logaritmických souřadnicích pro různé otáčky motoru na obr. 4-7. Je vidět, jak se mění práce na výměnu náplně válce, která s rostoucími otáčkami roste, oproti tomu ztráta odvodem tepla mírně klesá. log pCyl [bar]

10 7.5

10 7.5

5

5

2.5

2.5

1 0.75

1 0.75 10

25

50

3500 min-1 plně otevřená škrtící klapka

25

0.5

75 100 logX [mm]

10 7.5

5

2.5

2.5

1 0.75

1 0.75 10

25

50

25

50

75 100 logX [mm]

4500 min-1 plně otevřená škrtící klapka

10 7.5

5

0.5

10

25

log pCyl [bar]

0.5

2500 min-1 plně otevřená škrtící klapka

25

log pCyl [bar]

1500 min-1 plně otevřená škrtící klapka

25

0.5

75 100 logX [mm]

10

25

50

75 100 logX [mm]

obr. 4-7 Protáčení při plně otevřené škrtící klapce

Dalším indikátorem k posouzení správnosti určení horní úvrati jsou dosažené hodnoty mechanické účinnosti při plném zatížení viz tab. 4-2 na str. 41. Vliv určení horní úvratě se projeví na vyhodnoceném zákonu hoření. Několik příkladů je uvedeno v příloze 8 od str. 94, kde jsou zobrazeny zákony hoření pro otáčky 1500 a 4500 min-1.

4.3 Metodika měření a vyhodnocení Cílem měření bylo proměřit úplnou charakteristiku motoru za různých provozních teplot chladící kapaliny a zejména oleje a získat tak relevantní data pro kalibraci matematického modelu. Na obr. 4-8 jsou čárkovaně spojené body pro konstantní nastavení vnějšího regulačního orgánu, tedy pedálu akcelerátoru. Číselné údaje v legendě na obrázku odpovídají napětí, které je měřeno na potenciometru pedálu akcelerátoru. - 34 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

BMEP [kPa]

Měřené body úplné charakteristiky 1200 1100 1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 0 500

1072

1102

1025 980 867 745

708

707

663

517

512 433

392 315 227

1500

2.250 V 1.170 V 1.100 V 1.000 V 0.960 V 0.900V 0.840 V 0.800 V

860

858

314 198

210

216

2500

3500

4500

5500

Otáčky motoru [min-1] obr. 4-8 Měřené body úplné charakteristiky pro konstantní polohy pedálu akcelerátoru

Elektronická škrtící klapka má kromě závislosti na pedálu akcelerátoru i závislost na otáčkách, takže pro konstantní polohu akcelerátoru jsou možné různé polohy otevření škrtící klapky, což je vidět např. v tab. 8-3 na str. 98. Vzhledem k omezeným finančním zdrojům nebylo možné pořídit klimatizační zařízení o dostatečném chladícím výkonu, které by udržovalo konstantní teplotu oleje a chladící kapaliny při protáčení a zejména při spalování. Alternativní způsob chlazení resp. ohřevu kapaliny za zlomek ceny klimatizačního zařízení neumožňoval udržení teplot na konstantní hodnotě a měřit tak v ustálených stavech. Nicméně navržené zařízení umožňovalo měřit v neustálených stavech, avšak změny teploty chladící kapaliny a oleje byly v čase velmi pozvolné. Zvolena byla následující metodika měření. V první fázi byl olej a chladící kapalina na vypnutém motoru ochlazena na minimální možnou teplotu. Chladící kapalina pomocí oběhového čerpadla cirkuluje motorem a výměníkem. Oleje byl odčerpáván z vany motoru a chlazen v deskovém výměníku. Míra ochlazení provozních kapalin záležela na teplotě průmyslové chladící vody na zkušebně. Poté byly nastaveny konstantní otáčky motoru a poloha škrtící klapky pro změření jednoho bodu úplné charakteristiky. Provozní kapaliny se začaly postupně ohřívat, cílem bylo udržet provozní kapaliny na minimálním rozdílu jejich teplot, což se dařilo velmi dobře a rozdíl mezi teplotou chladící kapaliny a oleje málokdy přesáhl 10°C. Při dosažení provozní hodnoty teploty - 35 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. chladící kapaliny byla tato kapalina automaticky udržována na teplotě 90±2 °C a teplota oleje byla zvyšována na maximální dosažitelnou teplotu v daném režimu. Názorněji je tento postup vykreslen na obr. 4-9, kde je vynesen průběh teploty oleje (tOIL) a chladící kapaliny (tWO) v čase pro režim částečného zatížení při 2500 min-1. Při každém zvýšení teploty oleje o cca 5°C byl proveden záznam měřených veličin do zkráceného záznamu a provedena indikace tlaku v prvním válci (100 oběhů). Vyznačené body zobrazují právě tyto okamžiky odečtu hodnot a indikace tlaku ve

Teplota [°C]

válci.

120

RPM 2500 [min-1] Škrtící klapka

tOIL [°C] tWO [°C]

100 80 60 40 20

0

250 500 750 1000 1250 1500 1750 2000 2250

Čas [s] obr. 4-9 Postup ohřevu provozních kapalin (2500 min-1, plné zatížení)

Tímto způsobem se pro jednu polohu škrtící klapky a jedny otáčky získalo cca 50 bodů pro široké rozmezí teplot chladící kapaliny a oleje. Měřené režimy výše popsaným způsobem jsou uvedené v tab. 8-3 v příloze 9. Při dosažení maximální teploty oleje byl motor ochlazen, provedla se vizuální kontrola motoru, množství oleje a chladící kapaliny a další potřebné úkony jako např. kalibrace analyzátoru spalin. Poté měření pokračovalo dalším bodem úplné charakteristiky. Aby se dalo měření považovat za kvazistatické, je nutné ověřit, zda se během indikace nezměnila výrazně teplota oleje. Rychlost ohřevu oleje pro plné zatížení je vynesena na obr. 4-10. Při indikaci bylo zaznamenáváno 100 oběhů, během této doby se zvýšila teplota oleje maximálně o 1°C při otáčkách 4500 min-1. Pro ostatní režimy jsou hodnoty nižší a jsou uvedeny v tab. 4-1. Hodnoty uvedené v tabulce pro maximální rychlost ohřevu nejsou matematicky maximální hodnoty, protože v grafech jsou vidět nereálné odchylky vzniklé nepřesností v měření teploty (elmag. rušení) a následnou numerickou derivací teploty dle času. Rozdíl času byl na základě záznamu měření brán - 36 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. cca 4 sekundy. Nereálné odchylky byly zanedbány a bere se nejvyšší reálná hodnota rychlosti ohřevu. 0.3

1500 min-1

0.2

Rychlost ohřevu oleje [°C/s]

Rychlost ohřevu oleje [°C/s]

0.3

0.1 0 -0.1 -0.2 -0.3

2500 min-1

0.2 0.1 0 -0.1 -0.2 -0.3

0

500

1000

1500

2000

2500

0

500

1000

0.6 0.5 0.4 0.3 0.2 0.1 0 -0.1 -0.2 -0.3 -0.4 -0.5 -0.6

1500

2000

2500

3000

Čas [s] 1

3500 min-1

4500 min-1

0.8

Rychlost ohřevu oleje [°C/s]

Rychlost ohřevu oleje [°C/s]

Čas [s]

0.6 0.4 0.2 0 -0.2 -0.4 -0.6 -0.8 -1

0

500

1000

1500

2000

0

500

Čas [s]

1000

1500

2000

Čas [s]

obr. 4-10 Rychlost ohřevu oleje pro režimy s plně otevřenou klapkou

Otáčky

Čas potřebný Max. rychlost pro indikaci

ohřevu oleje

100 oběhů

Ohřátí oleje během 100 oběhů

[min-1]

[s]

[°C/s]

[ Δ°C]

1500

4

0.2

0.9

2500

2.4

0.2

0.6

3500

1.7

0.4

0.7

4500

1.3

0.8

1.0

tab. 4-1 Ohřátí oleje během indikace 100 oběhů

Je nutné zdůraznit, že teplota chladicí kapaliny odpovídá zhruba teplotě u válce. Teplota oleje je ovšem ve smykových oblastech podstatně jiná, takže měřená teplota oleje je jen ukazatel, který neznámým nelineárním vztahem souvisí s teplotou ve smykových dvojicích. Další hodnoty pasivních odporů byly získány měřením na protáčeném motoru. Postup měření byl zvolen stejný jako v případě se spalováním. Při protáčení byl opět indikován tlak

- 37 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. v 1. válci. Při plně otevřené škrtící klapce byly proměřeny otáčky 1500, 2500, 3500 a 4500 min-1 pro nejširší možné spektrum teplot oleje a chladící kapaliny. Maximální teploty oleje se nedosáhly takové jako při měření se spalováním, protože výkon topných těles 2x1,25 kW nestačil pokrýt ztráty tepla přestupem do okolí. Maximální dosažené teploty oleje byly 110-120°C. Při měření se spalováním se dosahovalo až 137°C. Protože k výpočtu indikovaného tlaku motoru byl použit pouze záznam tlaku z prvního válce, byl tento nedostatek eliminován vyhodnocením nerovnoměrnosti chodu motoru. Pokud by některý válec měl nižší výkon v důsledku horšího spalování, netěsnosti apod., projevilo by se to na úhlové rychlosti resp. úhlovém zrychlení klikové hřídele motoru. Při každém zaznamenaném bodu byl proveden záznam nerovnoměrnosti chodu motoru měřením času mezi průchody jednotlivých zubů setrvačníku kolem Hallova snímače. Při vyhodnocení je signál rozložen pomocí Fourierovy transformace a při inverzní transformaci opět

Okamžité otáčky motoru [min-1]

složen s prvních dvou set harmonických složek viz obr. 4-11. 1640

Měření a iFFT (200 harmonických)

1620

Naměřený záznam

1600 1580 1560 1540 1520 1500 1480 1460 1440 1420 1400 1380 1360 -180

-90

0

90

180

270

360

450

540

630

720

Úhel na klikové hřídeli [°]

obr. 4-11 Naměřený průběh okamžitých otáček a vyhlazení pomocí inversní Fourierovy transformace

- 38 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

4.4 Výsledky měření 4.4.1 Měření mechanických ztrát protáčeného motoru Při vyhodnocení naměřených výsledků bylo zjištěno, že ztrátový tlak určený při protáčení motoru je vyšší než naměřený metodou na běžícím motoru, viz příloha 10 na str. 71. Takovýto výsledek nemusí být zcela chybný, protože obdobnou tendenci publikuje i J.B. Heywood v [17] obr. 13-7 na str. 722. Naměřené rozdíly ztrátového tlaku se s rostoucími otáčkami snižují a také se snižují se zvyšující se teplotou oleje a chladící kapaliny. V kapitole 2.3.2 na str.22 byly uvedené možné příčiny rozdílu naměřeného ztrátového tlaku touto metodou v porovnání s metodou měření na motoru se spalováním. Byla provedená analýza pro nalezení konkrétní příčiny. Jako první byl zkoumán vliv sil působících na píst (tlak plynů a setrvačné síly). Porovnány jsou celkové síly na píst pro protáčený motor a pro motor plně a částečně zatížený. Na obr. 4-12 jsou vyneseny průběhy sil na píst pro plné zatížení, částečné zatížení a protáčení motoru při různých otáčkách. 5000 2500 0

Celková síla na píst [N]

-180

-2500 -5000 -7500 -10000 -12500 -15000 -17500 -20000 -22500 -25000

0

180

360

540

1500min-1, plně otevřená klapka, protáčení 1500min-1, plně otevřená klapka, pe=988 kPa 1500min-1, částečné zatížení, pe=486 kPa 4500min-1, plně otevřená škrtící klapka, protáčení 4500min-1, plně otevřená škrtící klapka, pe=994 kPa 4500min-1, částečné zatížení, pe=507 kPa 3500min-1, plně otevřená škrtící klapka, protáčení 3500min-1, plně otevřená klapka, pe=1092 kPa 3500min-1, částečné zatížení, pe=407 kPa 2500min-1, plně otevřená škrtící klapka, protáčení 2500min-1, plně otevřená škrtící klapka, pe=1058 kPa 2500min-1, částečné zatížení, pe=379 kPa

Poloha na klikové hřídeli [°]

obr. 4-12 Celková síla na píst (síla do tlaku plynů mínus setrvačná síla posuvných hmot)

- 39 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Je evidentní, že síly na píst při protáčení jsou výrazně nižší než při spalování v oblasti kolem horní úvrati a v expansním zdvihu. Naopak ve výfukovém zdvihu jsou síly téměř totožné jak pro protáčený motor tak pro motor pracující se spalováním. Ukazuje se, že při vyšších otáčkách a nízkém zatížení převládají setrvačné síly nad silami od tlaku plynu v oblasti před horní úvratí a výsledná síla zde dvakrát mění znaménko. Tento efekt se projevuje i při otáčkách 3500 min-1 a 4500 min-1 při protáčení. Různé třecí dvojice spalovacího motoru se pohybují v jak v oblastech smíšeného tak i hydrodynamického tření, takže vyšší zatížení při spalování může třecí ztráty jak zvyšovat tak snižovat. Nelze s určitostí říct, že rozdílná zatížení jsou jednoznačnou příčinou rozdílu naměřeného ztrátového tlaku mezi výše uvedenými metodami. Možný vliv rozdílné práce na výměnu náplně válce byla eliminována indikací tlaku ve válci. To je však podmíněno správnou funkcí snímače tlaku. Další rozdíl mezi měřením se spalováním a při protáčení může být v rozdílných teplotách. Při protáčení sice byly provozní kapaliny ohřívány, nicméně při spalování mají píst, pístní kroužky a stěny válce vyšší teplotu než při protáčení. Lze předpokládat, že i mazací vrstva oleje na stěně válce bude ovlivněna a její teplota bude vyšší než u protáčeného motoru, což povede ke snížení třecích ztrát. Tato hypotéza by byla v souladu s naměřenými výsledky. Důsledkem jiných teplot dílů motoru při spalování mohou být i jiné vůle na pístové skupině. Jednou z významných možných příčin může být špatné určení horní úvratě. Dynamická změna horní úvratě při protáčení vůči HÚ při spalování je v zásadě vyloučena, protože dle obr. 4-12 v okolí HÚ působí výslednice sil od tlaku plynů a setrvačných sil proti pístu i při protáčení. Vliv určení HÚ je analyzován na obr. 4-19 na str.49, kde je zobrazen vliv posunu HÚ na střední ztrátový tlak motoru. Na základě těchto výsledků by shoda mezi měřením těmito dvěma metodami nastala při posunu HÚ do záporných hodnot. Posun o -0,5° však již při protáčení vytvoří v p-V diagramu nežádoucí smyčku mezi kompresní a expansní křivkou viz příloha 8, obr. 8-12 na str.91. Z tohoto důvodu vyvstává otázka ohledně přesnosti měření jak točivého momentu tak i tlaku ve válci, konkrétně vliv teplotního ovlivnění piezoelektrického snímače. Tato problematika je diskutována v kapitole 4.5.

4.4.2 Měření na motoru se spalováním V příloze 11 jsou graficky znázorněny hodnoty ztrátového tlaku získaného měřením se spalováním v závislosti na teplotě oleje a zatížení pro konstantní otáčky. V příloze 12 jsou zobrazeny hodnoty mechanické účinnosti motoru pro jednotlivé otáčky s vynesením čar konstantní - 40 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. mechanické účinnosti. Maximální dosažené mechanické účinnosti motoru pro jednotlivé otáčky zobrazuje tab. 4-2. eta [%] Otáčky [min-1] 1500 93,09 2500 93,24 3500 91,28 4500 87,19 tab. 4-2 Maximální mechanická účinnost motoru Režimy, ve kterých měření probíhalo, zobrazuje tab. 8-3 v příloze 9 na str. 98, kde jsou dále zobrazeny v grafech konkrétní naměřené hodnoty ztrátového tlaku pro jednotlivé měřené režimy. Výsledky mají očekávanou závislost, tedy s rostoucí teplotou oleje klesá ztrátový tlak motoru což koresponduje se změnou dynamické viskozity oleje. Je nutné si uvědomit, že při takovémto měření je motor jak mechanicky tak tepelně velmi zatížen a stavy ve kterých pracuje se v běžném provozu vyskytují jen velmi malou dobu. Každý bod úplné charakteristiky byl měřen po dobu 60-120 minut a velká část z této doby probíhala na studeném motoru. Ke konci měření se vyskytly režimy, kdy ztrátový tlak začal po dosažení minima

130

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 3500 [min-1] UEPC 1.17 [V]

Soubor: 3500U1170.shj

127.7 126.7 125.7

eta [%] max: 90.91 min: 86.59 fmep [kPa] max: 127.686 min: 85.99 IMEP [kPa] max: 953 min: 939 BMEP [kPa] max: 860.01 min: 824.272 tOIL [°C] max.: 124.625 min.: 20 Otevření škrtící klapky: 29.8 [%]

123.4

120

119.2

fmep [kPa]

fmep [kPa]

v okolí teploty oleje 90 °C opět vzrůstat viz obr. 4-13. 130

180

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 4500 [min-1] UEPC 1.17 [V]

Soubor: 4500U1170.shj

177.4

170

eta [%] max: 84.97 min: 78.63 fmep [kPa] max: 177.409 min: 125.032 IMEP [kPa] max: 835 min: 824 BMEP [kPa] max: 708.437 min: 652.591 tOIL [°C] max.: 137.15 min.: 21.14 Otevření škrtící klapky: 31.8 [%]

169.4 168.6

180

115.6 160.6

160 110.6

108.0 107.4 104.8 101.4

100

99.2

153.1

97.5

150

149.3 148.4

96.6

97.8

139.7 139.5 138.7 139.3 137.5 136.7 136.7

140

95.1

90.3

89.7 87.9 86.0

80

0

25

50

75

100

125 tOIL [°C]

Otáčky 3500 min-1, klapka otevřena na 29,8%

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

90.3

136.0 134.5 134.4 134.2 134.2

133.8 134.4 132.7 132.6 132.7

92.0

90

146.3 146.0 144.5 144.1 143.9 143.6 143.4 142.9 143.6 141.9 140.7 140.5

145.2 144.3

100.6

99.6

98.9

120

156.5

108.0 105.1

129.9 129.5

130

126.6 127.1 125.7

120

0

25

50

75

133.6 132.7 132.4 130.1 129.1

128.2

125.0

100

125

150 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

80

110.4

110

Otáčky 4500 min-1, klapka otevřena na 31,8%

obr. 4-13 Anomální průběh ztrátového tlaku po dlouhém provozu motoru při nízkých teplotách oleje

Tyto dva režimy byly měřené jako poslední. Vzhledem k faktu, že při experimentech na jiném motoru stejného typu se objevil stejný problém, lze se domnívat, že došlo během měření ke zhoršení mechanického (tribologického) stavu motoru , které se projevuje právě takto při vysoké teplotě oleje. Zřejmě se současně zhoršilo spalování a stoupla spotřeba oleje (viz stav svíček obr. 4-14) a narostly silně emise CO před katalyzátorem. Tentýž jev byl při zvýšené teplotě oleje naměřen při ověřování parametrů pro 4500 min-1 při plném zatížení.

- 41 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

obr. 4-14 Svíčky (zleva: 1. válec indikační svíčka Kistler, 2. a 3. válec svíčky Brisk)

Stav motoru byl ověřován s novými svíčkami, které po dvou hodinách provozu byly pokryty úsadami stejně jako původní na obr. 4-14. Měření bylo následně ukončeno.

4.5 Rozbor chyb měření Při jakémkoliv měření je nutné určit nejistotu měřené veličiny. Nejistoty dělíme na nejistoty typu A a nejistoty typu B. Standardní nejistoty typu A (uA) jsou způsobovány náhodnými vlivy. Stanoví se z opakovaných měření určité hodnoty za stále stejných podmínek na základě statistického přístupu. Nejistoty typu A se zmenšují se zvětšujícím se počtem měření. Standardní nejistoty typu B (uB) jsou způsobovány známými a odhadnutelnými příčinami vzniku. Jejich určování vychází z odhadu systematických chyb naměřených hodnot. Kombinovaná standardní nejistota (u) udává interval či rozsah hodnot, ve kterém se s poměrnou pravděpodobností může vyskytovat skutečná hodnota. Ve většině případů experimentátor na základě zkušeností umí odhadnout, kde je v měřícím řetězci místo s největší chybou a tedy na kterou komponentu měřícího řetězce se zaměřit a nahradit ji přesnější nebo zvolit úplně jiný typ. Při určování ztrátového tlaku resp. mechanické účinnosti motoru se jedná o tzv. nepřímo měřené veličiny, které se počítají na základě přímo měřených veličin. Nejdříve je nutné tedy určit nejistotu měření točivého momentu resp. středního efektivního tlaku a pak nejistotu pro střední indikovaný tlak. Postup určování nejistot vychází ze znalostí z předmětu Technická měření a z článků uveřejněných v časopise Automa [38], [39], [40] a [41].

4.5.1 Měření točivého momentu Přesnost určení točivého momentu má zásadní vliv na přesnost určování mechanické účinnosti motoru. Stejnosměrný dynamometr je starší konstrukce, kde se reakce uvolněného statoru měří pomocí reversibilního váhového mechanismu. Odečítání polohy ručičky na stupnici dynamometru je vzhledem k povaze měření pomalé, nepřesné a vyžadovalo by odečítání v blízkosti - 42 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. běžícího motoru. Proto bylo využito potenciometru, který původně sloužil pro regulaci dynamometru na konstantní točivý moment. Potenciometr je namontován na hřídelce ručičky váhy. Pro napájení byl zvolen stabilizovaný zdroj s napětím 10V. Napětí U2 na potenciometru viz obr. 4-17 je měřené akviziční kartou. Před měřením byla provedena kalibrace. Odchylka hodnoty zobrazované ručičkou váhového mechanismu od skutečné hodnoty je na obr. 4-15. Odchylky v provozní oblasti spalovacího motoru tj. do 110 Nm jsou do 2 Nm, kalibrací by se měly tyto odchylky odstranit. Pro zpřesnění vypovídací schopnosti měření byly hodnoty naměřeného odporu na potenciometru pro oba smysly zatížení lineárně interpolovány viz obr. 4-16. Kalibrace potenciometru

Porovnání skutečné a zobrazované hodnoty na stupnici váhy dynamometru 2 Přímý tah (protáčení) Nepřímý tah (běh motoru) Točivý moment [Nm]

Odchylka od skutečné hodnoty [Nm]

1 0 -1 -2 -3 -4 -5 0

20

40

60

80 100 120 140 160 180

120 110 100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

Mt Linear (Mt) y = 0.1459x - 12.7281 2

R = 0.9999 50 150 250 350 450 550 650 750 850 950

Točivý moment [Nm]

Odpor R2 na potenciometru [Ω ]

obr. 4-15 Odchylka zobrazované hodnoty od obr. 4-16 Kalibrační křivka potenciometru skutečné hodnoty

s linearizací

Kalibrací se odstraní odchylky starého váhového mechanismu, není garantováno, že mechanismus bude reagovat na sílu stejně pokud bude dynamometr v chodu a do váhového mechanismu se budou přenášet vibrace. Odpor potenciometru budeme určovat pomocí známého vzorce R=U/I. Potenciometr si lze představit jako odporový dělič viz obr. 4-17. Měřící kartou v počítači budeme měřit napětí U2. Lze očekávat, že reversibilní mechanismus není nový a přenos točivého momentu na sílu působící na ručičku resp. potenciometr bude s chybou ±2 Nm. Do této hodnoty byla zahrnuta i nepřesnost potenciometru, který má minimální změnu odporu odpovídající 0,5 Nm. Maximální chyba hodnoty napětí měřené na potenciometru odpovídá ±2 Nm tedy ±13,69 Ω, což odpovídá chybě napětí ΔU2=0,09138 V.

- 43 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. U1 [V] … napájecí napětí 10V±100mV U2 [V] … napětí na potenciometru R1 [Ω] … odpor části potenciometru R2 [Ω] … odpor měřené části potenciometru

obr. 4-17 Schéma potenciometru resp. odporového děliče

Další chybu do měření může vnést rozptyl napětí stabilizovaného zdroje, který má nominální napětí U1=10±0,1V. Poslední nepřesnost je čtení napětí U2 akviziční kartou. Vzhledem k vysoké přesnosti měřící karty lze tuto chybu zanedbat. Odpor R2 vypočteme ze vztahu ( 11 ), proud se vypočítá ze vztahu ( 12 ). Dosadíme-li vzorec pro celkový proud I protékající obvodem do ( 11 ), získáme rovnici pro výpočet napětí na potenciometru, které měříme akviziční kartou.

R2 = I=

U2 I

U1 , R1+R2=1500 Ω R1 + R 2

( 11 ) ( 12 )

Rovnice ( 13 ) je lineární regresní funkce pro převod odporu na potenciometru R2 na hodnotu točivého momentu viz obr. 4-16. Dosazením rovnice ( 11 ) do ( 13 ) získáme rovnici ( 14 ) pro výpočet točivého momentu na základě měření napětí U2. Pokud rovnici ( 14 ) dosadíme do ( 15 ) získáme vztah ( 16 ) pro výpočet středního efektivního tlaku.

Mt = 0,1459 ⋅ R 2 − 12,7281

( 13 )

U2 − 12,7281 I

( 14 )

4 ⋅ π ⋅ Mt 1,198

( 15 )

4 ⋅ π ⋅ Mt U2 = 1,5306 ⋅ − 133,5108 1,198 I

( 16 )

Mt = 0,1459 ⋅ bmep = bmep =

Analogové kanály se čtou s frekvencí 1000 Hz a z každého kanálu se zaznamená 20 hodnot, ze kterých se vypočítá aritmetický průměr a ten se uloží do tabulky naměřených dat. Proto není možné určovat nejistotu typu A. Na základě výše uvedených faktů určíme standardní nejistotu měření typu B pro bmep:

- 44 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Maximální odchylka

Převodní koeficient

Součinitel ze zákona rozdělení

i-tého zdroje nejistoty

A=

Zi,max

U2

0,0913 [V]

Nejistota uB,i

A U2 =

∂f ∂x

u B ,i =

k

1,5306 I

Z i ,max k

0,02637 V

3 (rovnoměrné rozdělení)

I

0,000066 [A] (odpovídá změně

A I = 1,5306 ⋅

U2 I2

napájecího napětí

0,000038 A

3 (rovnoměrné rozdělení)

U1 o 0,1V) tab. 4-3 Určování nejistot typu B

Výsledná nejistota uB uB =

Pro 100 Nm je U2=5,15027V, I=0,00666A

A U2 =

1,5306 = 229,6kPa / V 0,0066 2

A I = 1,5306 ⋅

5,1503 = 177368,5kPa / I 0,0066 2

Pro 20 Nm je U2=1,49527V, I=0,00666A

A U2 =

1,5306 = 229,5915kPa / V 0,0066 2

A I = 1,5306 ⋅

n

∑A i =1

2 xi

u B2 ,i

u B = 229,5915 2 ⋅ 0,02637 2 + 177368,5 2 ⋅ 0,000038 2 = 9,13kPa Výsledek lze tedy napsat: bmep=1048,94±9,13 kPa

u B = 229,5915 2 ⋅ 0,02637 2 + 51495,09 2 ⋅ 0,000038 2 = 6,37 kPa bmep=209,78±6,37 kPa

1,4953 = 51495,09kPa / I 0,0066 2

tab. 4-4 Výpočet nejistoty typu B pro konkrétní případ

Je vhodné pracovat s tzv. rozšířenou nejistotou U, kde kr je koeficient rozšíření. Pro rozšíření na 95% je kr=2. U = k r ⋅ u C = 2 ⋅ 9,13 = 18,226kPa U = k r ⋅ u C = 2 ⋅ 6,37 = 12,74kPa Při měření v okolí maximálního točivého momentu (100 Nm) lze očekávat standardní nejistotu určení středního efektivního tlaku 9,13 kPa což odpovídá relativní standardní nejistotě

- 45 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 0,87%. Při protáčení nebo nízkém zatížení (20 Nm) je standardní nejistota 6,37 kPa což odpovídá relativní standardní nejistotě 3,04%.

4.5.2 Měření tlaku ve válci Při indikaci tlaku ve válci je určování nejistoty měření problematické. Rozebereme možné chyby, které vstupují do měření: 1)

Měřící řetězec se skládá z indikační svíčky, jejíž piezoelektrický snímač tlaku má rozsah

200 bar. V rozsahu 0-50 bar má citlivost 16,33 pC/Bar při 200°C a linearitu ≤ ±0,3 % pro celý rozsah. Dalším článkem v měřícím řetězci je zesilovač náboje. Ten převádí elektrický náboj snímače na analogové napětí měřené kartou počítače. Jeho linearita je <0,01 % pro celý rozsah, chyba zesílení <±0,1 % pro všechny citlivosti. Posledním prvkem je měřící karta, která má absolutní přesnost 1,920 mV pro rozsah ±10 V. Všechny použité komponenty jsou na vysoké až špičkové úrovni, takže je minimální potenciál ke zvyšování přesnosti měření z hlediska použití přesnější měřící techniky. Jediné možné zvýšení přesnosti je indikace tlaku v každém válci a nejlépe snímačem integrovaným přímo do hlavy motoru. Toto již bylo komentováno v úvodu kapitoly 4.2. 2)

Teplotní změna citlivosti snímače souvisí s rozdílnou teplotou snímače při provozu

v motoru a jeho teplotou při kalibraci. Dle [43] str.21 je u kvalitních snímačů odchylka citlivosti do 1% pro celé spektrum teplot, při porovnání s citlivostí získanou kalibrací při 25°C. Méně kvalitní snímače mají tuto odchylku až 10%. Při použití citlivosti získané kalibrací při 200°C a kvalitního snímače lze očekávat minimální vliv teplotní citlivosti při měření se spalováním. 3)

Teplotní drift snímače se dělí na dlouhodobý, střednědobý a krátkodobý. Dlouhodobý a

střednědobý teplotní drift snímače je způsoben změnou teploty senzoru vyvolávající mechanické napětí uvnitř senzoru, kdy se na krystalu akumuluje náboj, což způsobuje posun nulového bodu. Při změně režimu motoru nebo přechodu na protáčení motoru může tento jev trvat v řádu sekund až několika minut. Protože prováděné měření bylo kvazistatické, lze, až na počáteční fázi měření v konkrétním režimu, vliv střednědobého a dlouhodobého teplotního driftu vyloučit. Významný je však krátkodobý (cyklický) teplotní drift, který je způsoben změnami teploty ve válci motoru během pracovního cyklu. Fluktuace teploty tělesa snímače se pohybují v řádu jednotek Kelvinů. Vlivem této tepelné deformace se deformuje oddělující membrána a tedy i krystal a tvoří se náboj na elektrodách krystalu, což vede k odchylkám tlaku. Problematikou se podrobně zabývá disertační práce [43].

- 46 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 4)

Určení „nulové čáry tlaku“ souvisí s principem měření piezoelektrickým snímačem tlaku.

Snímač je křemenný krystal, na jehož jednu stranu působí přes membránu tlak ve válci motoru. Změna tlaku způsobí deformaci krystalu a vynikne elektrický náboj úměrný působícímu tlaku. Zesilovač náboje tento náboj převede na výstupní napětí, které se čte měřící kartou a odpovídá působícímu tlaku. Použitá citlivost byla 10 bar/V (pro částečné zatížení 5 bar/V). Protože piezoelektrický snímač reaguje pouze na změnu tlaku, je nutné k naměřenému průběhu tlaku ve válci přičíst konstantu p1, která záznam posune na skutečnou hodnotu absolutního tlaku. Nulová čára se určuje v programu Intec dle metodiky AVL, kterou popisuje Prof. Manz v kapitole 3 v [42] takto: určí dva body dle polohy klikové hřídele, v jejichž rozmezí má pracovní látka přibližně stejnou teplotu jako stěna válce a ještě neprobíhá spalování. Používají se body odpovídající natočení kliky např. 65° a 95° před horní úvratí viz obr. 4-18.

obr. 4-18 Schéma určování „nulové čáry“ tlaku

Platí rovnice polytropické komprese ve tvaru ⎛V p 2 = p1 ⋅ ⎜⎜ 1 ⎝ V2

Tlak p2 se nahradí:

⎡⎛ V Δp = p 2 − p1 ; Δp = p1 ⋅ ⎢⎜⎜ 1 ⎢⎣⎝ V2

p1 =

⎞ ⎟⎟ ⎠

n

( 17 )

n ⎤ ⎞ ⎟⎟ − 1⎥ ⎥⎦ ⎠

Δp ⎡⎛ V ⎢⎜⎜ 1 ⎢⎣⎝ V2

n ⎤ ⎞ ⎟⎟ − 1⎥ ⎥⎦ ⎠

kde je n ... polytropický exponent (n=1,32 pro zážehové motory)

- 47 -

( 18 )

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. V1 [m3]... objem válce pro polohu 95° před HÚ V2 [m3]... objem válce pro polohu 65° před HÚ p1 [Bar]... tlak ve válci pro polohu 95° před HÚ p2 [Bar]... tlak ve válci pro polohu 65° před HÚ Je jasné, že chyba v určení „nulové čáry tlaku“ výrazně změní hodnotu indikovaného tlaku, protože celý záznam posune do nižší či vyšší tlakové úrovně. Protože se nulová čára určuje výpočtem ze dvou hodnot naměřeného tlaku, je zřejmé, jak moc může ovlivnit zarušený záznam tlaku např. vlivem rušení. Kromě použité metody existují i vylepšené postupy popsané v kapitole 18 v [42]. 5)

Mezicyklová variabilita je jedním z největších přínosů na chybu určení středního

indikovaného tlaku. Nejistota měření typu A souvisí s chybou měření způsobenou náhodnými vlivy a stanovuje se z opakovaného měření určité hodnoty za stále stejných podmínek na základě statistického přístupu. U spalovacího motoru je v určení nejistoty typu A v zásadě nemožné, protože každý pracovní cyklus je jiný. Podmínka, že měření má probíhat za stále stejných podmínek je nereálná, protože řídící jednotka motoru koriguje v podstatě v každém cyklu předstih na základě údaje od snímače klepání, a dále dávku paliva dle údaje z lambda sondy a čidla tlaku a teploty nasávaného vzduchu. Nárůst tlaku od spalování souvisí kromě okamžiku zážehu i s prodlevou zážehu, homogenností směsi, turbulencí ve válci atd. a tyto parametry mohou být v každém cyklu značně odlišné. Díky popsané mezicyklové variabilitě se pro určení středního indikovaného tlaku indikuje minimálně 100 oběhů. Okamžik záznamu hodnoty tlaku ve válci měřící kartou je řízen spouštěcím impulzem, který přichází na digitální vstup karty z inkrementálního čítače. Po indikaci 100 cyklů se provede přepočet zaznamenaného analogového napětí na tlak včetně korekce „nulové čáry“ a poté se výpočte tzv. střední oběh. Tento p-V diagram se vytvoří tak, že pro každou polohu na klikovém hřídeli (tj. po 0,2°) se vypočítá průměrná hodnota tlaku ze všech 100 vyhodnocených oběhů. Pro informaci o mezicyklové variabilitě software Intec počítá směrodatnou odchylku aritmetického průměru. Na základě online vypočtené směrodatné odchylky středního indikovaného tlaku se obsluha může rozhodnout, zda není mezicyklová variabilita příliš velká a zda není nutné provést indikaci znovu. Při plném zatížení a 1500 min-1 byl proveden pokus z důvodu zpřesnění představy o přesnosti měření středního indikovaného tlaku. Měření proběhlo za konstantní teploty oleje a chladící kapaliny, kdy byl 10x po sobě indikován tlak ve válci (vždy 100 cyklů) a následně po vypočtení středního indikovaného tlaku byla z hodnot vypočtena výběrová směrodatná odchylka tedy standardní nejistota typu A. Výsledek měření je 1054,4 ±0,9 kPa což je chyba do 0,1%. - 48 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Rozborem výše popsaných vlivů na přesnost určení středního indikovaného tlaku má zásadní vliv určení horní úvrati. Na základě zkušeností lze provést tzv. kvalifikovaný odhad a říct, že hodnota středního indikovaného tlaku se určuje s chybou ±2%. Určení horní úvrati má zásadní význam pro správnou výslednou hodnotu středního

6)

indikovaného tlaku. Tento problém byl již vysvětlen v kapitole 4.2. Na obr. 4-19 je provedená analýza vlivu posunu horní úvrati od referenčního stavu na střední tlak ztrát.

Ztrátový tlak fmep [kPa]

200 180 160 140 120 100 80 60 40 20 0 -2.5

-2

-1.5

-1

-0.5

0

0.5

1

1.5

2

2500 min-1; plné zatížení; tOIL=40°C

2.5

Protáčení Spalování

200 150 100 50 0

4500 min-1; plné zatížení; tOIL=40°C 300 Ztrátový tlak fmep [kPa]

Ztrátový tlak fmep [kPa]

250 200 150 100 50

2

2.5

2

2.5

Protáčení Spalování

250 200 150 100 50

0 -2.5 -2 -1.5 -1 -0.5 0 0.5 1 1.5 Posun horní úvrati [°]

Protáčení Spalování

-2.5 -2 -1.5 -1 -0.5 0 0.5 1 1.5 Posun horní úvrati [°]

Posun horní úvrati [°]

3500 min-1; plné zatížení; tOIL=40°C

250

Ztrátový tlak fmep [kPa]

Protáčení Spalování

1500 min-1; plné zatížení; tOIL=40°C

-2.5

-2

-1.5

0 -1 -0.5 0 0.5 1 Posun horní úvrati [°]

1.5

2

2.5

obr. 4-19 Vliv posunu horní úvrati na střední ztrátový tlak motoru

Jak je z popsaného zřejmé, problematika indikace tlaku ve válci spalovacího motoru je zatížena celou řadou možných chyb, které lze více či méně eliminovat. V příloze 16 jsou popsány doplňující výsledky indikace dvěma snímači stejného typu, ale různého stáří.

- 49 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

5 Matematický model a jeho validace 5.1 Popis matematického modelu Model pro výpočet mechanických ztrát motoru vznikl v rámci výzkumného centra spalovacích motorů a automobilů Josefa Božka. Tento model vyniká svou jednoduchostí, přehledností a dostupností, protože celý výpočet je naprogramovaný v MS Excel. Protože třecí ztráty jsou řešeny pomocí Stribeckových křivek, řadíme model do skupiny semiempirických. Tento matematický model pro výpočet třecích ztrát je koncipován jako rovinný dynamický model klikového mechanismu s možností excentrického umístnění klikové hřídele. Model je složen z tuhých těles, tření je uvažováno u všech třecích dvojic, vůle jsou zanedbány. Model do výpočtu zahrnuje setrvačné síly včetně redukovaného momentu setrvačnosti rotujících součástí a kompenzační moment dvouhmotové náhrady ojnice. Soustava diferenciálních rovnic je řešena numericky iteračně jako periodické řešení problému (okrajová úloha je řešena opakováním počáteční podmínky). Pro statické řešení je použita metoda uvolňování. Dynamický efekt pístu, pístního čepu a posuvné části ojnice reprezentuje výsledná setrvačná síla v těžišti nahrazených těles. Rotující vektor odstředivých sil popisuje rotující hmotu rotující části ojnice a ramene klikové hřídele včetně vývažku. Vstupní data jsou základní geometrické a hmotnostní parametry modelovaného motoru. Dále se musí zadat průběh tlaku ve válci, který lze získat indikací na skutečném motoru, nebo ze simulačních výpočtů. V první iteraci se vypočítají všechny síly bez uvažování ztrát. V dalších iteracích se již zahrnují třecí ztráty dle Stribeckových křivek. V poslední iteraci se získají ztráty pro jeden válec. Ztráty pohonu rozvodu jsou počítány analogickým modelem pro vačkové mechanismy, lze je respektovat jak jejich časovým průběhem, tak střední hodnotou závislou především na otáčkách. Ztráty pohonu čerpadel a ostatního příslušenství jsou počítány regresně a je předpokládaná pouze otáčková závislost. Výsledky jsou sečteny pro daný počet válců a jejich konfiguraci s ohledem na hlavní ložiska klikové hřídele, čímž se získá se celkový (na válec průměrovaný) ztrátový tlak motoru. Podrobně je model popsán v [24], hlavní postupy jsou uvedeny v následujícím textu.

5.1.1 Kinematika a dynamika klikové hřídele Poloha pístu je počítána z geometrie. Setrvačné síly se počítají z hmotnosti a numerické derivace zdvihu dle funkce úhlu natočení klikové hřídele. Časová derivace bere v úvahu - 50 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. nerovnoměrnost chodu motoru. Všechny časové derivace jsou určené jako úhlová závislost a úhlově-časová transformace

dα = ω při použití úhlové rychlosti klikové hřídele. Úhlová rychlost dt

otáčení motoru není konstantní. Nerovnoměrnost chodu motoru se určuje z rovnice ( 19 ), kde musí být derivována souběžně druhá diferenciální rovnice I∑

dω = dt

∑M

i

dα = ω. dt

− M zatizeni

( 19 )

i cyl

Úhlové natočení klikové hřídele musí být přesně známo k určení točivých momentů Mi způsobených tlakem plynů ve válci, setrvačnými silami a ztrátami. Ve skutečnosti závisí třecí síly na zatížení způsobené všemi silami (od tlaku, setrvačných sil a tření). Rovnici pro výpočet točivého momentu jednoho válce lze napsat ve tvaru: dω ⎞ ⎛ M i = M tlak (α ) + M setrvacne _ sily ⎜ α, ω, ⎟ − M treni (α, ω, tlak, setrvacne _ sily ) dt ⎠ ⎝

( 20 )

Úhlové zrychlení nemůže být explicitně vyřešeno z nelineárního vztahu momentů, proto se soustava diferenciálních rovnic musí řešit iteračně. Užitečné je použití transformace

dω dω =ω , dt dα

čímž se zachová jednoduchá diferenciální rovnice pro integraci, ale i tak to vede k numerickému řešení nelineární funkce s neznámou derivací. Iterování je vhodné, protože interakce nelineárních funkcí nejsou výrazné. Výpočet momentu jednoho válce se tedy změní na dω ⎞ ⎛ M i = M tlak (α ) + M setrvacne _ sily ⎜ α, ω, ω ⎟ − M treni (α, ω, tlak, setrvacne _ sily ) dα ⎠ ⎝

( 21 )

Výsledná rovnice pro výpočet úhlového zrychlení ( 22 ) se řeší iteračně kvůli derivaci dω/dα. dω = dα

∑M

i

− M zatizeni

( 22 )

i cyl

ω ⋅ I∑

Při řešení úhlové rychlosti se jako první aproximace uvažuje konstantní úhlová rychlost pro vyřešení aproximace setrvačných sil a k využití výsledku do pohybové rovnice jako druhou aproximaci úhlové rychlosti. Tento proces se opakuje tak dlouho, dokud není nalezeno stabilní řešení.

- 51 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

5.1.2 Modelování tření Model pro třecí ztráty je založen na základě Stribeckových křivek. Pro hlavní a ojniční ložiska je uvažováno pouze hydrodynamické tření. Pro pístní čep a pístní kroužky je uvažováno jak smíšené tak hydrodynamické tření. Stribeckova křivka zobrazuje závislost součinitele třecích ztrát f na Sommerfeldově čísle So. f =

( 23 )

Ft = f (So ) FN

kde je Ft … tečná síla FN … normálová síla Sommerfeldovo číslo pro rovinné kluzné ložisko je definováno jako So =

( 24 )

FN μ⋅w ⋅L

kde je μ [Pa.s] … dynamická viskozita oleje w [m.s-1]… rychlost tření L [m] … rozměr kolmý na směr pohybu Pro radiální ložisko se vypočítá výsledná síla F: ( 25 )

F = Fx2 + Fy2 kde je Fx[N] … složka síly ve směru osy x Fy [N] … složka síly ve směru osy y Úhel, kde síla působí je dána funkcí argumentu, známou z komplexní proměnné: ⎛ Fy Fx ⎜ ; Φ = arg⎜ ⎜ Fx2 + Fy2 Fx2 + Fy2 ⎝

⎞ ⎟ ⎟ ⎟ ⎠

( 26 )

Radiální ložisko s poloměrem rc má ekvivalentní úhlovou rychlost ω. Tato úhlová rychlost je vypočítána z úhlové rychlosti čepu ωj a pouzdra ložiska ωb vše se správným znaménkem vůči smyslu otáčení. Zahrnuta musí být také Ω - úhlová rychlost rotujícího vektoru síly F. Ω=

dΦ ; ω = ω j + ω b − 2Ω dt

( 27 )

F

( 28 )

So =

μ ⋅ ω ⋅ rc ⋅ L

- 52 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Stribeckova funkce je univerzální pouze v případě, že je počítáno s teplotní závislostí viskozity oleje. Byl použit tří-parametrický model (pro nulovou rychlost je použit Coulombův sučinitele tření, mez Solim k určení přechodu mezi smíšeným a hydrodynamickým třením a směrnice křivky v oblasti hydrodynamického tření udává směrnice K). Výsledný vzorec vypadá takto: So ⎛ −3⋅ lim ⎜ So Ft = −sign (w )⎜ f Columb ⋅ e ⎜ ⎝

2.5

K + So

⎞ ⎟ ⎟ ⋅ FN ⎟ ⎠

( 29 )

pokud se FN = 0, tak FT = −K ⋅ f ⋅ w ⋅ L Skutečné suché tření nenastane ani při nulové rychlosti (součinitel fCoulomb je tedy nižší než odpovídá klasickým experimentům), pokud je přerušení pohybu krátké a zůstane dostatečně tlustá vrstva oleje. Součinitel coulombovského tření se musí určit na základě měření na protáčeném spalovacím motoru, nelze použít doporučené hodnoty z literatury. Podobná situace nastává v kluzných ložiskách, kde je vrstva oleje mnohem silnější. Z tohoto důvodu lze smíšené tření pro kliková ložiska zanedbat a ztrátový moment lze počítat ze vzorce: M f = −sign (w ref ) ⋅ rc ⋅ F ⋅

K So

( 30 )

Pokud F = 0 tak M f = −K ⋅ f ⋅ ωref ⋅ L ⋅ rc2 Konstanty mohou být kalibrovány pro různé viskozity. Změna viskozity ovlivní jak Solim tak směrnici Stribeckovy křivky v oblasti hydrodynamického tření. Pístní kroužky jsou předepjaté a navíc na těsnící kroužky působí nevyvážený tlak plynů. Rozložení tlaku na kroužky bylo vyřešeno na základě zkušeností ze simulačních výpočtů. Amplituda tlaku ve válci je modifikována a v určitém měřítku snížena pro první a druhý pístní kroužek včetně fázového posunutí.

5.2 Výsledky výpočtů Na základě provedených měření byly provedeny výpočty v matematickém modelu. Vstupními daty modelu jsou základní geometrické parametry motoru včetně rozměrů kluzných ložisek a momentu setrvačnosti motoru. Po zadání uvedených parametrů se upravovaly pouze následující veličiny: otáčky motoru, teplota oleje v olejové vaně a průběh okamžitého tlaku ve válci. Výpočty byly provedeny pro vybrané body z naměřené úplné charakteristiky viz obr. 5-1. Pro každé otáčky se jedná se o maximální zatížení a dva body částečného zatížení.

- 53 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Prvním krokem bylo porovnání výsledků z experimentu a z modelu. Následovala kalibrace modelu a nové porovnání výsledků již zkalibrovaného modelu.

BMEP [kPa]

Body úplné charakteristiky pro výpočet 1200 1100 1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 0 500

1025

745

1072

1102 980

707

663

517

512 392

1500

2.250 V 1.170 V 1.100 V 1.000 V 0.900V

708

2500

433

3500

4500

5500

Otáčky motoru [min-1]

obr. 5-1 Body úplně charakteristiky ověřené výpočtem

5.2.1 Kalibrace modelu Model byl při jeho vzniku autorem kalibrován na základě dat z různých motorů pro provozní teploty oleje cca 80-90°C pro zážehové i vznětové motory o zdvihovém objemu válce 0,3 – 2 dm3 , s různým stupněm přeplňování i středními pístovými rychlostmi. Ověření jeho vypovídací schopnosti pro jiné teploty nebylo nikdy validováno, poroto je v dalším textu tento model označovaný jako „nekalibrovaný“. V prvním kroku tedy byly výpočty provedeny pro nekalibrovaný model. Výsledky mechanické účinnosti a ztrátového tlaku jsou uvedeny jak pro nekalibrovaný tak pro kalibrovaný model v příloze 13 od str.115. Zaměříme se na srovnání mezi výpočtem (nekalibrovaný model) a experimentálním měřením, což nejlépe popíše obr. 5-2. Při porovnání experimentu a nekalibrovaného výpočtu je zřejmé, že výpočet predikuje extrémně vysoký ztrátový tlak pro nízké teploty oleje. Poměrně dobré shody se dosahuje pro teploty v rozsahu 60÷80 °C. Důvodem výrazných odchylek experimentu a měření pro nízké teploty oleje je skutečnost, že model počítá ve všech místech mazacího okruhu se stejnou teplotou oleje. To ve skutečnosti však neplatí a olej se postupně ohřívá hlavně v důsledku disipovaného výkonu tření, dále při stlačení na čerpadle, přestupem tepla z pístu a stěn válce.

- 54 -

Rozdíl ztrátového tlaku z experimentu a z výpočtu nekalibrovaného modelu [%]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Plné zatížení

300

1500_U2250 2500_U2250

250

3500_U2250 200

4500_U2250

150 100 50 0 -50 0

20

40

60

80

100

120

140

Teplota oleje [°C]

obr. 5-2 Procentuální rozdíl mezi experimentem a nekalibrovaným modelem

Na základě prostudované literatury lze říct, že v okolí úvratí pracují kroužky v oblasti smíšeného tření, ale ve větší části zdvihu pracují v hydrodynamické oblasti viz obr. 2-2 na str.16. Pokud je tedy výpočet prováděn s nižší teplotou oleje, než která v místě tření ve skutečnosti je, tak 1/So je vyšší a ztráty sice v oblasti smíšeného tření klesají, ale právě v oblasti hydrodynamického tření narůstají. Z tohoto důvodu se pozornost soustředila právě na pístní kroužky, kde byla provedena korekce teploty oleje pro výpočet. Validace teplot probíhala ve vybraných režimech tak, aby upravené teploty oleje byly reálné (souvisely s teplotou v olejové vaně) a chyba se minimalizovala. Kromě pístních kroužků byla provedena i korekce pro pístní čep, která je stejná jako pro třetí kroužek. Vše je uvedeno v tab. 5-1 (tOIL je základní výpočtová teplota oleje změřená ve vaně motoru). tOIL < 60 °C

60 °C > tOIL > 100 °C

tOIL > 100 °C

tOIL + 30 °C

tOIL + tOIL/5

tOIL + tOIL/10

tOIL < 80 °C

tOIL > 80 °C

1. kroužek

140 °C

140 °C + tOIL/8

2. kroužek

120 °C

120 °C + tOIL/8

Pístní čep 3. kroužek Povrch pístu

tab. 5-1 Korekce teploty oleje na pístové skupině

- 55 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

5.2.2 Výsledky kalibrovaného modelu Po provedené kalibraci byl proveden nový výpočet pro všechny naměřené body uvedené na obr. 5-1. Výsledky výpočtů jsou v příloze 13 od str.115. Bylo dosaženo dobré shody s experimentem v celé oblasti zkoumaných teplot oleje Shoda experimentu a modelu je nejlepší pro plné zatížení motoru. Při nižších zatíženích se výsledky více rozcházejí. Rozdíl mechanické účinnosti mezi experimentem a výpočtem je ve většině případů do 4%, což zobrazuje obr. 5-3 (vlevo). Model predikuje ve většině případů nižší mechanickou

1500_U1000

2

1500_U2250

1

2500_U1000

0

2500_U2250

-1

3500_U1100

-2

3500_U2250

-3

4500_U1170 4500_U2250

-4

1500_U0900

-5

2500_U0900

-6

3500_U1000

-7

4500_U1100 0

20

40

60

80

1500_U1000

50 Rozdíl ztrátového tlaku výpočtu a experimentu [%]

Rozdíl mechanické účinnosti výpočtu a experimentu [%]

účinnost, nežli je naměřená. 1500_U2250 2500_U1000

40

2500_U2250 30

3500_U1100 3500_U2250

20

4500_U1170 4500_U2250

10

1500_U0900 2500_U0900

0

3500_U1000 4500_U1100

-10

100 120 140

0

Teplota oleje [°C]

20

40

60

80

100 120 140

Teplota oleje [°C]

obr. 5-3 Odchylka vypočtené mechanické účinnosti a ztrátového tlaku od experimentu

Matematický model vykazuje u většiny vyhodnocených režimů rozdíl do 30% mezi predikcí středního ztrátového tlaku a naměřenou hodnotu při nízkých a středních zatíženích viz obr. 5-3 (vpravo). Tato hodnota je poměrně velká, ale je nutné si uvědomit širší souvislosti s použitím tohoto modelu. Jeho schopnost predikovat mechanické ztráty motoru s ohledem na teploty provozních kapalin se využije ke zpřesnění simulačních výpočtů evropského jízdního cyklu (NEDC - New European Driving Cycle). Tento cyklus je zaměřen na zjišťování emisí automobilů před uvedením do sériové výroby. Největší pozornost se v současnosti věnuje emisím CO2, tedy vlastně spotřebě paliva. Automobil umístněný na válcovou brzdu simuluje jízdu v městském a mimoměstském provozu, kdy start je se studeným motorem (cca 25°C). Cyklus je zobrazen v příloze 14. Byla proto provedena analýza, jak moc ovlivní zvýšení středního ztrátového tlaku o 30% celkovou spotřebu paliva v jízdním cyklu. Pro tuto simulaci byl použit zjednodušený výpočet jízdního cyklu naprogramovaný v MS Excel, který je popsán v [44]. Výpočet byl proveden na základě naměřené úplné charakteristiky. Poté byla data upravena tak, že ztrátový tlak byl zvýšen o 30%. Přepočteny byly hodnoty měrné spotřeby paliva a dosazeny do modelu. Zvýšení celkové

- 56 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. spotřeby paliva pro takto pesimisticky upravený ztrátový tlak bylo o pouhé 3,4 %. Lze tedy konstatovat, že predikce ztrátového tlaku má dostatečnou přesnost pro dané použití. Před analýzou výsledků je důležité podotknout, že v modelu je uvažováno, že hlavní ložiska a ojniční ložiska, kde je vždy dostatečná vrstva mazacího oleje, pracují pouze v oblasti hydrodynamického tření. U pístních kroužků, pístního čepu a povrchu pístu je modelováno i smíšené tření. Je důležité si uvědomit, že právě u těchto třecích dvojic může docházet během pracovního cyklu k přechodům z hydrodynamického do smíšeného tření a naopak. Pokud se v Stribeckově diagramu pohybujeme v lineární oblasti hydrodynamického tření viz obr. 2-2 na str.16, součinitel třecích ztrát roste s rostoucími otáčkami motoru, klesá s rostoucím zatížením, přičemž třecí síla v tomto případě zůstává konstantní. Takovýto výsledek matematického modelu dostáváme pro ojniční a hlavní ložiska, viz příloha 13, obr. 8-50 na str.118. S rostoucími otáčkami roste ztrátový výkon a s rostoucí teplotou pro konstantní otáčky klesá. Pouze závislost na zatížení se v podstatě na grafech neprojevuje, a to v souladu s již empiricky zjištěnou malou otáčkovou závislostí ztrátového tlaku. Pístní kroužky pracují v oblasti úvrati zaručeně v režimu smíšeného tření, ve střední části pístu, kde se dosahují vyšší rychlosti, pracují v režimu hydrodynamického tření. V závislosti na teplotě oleje, otáčkách a zatížení se mění poměr mezi těmito typy tření. U otáček 2500, 3500 a 4500 je zřejmé, že převažuje hydrodynamické tření, protože s rostoucí teplotou oleje ztrátový výkon klesá. Při otáčkách 1500 min-1 se díky nízkým otáčkám pohybujeme v oblasti hydrodynamického tření blízko minima a s rostoucí teplotou dochází vlivem klesající viskosity k přechodu do mezního tření a růstu třecích ztrát. Vliv zatížení nezpůsobí v oblasti hydrodynamického tření nižší třecí ztráty, nicméně v oblasti smíšeného tření třecí ztráty výrazněji narůstají, jak vlivem normálové síly samotné, tak vlivem nárůstu součinitele tření při nárůstu So. To je vysvětlení, proč pro všechny měřené otáčky jsou ztráty pro nejvyšší zatížení největší a klesají s klesajícím zatížením. U povrchu pístu model predikuje smíšené tření pro otáčky 3500 a 4500 min-1. Vysvětluje to fakt, že s rostoucí teplotou oleje (klesající viskositou) roste ztrátový výkon. To znamená, že se povrch pístu pohybuje část zdvihu v oblasti smíšeného tření. Pro ostatní otáčky je ztrátový výkon v podstatě konstantní pro celý rozsah teploty oleje, je zde patrný pouze vliv zatížení, kdy stejně jako u pístních kroužků s rostoucím zatížení roste ztrátový výkon. Poslední třecím místem je pístní čep. Zde je vidět, že pro otáčky 1500 min-1 převládá režim smíšeného tření a markantně narůstá ztrátový výkon. Stejného efektu se dosahuje při vyšších otáčkách a vyšších teplotách oleje. - 57 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Lze tedy konstatovat, že se s dodatečnou teplotní kalibrací podařilo najít jednoduchý fyzikálně podložený mechanický model, který s dostatečnou přesností vypovídá nejen o vlivu velikosti motoru, ale i o vlivu teploty oleje. Dopad chyb v predikci ztrátového tlaku byl ohodnocen pomocí citlivosti běžných testů dráhové spotřeby paliva.

- 58 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

6 Analýza výsledků Na základě měření byla zjištěna silná závislost ztrátového tlaku (mechanických ztrát) na otáčkách. Na obr. 6-1 (vlevo) je vynesena poměrná diference ztrátového tlaku dle otáček. Vpravo je poměrná diference dle otáček. Vyneseny jsou křivky pro teplotu oleje 60, 90 a 110°C. Rychlost změny ztrátového tlaku je se zvyšujícími se otáčkami rostoucí, zatímco rychlost změny výkonu s rostoucími otáčkami má klesající tendenci. 0.014

0.04

0.012

0.035

d P / d RPM [kW.min-1]

d fmep / d RPM [kPa.min-1]

0.045

0.03 0.025 0.02 0.015

tOIL=60 °C tOIL=90 °C tOIL=110 °C

0.01 0.005

0.01 0.008 0.006 0.004

tOIL=60 °C tOIL=90 °C tOIL=110 °C

0.002

0

0 1500-2500

2500-3500

3500-4500

1500-2500

RPM [min-1]

2500-3500

3500-4500

RPM [min-1]

obr. 6-1 Poměrné diference výkonu a ztrátového tlaku dle otáček

Z toho vyplývá důležitý závěr, že není efektivní zvyšování výkonu pomocí zvyšování otáček. Je nutné se vydat cestou zvyšování středního efektivního tlaku. A to i přesto, že zvýšení středního efektivního tlaku zvyšuje jak síly v ložiskách, tak zejména síly působící na kroužky, což vede ke zvýšení pasivních odporů v oblasti smíšeného tření, které se vyskytují právě na kroužcích, těle pístu a pístním čepu. Naopak v oblasti hydrodynamického tření budou ztráty nižší. To platí zejména pro ojniční a hlavní ložiska. Trend zvyšování středního efektivního tlaku zavádějí do praxe i výrobci automobilů svými zmenšenými motory o vysokém objemovém měrném výkonu a momentu, např. koncern VW uvedl na trh nové malé přeplňované zážehové motory TSI pracující s maximálním bmep=1,84 MPa. Provedená měření zvýšila povědomí o tom, jak významnou roli hraje teplota oleje na mechanickou účinnost motoru resp. ztrátový tlak. Po nastartování motoru ohřívání oleje z cca 20°C na teplotu vyšší než 100°C způsobí pokles ztrátového tlaku až o 50% a zvýšení mechanické účinnosti až o 3,8 %. viz obr. 6-2. Jedná se přitom o plné zatížení motoru, pro částečné zatížení jsou hodnoty ještě výrazně vyšší. Dílčí výsledky dokládající tyto závěry jsou v příloze 9.

- 59 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 1500 min-1; plné zatížení 2500 min-1; plné zatížení 3500 min-1; plné zatížení 4500 min-1; plné zatížení

50 Procentuální změna ztrátového tlaku vůči minimální hodnotě [%]

Změna mechanické účinnosti vůči maximální hodnotě [%]

0 -0.5 -1 -1.5 -2 -2.5 -3

1500 min-1; plné zatížení 2500 min-1; plné zatížení 3500 min-1; plné zatížení 4500 min-1; plné zatížení

-3.5 -4

45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

-4.5 0

20

40

60 80 Teplota oleje tOIL [°C]

100

120

0

140

20

40

60 80 Teplota oleje tOIL [°C]

obr. 6-2 Vliv teploty na mechanickou účinnost (vlevo) a ztrátový tlak (vpravo)

- 60 -

100

120

140

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

7 Závěr Hlavní cíl práce, tedy určení nejvhodnější metody pro předpověď mechanických ztrát spalovacích motorů pro jejich optimalizaci v období vývoje, byl beze zbytku splněn. Zvolen byl semiempirický matematický model, který počítá třecí ztráty na základě Stribeckových křivek a rovinného dynamického modelu klikového mechanismu. K tomu přispělo splnění dílčích cílů, což bylo ověření kvality predikce mechanických ztrát a následná kalibrace modelu. Kalibrační data byla získána měřením na běžícím motoru se spalováním. Indikovaný výkon byl určován indikací tlaku v jednom válci pomocí indikační svíčky. Efektivní výkon byl počítán z otáček a měření reakce uvolněného statoru dynamometru váhovým mechanismem. Byla navržena a ověřena metodika měření v kvazistatických stavech při různých teplotách oleje a chladící kapaliny. S tím souvisí i úpravy měřícího stanoviště, motoru a sestavení zařízení pro temperování provozních kapalin motoru. Pro validaci matematického modelu bylo provedeno rozsáhlé měření úplné charakteristiky. Byly osvojeny znalosti indikace tlaku ve válci a vyhodnocování experimentálních dat. V rámci doktorského studia byl vyvinut vlastní akviziční software v prostředí LabVIEW pro zobrazení, záznam a vyhodnocení měřených veličin. Matematický model před kalibrací predikoval velmi dobré výsledky mechanických ztrát resp. ztrátového tlaku pro provozní teploty oleje (cca 80-90°C). Odchylka od naměřených hodnot vzrůstala s klesající teplotou oleje. Model predikoval velmi pesimistické hodnoty ztrátového tlaku při nížších teplotách (20-40°C), kde odchylka vůči naměřeným hodnotám byla až 250%. Největší podíl na ztrátách dle modelu mají pístní kroužky pracující částečně v režimu smíšeného tření. Kalibrace byla provedena na základě naměřených dat korekcí teplot oleje pro pístní kroužky, povrch pístu a pístní čep. Přínosem provedené kalibrace modelu je fakt, že se výrazně snížila odchylka predikovaného ztrátového tlaku motoru vůči naměřeným hodnotám a ve většině ověřovaných případů je do 30%. Z modelu lze do termodynamických simulací získat nyní mnohem přesnější údaje o mechanických ztrátách než z většinou používaných empirických vztahů. Validace pro různé teploty je zejména důležitá při simulaci evropského jízdního cyklu, který začíná nastartováním studeného motoru. Nyní může model poskytnou relevantní data i v této oblasti. Chyba v určení mechanické účinnosti v porovnání s experimentem je nižší než 4% a predikce ztrátového tlaku je do 30%. Tato na první pohled velká nepřesnost při simulaci NEDC cyklu způsobí chybu ve výpočtu celkové spotřeby paliva do cca 3,5% .

- 61 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Na základě provedených měření lze zobecnit výsledky měření. Mechanická účinnost při konstantních otáčkách roste se zvyšujícím se zatížením a se zvyšující se teplotou. Snížení ztrátového tlaku motoru od studeného startu po dosažení provozní teploty oleje je až 50%. Při ověřovacím měření dvěma snímači (viz příloha 16) se osvědčila metoda posuzování práce dalších válců z nerovnoměrnosti chodu, která šetří náklady na experimentální techniku. Zkušenosti s indikací tlaku ve válci ukazují, že je nutné investovat do snímačů tlaku a indikovat tlak současně alespoň ve dvou válcích. Stavu snímačů lze pak jednoduše ověřit prohozením mezi válci. Z hlediska další práce je nutné ověřit kalibrovaný matematický model pomocí experimentálně získaných dat na jiném motoru, zajímavá se jeví aplikace na přeplňované motory a prověření vlivu plnicího tlaku na mechanické ztráty. Dále se jeví účelné zabývat se ztrátami u nových koncepcích rozvodu, vstřikovacích zařízeních (různé regulace tlaku v zásobníku CR systémů), elektropohonech příslušenství a konečně rozšíření metodiky na složitější alternativy ke klikovému mechanismu. Experimentální výzkum v oblasti pasivních odporů, určovaný na běžícím motoru, souvisí zejména s přesností určení indikovaného a efektivního tlaku. Námětem pro další práci je zejména zpřesnění měření točivého momentu motoru nahrazením váhového mechanismu tenzometrickým snímáním reakce uvolněného statoru. Dlouho diskutovaná problematika správného určení horní úvrati se jeví jako další námět pro další práci. Vliv teploty oleje na pasivní odpory motoru by byl výrazně vyšší při nižších teplotách oleje, kde dynamická viskozita prudce roste. Jedná se o teploty pod 20°C, při kterých nebylo možné při současném způsobu chlazení měření provádět. Návrh klimatizačního zařízení a jeho aplikace na chlazení provozních kapalin spalovacího motoru by umožnilo rozšířit kalibraci modelu do nižších teplot.

- 62 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Poděkování Rád bych touto cestou poděkoval svému školiteli Doc. Ing. Pavlu Baumrukovi, CSc. za odborné rady a vedení během mého doktorandského studia. Dále patří mé díky zejména Prof. Ing. Janu Mackovi, DrSc. za cenné rady a připomínky během řešení mé disertační práce.

- 63 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Použitá literatura [1] Dowson, D.: Tribology from Leonardo to the Third Millenium; Millimetres to Nanometres. Symposium on Computational and Experimental Methods in Mechanical and

Thermal Engineering, University Gent, Faculty of Applied Sciences, Belgium, Pages 187198, May 1998. [2] Wikipedia The Free Encyclopedia, Tribology. [cit. 2009-05-03]. Dostupné z WWW: http://en.wikipedia.org/wiki/Tribology [3] Vysoký, O.: Lineární spalovací motor jako hlavní pohonná jednotka hybridních vozidel. Pražská technika 3/2006, ČVUT Praha, ISSN 1213-5348, 2006.

[4] Park, S. – Cho, Y. – Sung, K. – Han, N.: The Effect of Viscosity and Friction Modifier on Fuel Economy and the Relationship Between Fuel Economy and Friction. SAE

Technical Paper 2009-01-2662, ISSN 0148-7191, SAE International 2009. [5] Hayden, T. – Ropes, Ch. – Rawdon, M.: The Performance of a Gasoline Friction Modifier Fuel Additive. SAE Technical Paper 2001-01-1961, ISSN 0148-7191, SAE

International 2001. [6] Skjoedt, M. – Butts, R. – Assanis, D. – Bohac, V.: Effects of oil properties on sparkignition gasoline engine friction. Tribology International, Volume 41, Issue 6, Elsevier

B.V. , Pages 556-563, June 2008. [7] Ryk, G. – Etsion, I.: Testing piston rings with partial laser surface texturing for friction reduction. Wear, Volume 261, Issues 7-8, ISSN: 0043-1648, Elsevier B.V., Pages 792-

796, October 2006. [8] Cho, S. – Chio, S. – Bae, Ch.: Frictional modes of barrel shaped piston rings under flooded lubrication. Tribology International, Volume 33, Issue 8, Elsevier B.V., Pages

545-551, August 2000. [9] Cho, S. – Choi, S. – Bae, Ch.: An Experimental Measurement of Lubrication Behavior of Piston Rings in a Spark Ignition Engine. Japan Society Mechanical Engineering

International Journal Series B, Vol. 45, No. 2, , Pages 373-378, 2002.

- 64 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. [10] Sethu, Ch. – Leustek, M. – Bohac, S. – Filipi, Z. – Assianis, D.: An Investigation in Measuring Crank Angle Resolved In-Cylinder Engine Friction Using Instantaneous IMEP Method. SAE Technical Paper 2007-01-3989, SAE International 2007.

[11] Isarai, R. – Sugino, M. – Moritsugu, M. – Kato, N. – Nakamura, M.: Strain and Motion Measurement for Piston, Piston Ring and Connecting Rod of High Speed Running Engines using New Digital Telemeter. SAE Technical Paper 2008-01-1042, ISSN 0148-

7191, SAE International 2008. [12] Muftia, R. – Priesta, M.: Experimental evaluation of engine valve train friction under motored and fired conditions. Tribology and Interface Engineering Series, Volume 41,

ISBN-13: 978-0-444-51243-7, ISBN-10: 0-444-51243-8, Elsevier B.V., Pages 767-778, 2003. [13] Nakayama, K. - Morio, I. - Katagiri, T. - Okamoto, Y.: A study for Measurement of Oil Film Thickness on Engine Bearing by using Laser Induced Fluerescence (LIF) Method. SAE Technical paper 2003-01-0243, SAE International 2003.

[14] Kataoka, T. – Suzuki, K. – Kato, N. – Kikuchi, T. – Mihara, Y.: Measurement of Oil Film Pressure in the Main Bearing of an Operating Engine Using Thin-Film Sensor.

SAE Technical Paper 2008-01-0438, SAE International 2008. [15] Suzuki, S. – Ozasa, T. – Noda, T. – Konomi, T.: Analysis of Con-Rod Big-End Bearing Lubrication on the Basis of Oil Supply Rate. SAE Technical Paper 982439, ISSN 0148-

7191, SAE International 2000. [16] Priest, M. – Taylor, C.: Automobile engine tribology — approaching the surface. Wear, Volume 241, Issue 2, ISSN: 0043-1648, Elsevier B.V., Pages 193-203, July 2000. [17] Heywood, J. B.: Internal Combustion Engine Fundamentals. McGraw-Hill, Inc., ISBN 0-07-028637-X, 1998. [18] Ricardo, Inc.: Software Wave 8, online manual. [cit. 2009-06-28].

Dostupné z:

http://ol.cadfamily.com/wave8/wave_help_system/wkc_new.htm#help/wave/using_wave/s ub-models/chen-flynn_model.htm [19] Gamma Technologies, Inc.: Software GT-POWER User´s Manual version 6.2, September 2006, str. 49. [20] Chen, S. K. - Flynn, P. F.: Development of a Single Cylinder Compression Ignition Research Engine, SAE Technical Paper Nr.650733, 1965.

- 65 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. [21] Pipitone, E.: A New Simple Friction Model for S. I. Engine, SAE Technical Paper Nr. 2009-01-1984, SAE International, ISSN 0148-7191, USA 2009. [22] Sandoval, D. - Heywood, J. B.: An Improved Friction Model for Spark-Ingnition Engines. SAE paper Nr.2003-01-0725, SAE International, USA 2003.

[23] Thring, R.: Engine Friction Modeling. SAE Technical Paper 920482, ISSN 0148-7191, SAE International 1992. [24] Macek, J.: Simplified Model of Mechanical Losses in a Crank Train. ČVUT v Praze, FS 12 241 Z 08-06, Praha 2008. [25] Livanos, G.- Kyrtatos, N.: A Model of the Friction Losses in Diesel Engines. SAE Technical Paper 2006-01-0888, ISSN 0148-7191, SAE International 2006. [26] Novotný, P.: Virtual Engine – A Tool for Powertrain Development. Short version of Inaugural Dissertation, cit. str. 25-33, Vědecké spisy vysokého učení technického v Brně. ISBN 978-80-214-3966-5, ISSN 1213-418X. Brno 2009. [27] Novotný, P.-Ambróz, R.-Pištěk, V.: Friction loss analysis of powertrain parts. Mecca 02/2009, ISSN 1214-0821, 2009. [28] Zhou, Q. – Shiling, I. – Richardson, S.: Prediction of total engine friction power loss from detailed component models. Tribology and Interface Engineering Series, Vol. 41,

ISBN-13: 978-0-444-51243-7, ISBN-10: 0-444-51243-8, Elsevier B.V. , Pages 761-766, 2003 [29] Takáts, M.: ITI-ONL – software for acquisition of in-cylinder pressure pattern, Josef Božek Research Centre Code Library, CTU Prague, 2002 [30] Takáts, M.: INTEC – software for evaluation of in-cylinder pressure record, Josef Božek Research Centre Code Library, CTU Prague, 2003. [31] Moore, W. J.: Fyzikální chemie. str. 346, SNTL – státní nakladatelství technické literatury, n. p., Praha 1981. [32] Morishita, M. – Kushiyama T.: An Improved Method of Determining the TDC Position in a PV-Diagram, SAE Technical Paper 980625, ISSN 0148-7191, SAE International

1998. [33] Tazerout, M - Le Corre, O. – Rousseau, S.: TDC Determination in IC Engines Based on the Thermodynamic Analysis of the Temperature-Entropy Diagram. SAE Technical

Paper 1999-01-1489, ISSN 0148-7191, SAE International 1999. - 66 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. [34] Tazerout, M. - Le Corre, O. – Stouffs, P.: Compression Ratio and TDC Calibrations Using Temperature - Entropy Diagram. SAE Technical Paper 1999-01-3509, ISSN

0148-7191, SAE International 1999. [35] Nilsson, Y. – Eriksson, L.: Determining TDC Position Using Symmetry and Other Methods. SAE Technical Paper 2004-01-1458, ISSN 0148-7191, SAE International 2004.

[36] Pipitone, E. - Beccari, A. – Beccari, S.: The Experimental Validation of a New Thermodynamic Method for TDC Determination. SAE Technical Paper 2007-24-0052,

ISSN 0148-7191, SAE International 2007. [37] Pipitone, E. - Beccari, A. – Beccari, S.: Reliable TDC position determination: a comparison of different thermodynamic methods through experimental data and simulations. SAE Technical Paper 2008-36-0059, ISSN 0148-7191, SAE International

2008. [38] Palenčář, R. – Vdoleček, F. – Hajal, M.: Nejistoty v měření I: vyjadřování nejistot. Časopis Automa, ISSN 1210-9592, číslo 7-8, str. 50-54, FCC Public s. r. o., Praha 2001. [39] Vdoleček, F. – Hajal, M.: Nejistoty v měření II: nejistoty přímých měření. Časopis Automa, ISSN 1210-9592, číslo 10, str. 52-56, FCC Public s. r. o., Praha 2001. [40] Vdoleček, F. - Palenčář, R. – Hajal, M.: Nejistoty v měření III: nejistoty nepřímých měření. Časopis Automa, ISSN 1210-9592, číslo 12, str. 28-33, FCC Public s. r. o., Praha

2001. [41] Vdoleček, F. - Palenčář, R. – Hajal, M.: Nejistoty v měření IV: nejistoty při kalibraci a ověřování. Časopis Automa, ISSN 1210-9592, číslo 4, str. 41-47, FCC Public s. r. o.,

Praha 2002. [42] Manz, P.-W.: Indiziertechnik an Verbrennungsmotoren – Vorlesungskonzept. Technische Universität in Braunschweig. kapitola 3 a 18. 2002. [43] Páv, K.: Nové přístupy k měření a vyhodnocování indikátorových diagramů. Disertační práce. Technická univerzita v Liberci, 2004. [44] Vávra, J. - Macek, J. - Takáts, M. – Čeřovský, Z.: Simple Tank-to-Wheels Analysis Tool for Future Vehicle Powertrains. Journal of KONES Internal Combustion Engines 2008.

díl 15, str. 525-534. ISSN 1231-4005, 2008. [45] Wikipedia The Free Encyclopedia, New European Driving Cycle. [cit. 2009-03-14]. Dostupné z WWW http://en.wikipedia.org/wiki/New_European_Driving_Cycle

- 67 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Další bibliografie [46] Holát, F. – Remek, B.: Pasivní odpory motorů. Výzkumná zpráva I-0-22-31/32-R1, ČVUT v Praze, Fakulta strojní, Praha 1970. [47] Holát, F. – Remek, B.: Určování ztrát při výměně obsahu válce. Výzkumná zpráva V71-12, ČVUT v Praze, Fakulta strojní, Praha 1971. [48] Taylor, Ch. F.: The Internal-Combustion Engine in Theory and Practice. Volume 1: Thermodynamics, Fluid flow, Performance. The M.I.T. Press, Cambridge, Massachusetts, ISBN 0-262-70026-3, 1985. [49] Patton, K. J. – Nitschke, R. G. – Heywood, J. B.: Development and Evaluation of a Performance and Efficiency Model for Spark-Ignition Engines. SAE Paper 890836,

SAW Trans., Vol. 98, str. 1441-1461, 1989. [50] Goenka, P. - Paranjpe, R. – Jeng, Y.: FLARE: An Integrated Software Package for Friction and Lubrication Analysis of Automotive Engines - Part I: Overview and Applications. SAE Technical Paper 920487, ISSN 0148-7191, SAE International 1992.

[51] Lin, S. – Patterson, D.: Piston-Ring Assembly Friction Modeling by Similarity Analysis. SAE Technical Paper 930794, ISSN 0148-7191, SAE International 1993.

[52] AVL: Engine indicating with piezoelectric transducers. Handbook AT0157E. AVL List GmbH, 1993. [53] Nozawaa, R. – Moritaa, Y. – Shimizu, M.: Effects of engine downsizing on friction losses and fuel economy. Tribology International, Volume 27, Issue 1, ISSN: 0301-679X,

Elsevier B.V., Pages 31-37, February 1994. [54] Nakada, M.: Trends in engine technology and tribology. Tribology International, Volume 27, Issue 1, ISSN: 0301-679X, Elsevier B.V., Pages 3-8, February 1994,. [55] Walter, T. – Brechbühl, S. – Gossweiler, Ch.: Pressure Indicating with Measuring Spark Plugs on a DI-Gasoline Engine – State of Technology. Kistler Instrumente AG,

Special Print 920-333e-09.04, dostupné z WWW: http://www.kistler.com/mediaaccess/enex/920-333e-09.04.pdf [56] An, F. – Stodolsky, F.: Modeling the Effect of Engine Assembly Mass on Engine Friction and Vehicle Fuel Economy. SAE Technical Paper 950988, ISSN 0148-7191,

SAE International 1995.

- 68 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. [57] Zakharov, S. – Zharov, E.: Modeling of the Engine Mechanical System Crankshaft, Its Bearings and Supports. SAE Technical Paper 970511, ISSN 0148-7191, SAE

International 1997. [58] Scales, L. – Davies, A. – Gwynllyw, D. – Li, X. – Phillips, T. – Williamson, B.: The Effect of Lubrication Rheology on the Performance of Dynamically Loaded Journal Bearings. SAE Technical Paper 973002, ISSN 0148-7191, SAE International 1997.

[59] Gabler, R. – Watson, H. – Rosenkranz, H.: Development of a Lubrication Model for the CMC Scotch Yoke Mechanism. SAE Technical Paper 980119, ISSN 0148-7191, SAE

International 1998. [60] Knopf, M. – Eiglmeier, C. – Merker, G. P.: Calculation of Unsteady Hydrodynamic Lubrication and Surface Contact at the Piston-Ring/Cylinder-Liner Interface. SAE

Paper 981402, SAE International, USA 1998. [61] Knopf, M. – Eiglmeier, C. – Merker, G.: Calculation of Unsteady Hydrodynamic Lubrication and Surface Contact at the Piston-Ring / Cylinder-Liner Interface. SAE

Technical Paper 981402, ISSN 0148-7191, SAE International 1998. [62] Coy, R.: Practical applications of lubrication models in engines. Tribology International Vol. 31, No. 10, ISSN: 0301-679X, Elsevier B.V., Pages 563–571, 1998,. [63] Priest, M. – Dowson, D. – Taylor, C.: Predictive wear modelling of lubricated piston rings in a diesel engine. Wear, Volume 231, Issue 1, ISSN: 0043-1648, Elsevier B.V.,

Pages 89-101, June 1999,. [64] Macek, J.: A Simplified Model of a Valve Gear with Friction. Sborník z XXX. mezinárodní konference. Praha: ČVUT, díl 1, str. 17-27. ISBN 80-01-01972-1, 1999. [65] Ganesan, V.: Internal Combustion Engines. Tata McGraw-Hill Publishing Ltd, New Delhi, ISBN 0070494576, 2004. [66] Tomanik, E.: Modelling of the Asperity Contact Area on Actual 3D Surfaces. SAE Technical Paper 2005-01-1864, ISSN 0148-7191, SAE International 2005. [67] Foxa, I. E.: Numerical evaluation of the potential for fuel economy improvement due to boundary friction reduction within heavy-duty diesel engines. Tribology

International, Volume 38, Issue 3, ISSN: 0301-679X, Elsevier B.V., Pages 265-275, March 2005.

- 69 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. [68] Kreidl, M.: Měření teploty – senzory a měřící obvody. ISBN 80-7300-145-4, BEN – technická literatura, Praha, 2005. [69] Hronza, J. – Bell, D.: A Lubrication and Oil Transport Model for Piston Rings Using a navier-Stokes Equiation with Surface Tension. SAE Technical Paper 2007-01-1053,

ISSN 0148-7191, SAE International 2007. [70] Shayler, P. – Allen, A. – Leong, D. – Pegg, I. – Brown, A. – Dumenil, J-C.: Characteristing Lubricating Oil Viscosity to Describe Effects on Engine Friction.

SAE Technical Paper 2007-01-1984, SAE International 2007. [71] McClure, F. – Tian, T.: A Simplified Piston Secondary Motion Model Considering the Dynamic and Static Deformation of Piston Skirt and Cylinder Bore in Internal Combustion Engine. SAE Technical Paper 2008-01-1612, ISSN 0148-7191, SAE

International 2008. [72] Kobayashi, M. – Tanabe, T. – Ushijima, K. – Aoyama, S.: A Lubrication Analysis of Multi Link VCR Engine Components using Mixed Elasto-Hydrodynamic Lubrication Theory Model. SAE Technical Paper 2009-01-1062, ISSN 0148-7191, SAE International

2009.

- 70 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

8 Přílohy Příloha 1 - empirický vzorec pro určení středního tlaku ztrát Příklad složitého empirického vzorce pro výpočet celkových mechanických ztrát zážehového motoru, převzato z [22]

- 71 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 2 - měřící stanoviště, spalovací motor a měřící technika V těžkých laboratořích ústavu automobilů, spalovacích motorů a kolejových vozidel (Pod Juliskou 4, Praha 6) bylo pro měření pasivních odporů spalovacích motorů v minulosti používáno

brzdové

stanoviště

v boxu

č.4

vybavené

stejnosměrným

dynamometrem

MEZ 1DS 736V. Tento dynamometr umí pracovat jak v motorickém tak generátorickém režimu, takže je vhodný pro měření jak na běžícím motoru tak pro měření pasivních odporů metodou protáčení. Brzdný výkon dynamometru je 90,3 kW. Box je vybaven odsáváním a přívodem elektrostaticky filtrovaného, ale jinak dále neupraveného venkovního vzduchu. Na stanovišti byl pouze ruční záznam měřených dat. Během doktorského studia byly autorem realizovány inovace vedoucí k vytvoření měřícího stanoviště blížícího se svou úrovní současným standardům. Hlavním cílem tedy bylo vytvořit systémem sběru dat do počítače, naprogramování software pro záznam a vyhodnocení těchto dat. Dalším neméně důležitým úkolem bylo vytvořit další systém sběru dat pro indikaci tlaku ve válci. Úpravy stanoviště byly spojené i s vytvořením určité automatizace měřícího stanoviště, systémem ochrana před nežádoucími provozními stavy a ovládání některých akčních členů (solenoidové ventily, spínače, atd.) z velínu stanoviště či automaticky pro vyšší bezpečnost a komfort obsluhy. Výběr hardware, měřící techniky, autorem naprogramovaného software a další úpravy stanoviště jsou popsané v příloze 4. Vzhledem k dlouhodobé spolupráci se Škoda Auto a.s. byl zvolen pro získání experimentálních dat tříválcový zážehový motor Škoda 1,2 HTP. Jedná se o slabší verzi (44 kW) tohoto tříválce se dvěma ventily na válec, další parametry viz tab. 8-1. Motor Vrtání/zdvih Počet válců: Zdvihový objem: Kompresní poměr Počet ventilů na válec Palivo Olejová náplň Chladící kapalina Jmenovitý výkon / při otáčkách Max. točivý moment / při otáčkách tab. 8-1 Parametry zkoušeného motoru

ŠKODA 1,2 HTP v.č. CHF037302 76,5/86,9 mm 3 1198 cm3 10,3 2 BA 95 EURO SUPER (ČSN EN 228) CASTROL 5W-30 viz příloha 3 Destilovaná voda+G12 44 kW / 5200 min-1 108 Nm / 3000 min-1

Standardní instalace jsou běžně realizovány pružným uložením motoru a spojením s dynamometrem pružnou spojkou. Byl proveden vlastní konstrukční návrh uchycení motoru za přírubu převodovky viz obr. 8-1 (vlevo). Jako pružná spojka byla zvolena spojka firmy Centa model - 72 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. CENTAFLEX A velikost 25 provedení GZ viz obr. 8-1 (vpravo), která vyhovuje jak z hlediska maximálních otáček tak z hlediska přenášeného točivého momentu. Tuhost byla ověřena výpočtem torzní soustavy.

obr. 8-1 Rám pro uchycení motoru a pružná spojka

Instalace motoru na brzdovém stanovišti je na obr. 8-2. Jak je na obrázku vidět, výfuková soustava motoru byla po zkušenostech z předchozích experimentů obalena izolačním materiálem Sibral z důvodu zamezení zvyšování teploty v měřícím boxu. Odvod spalin je následně do komínu. Výfuková soustava je stejná jako v automobilu Škoda Fabia. Pro chlazení byly použity dva ventilátory, které lze spínat pomocí reléové desky přímo z velínu tlačítkem v software pro sběr dat či automaticky dle teploty ve výfuku. Ventilátory ochlazují zejména katalyzátor a olejovou vanu podobně jako při jízdě vozidla po silnici. Jak již bylo uvedeno v úvodu kapitoly, pro specifické měření pasivních odporů resp. mechanické účinnosti za různých provozních podmínek, bylo nutné provést úpravy na chladícím a olejovém systému motoru. Protože měřící box nemá dostatečnou šířku, bylo nutné vložit mezi první a druhý výfukový tlumič koleno 90°, aby se výfuk do boxu vešel. Byl zachován jak průměr tak délka výfukového potrubí. Do tělesa katalyzátoru jsou našroubovány průchodky pro měření teploty termočlánkem typu K a pro odběr spalin před katalyzátorem. Ve výfukovém traktu za katalyzátorem jsou umístněné dva termočlánky typu K a odběr emisí. Na základě údajů z analyzátoru spalin před katalyzátorem se počítá součinitel přebytku vzduchu, který slouží pro vyhodnocení zákona hoření z indikátorových diagramů.

- 73 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Vzhledem k poměrně rozsáhlému měření úplné charakteristiky byl motor osazen velkým množstvím měřící techniky, která nebyla potřeba pro vlastní určení mechanických ztrát, ale komplexně doplňuje prováděná měření. Spotřeba paliva mFL_dig se měří palivovými váhami AVL 733S. Ty komunikují s počítačem pomocí sériové komunikace s vlastním protokolem. Byla měřena teplota paliva tFL v hadici před palivovou lištou a teplota nasávaného vzduchu na vstupu do motoru tOME a jeho relativní vlhkost RH. Kromě teplot byl měřen tlak za škrtící klapkou pk3 a barometrický tlak pBAR. Pomocí galvanických oddělovačů se snímají hodnoty napětí na škrtící klapce Klapka_V a

pedálu akcelerátoru UEPC_V. Tyto údaje ještě doplňuje on-line čtení a záznam dat z řídící jednotky pomocí systému VAG-COM. Měřící technika je uvedena v příloze 5 a popis měřených a zaznamenávaných veličin je v příloze 6. Váhový mechanismus dynamometru Spalovací motor 6 kW ohřívač chladící kapaliny Chladič umístněný v protékané studenou vodou

nádrži

Přídavné čerpadlo chladící kapaliny s uzavíracím ventilem Protiproudý deskový výměník pro chlazení oleje Odstředivé čerpadlo oleje Ventilátor Odporová topná tělesa pro ohřev oleje 2x 1,25 kW obr. 8-2 Motor na brzdovém stanovišti s příslušenstvím

- 74 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 3 - specifikace použitého motorového oleje Castrol 5W-30 Olej splňuje normy ACEA A3/B3, A3/B4, C3; VW 503 01, 504 00, 507 00; MB-Approval 229.51; BMW LL04. Kinematická Dynamická Dynamická viskozita viskozita viskozita 300 [°C] [mm2/s] [mPa.s] 275 300 256.81 10 250 195 166.28 15 225 160 135.91 20 200 100 84.29 30 175 65.3 54.61 40 150 42 34.85 50 125 29.8 24.53 60 100 23 18.78 70 75 18 14.58 80 50 14 11.25 90 25 11.6 9.24 100 0 9.6 7.59 110 0 20 40 60 80 100 120 140 8 6.27 120 Teplota oleje [°C] 6.8 5.28 130 6.25 4.84 135 5.8 4.47 140 5 3.82 150 tab. 8-2 Hodnoty kinematické a dynamické viskozity pro olej 5W-30

Dynamická viskozita [mPa.s]

Teplota

- 75 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 4 - software a hardware pro sběr dat Počítač pro sběr dat a software Počítač pro sběr dat byl vybaven měřící kartou firmy National Instruments model NI PCI6229. Tato karta má rychlost vzorkování 250 kS/s, 32 analogových vstupních kanálů, 4 analogově výstupní kanály a 48 digitálně vstupně-výstupních kanálů. Všechny vstupy a výstupy jsou rozdělené do dvou svorkovnic, z nichž je jedna umístněna přímo do měřícího boxu a druhá poblíž počítače ve velínu. Pro měření teplot byly zvoleny termoelektrické teploměry typu J a K. Tyto teploměry vyhovují jak rozsahem měřitelných teplot, dostatečnou přesností, cenou a i jednoduchým zapojením do sběru dat. K tomuto účelu byla využita multiplexerová karta Advantech PCLD-789D-AMP pro 16 termočlánků. Výhodou tohoto řešení je obsazení pouze 2 analogových vstupů a 4 digitálních výstupů pro měření až šestnácti teplot. Na multiplexerové kartě lze nastavit zesílení napěťového signálu z termoelektrických teploměrů na napětí vhodné pro čtení měřící kartou. Konkrétně byla nastavena hodnota zesílení 200. Karta je vybavena tzv. isotermickou svorkovnicí, která nahrazuje tzv. studený konec termočlánku v minulosti často realizovaný nádobou s vodou a ledem o konstantní teplotě 0°C. U isotermické svorkovnice je snímač teploty označený CJC (cold-junction compensation), který slouží pro výpočet teploty na měřeném konci termoelektrického teploměru. Napětí odpovídající teplotě CJC je měřeno na jednom analogově vstupním kanálu měřící karty. Na druhý kanál měřící karty je přivedeno zesílené napětí z jednoho termočlánku, přepnutí na konkrétní termočlánek je řízeno čtyřmi digitálními výstupy z měřící karty. Pro spínání různých i silových obvodů byla zakoupena reléová deska, která je ovládána digitálními výstupy měřící karty a umožňuje spínat proudy až 5A při síťovém napětí 230V. Pro fungování měřící karty bylo nutné vytvořit vhodný měřící software. Bylo zvoleno prostřední LabVIEW verze 8.5, které je od stejného výrobce jako použitý hardware, takže odpadají případné problémy se vzájemnou kompatibilitou. Software byl během doktorského studia postupně vyvíjen a jeho vývoj i nadále pokračuje. Poslední verze nazvaná DAQ-v094.vi je vidět v této kapitole od str. 79. Software je koncipován do čtyř záložek, v první lze sledovat okamžité měřené hodnoty, další záložka umožňuje sledovat vývoj měřených veličin v grafech, následuje záložka, která zobrazuje v tabulce naměřená data a poslední záložka slouží pro nastavení změny ukládacího souboru. Z hlediska grafického zpracování je hlavní záložka rozdělena do jednotlivých barevně oddělených oblastí, které zobrazují teploty, hodnoty emisí z analyzátorů spalin, komunikaci s palivovými váhami, atd. Jak se vyvíjel hardware na zkušebně, tak se vyvíjel i software. V poslední

- 76 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. verzi umí software kromě sběru dat komunikovat po rozhraní TCP/IP se dvěma analyzátory spalin a barometrem. Dále komunikuje po rozhraní RS-232 s palivovými váhami, řídící jednotkou motoru, druhým analyzátorem spalin a indikačním počítačem. Digitální výstupy měřící karty slouží kromě přepínání termočlánků na výstup multiplexeru také k ovládání reléové desky, která spíná buď přímo nebo přes stykače ventilátory, čerpadlo či ohřívací tělesa. Při požadavku obsluhy o uložení měřeného bodu posílá příkaz k indikaci tlaku ve válci indikačnímu počítači. Současně připojuje informaci o součiniteli přebytku vzduchu, okamžité hmotnosti náplně ve válci, množství CO ve výfukových plynech a pořadovém čísle záznamu, které se připojí do názvu souboru se záznamem indikace pro snadné přiřazení ostatním naměřeným veličinám. Kromě základní funkce, tedy sběr dat slouží software k hlídání provozního stavu. Pro všechny teploty lze v externím souboru nastavit mezní hodnoty. Dle těchto hodnot se mění barva sloupcových indikátorů. Pokud některá z teplot přesáhne horní mez, je vypsáno chybové hlášení a v případě závažných teplot, jako je teplota vody či oleje, se spustí zvukový alarm. Řídící a indikační počítač Druhý počítač byl vybaven rychlou měřící kartou NI PCI-6251, která má 16 analogových vstupních kanálů, 2 kanály výstupní a 24 digitálních vstupně-výstupních kanálů.. Maximální rychlost vzorkování na jednom kanále je 1,2 MS/s. Tento počítač je určen zejména pro záznam indikovaného tlaku ve válci. Kromě této primární funkce se používá na řízení otáček dynamometru. Byla provedena úprava ovládacího pultu dynamometru, kde byl přidán přepínač, který odpojuje ručně ovládaný potenciometr a připojuje výstupní napětí z analogového výstupu karty. Tato úprava výrazně urychlila autorovi nastavování otáček dynamometru a umožnila provoz dynamometru v automatickém režimu na základě softwarového řízení. Digitální výstupy měřící karty slouží k ovládání reléové desky. Tímto počítačem se spíná zapalování a jeden z chladících ventilátorů. Digitální výstupy slouží dále k ovládání krokového motorku, který ovládá pedál akcelerátoru. Software na tomto počítači je napsán ve starším vývojovém prostředí TestPoint v.5.0. Tento software je pouze autorem upraven pro konkrétní aplikaci, jinak vychází ze software Prof. Takátse [29]. Počítač komunikuje s akvizičním počítačem pomocí rozhraní RS-232, od kterého přijímá příkaz k indikaci tlaku a měřená data, která se ukládají do indikačních souborů.

- 77 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. V počítači je také speciální digitálně vstupní karta s frekvencí 50 MHz určená k zaznamenávání signálu z Halova snímače, který je umístněn na setrvačníku motoru a zaznamenává průchod zubů setrvačníku. Na základě vyhodnocení záznamu lze identifikovat nerovnoměrnost chodu motoru a porovnávat ji s výsledky matematického modelu. Logické uspořádání měřících míst z hlediska zapojení do sběru dat je přehledně zobrazeno na obr. 8-3. Fyzikální veličina

Mux1-Cjc_V tDYN [°C] tFl [°C] tOIL [°C] tW2 [°C] tW3 [°C] tWI [°C] tWO [°C] tCO1 [°C] tCO2 [°C] tCO2_C tOIL1 [°C] tOIL2 [°C] tOIL3 [°C] pK3-dup_kPa pK3abs_kPa pOIL_kPa klapka_V UEPC_V Mt_Nm

Převod na el. veličinu

Úprava el. signálu

Termistorový snímač teploty

B

Typ vstupu DAQ

Zpravování on-line Výpočet podle kalibrační křivky termistoru

Výpočet podle kalibrační křivky termočlánku s kompenzací na teplotu studeného konce

Termočlánek typ J (FeKo) Zesilovač Analogové napětí

Termočlánek typ K (Ch-A)

Převodník tlak-napětí

B

B

Galv. odd.

Potenciometr na hřídelce ručičky váhy

Pt100 tOME_C Kapacitní polymerní snímač RH_proc RPM [min-1] Hallův snímač Převodník tlak-napětí Pbar [torr] mFL_dig [kg/h] Palivové váhy NDIR COh [ppm] NDIR CO2h [%] NDIR HCh [ppm] CLD NOxh [ppm] R1a R1b R1c R1d R2a R2b Sériové snímače veličin na motoru R2c R2d R3a R3b R3c R3d

Výpočet podle kalibrační křivky termočlánku s kompenzací na teplotu studeného konce

Přepočet na hodnotu tlaku

B

Přepočet na hodnotu točivého momentu dle kalibrační křivky

Vestavěný převodník 0-1V

Přepočet na teplotu Přepočet na relativní vlhkost Prům. otáčky (ze 125 značek)

Komparace na TTL

B Vlastní CPU

Čítač karty Modbus TCP/IP RS-232

Analogové Vlastní CPU centrální jednotky napětí z cRIO do DAQ přes sestavy analyzátorů TCP/IP spalin

Řídící jednotka motoru

obr. 8-3 Logické uspořádání měřících míst

- 78 -

RS-232

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Záložka Hodnoty

Záložka Graf

Záložka Tabulky

Záložka Nastavení

obr. 8-4 Software pro sběr dat DAQ-v094 (LabVIEW 8.5)

- 79 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Hlavní smyčka Komunikace s palivovými váhami Samostatné

smyčky

komunikace s: - indikačním počítačem - se systémem VAG-COM - analyzátorem spalin - panelovými přístroji - barometrem

obr. 8-5 Blokový diagram softwaru pro sběr dat DAQ-v094

Blokový diagram na následujícím obr. 8-6 zobrazuje princip čtení analogových kanálů včetně přepínání multiplexeru. Potřebný čas pro čtení je v prostředním sloupci na žlutém podkladě. Jedná se o orientační hodnoty odpovídající této konfiguraci tj. 16 analogových kanálů a 5 termočlánků. Počet kanálů a termočlánků při měření pro tuto práci byl jiný. Záznam každého kanálu probíhá tak, že je frekvencí 1000 Hz zaznamenáno 20 hodnot, což odpovídá času měření právě 1/50 s. Cílem je eliminace případného rušení od síťového napájení, kde je frekvence právě 50 Hz, takže po dobu záznamu proběhne v síti právě jedna perioda. Záznam po dobu 0,1 s není nutné do úhrnu uvažovat, protože se jedná o záložní systém snímání otáček, v současnosti se využívá Halův snímač na zubech setrvačníku, jehož upravený výstup na logiku TTL je zaznamenáván čítačem měřící karty v samostatné měřící smyčce.

- 80 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Na základě hodnoty na čtyř digitálních výstupech měřící karty se přepne multiplexer na požadovaný termočlánek a provede se čtení 20 vzorků s frekvencí 1000 Hz. Postupně se přepínají a čtou všechny zapojené termočlánky. Pokud čas od startu akvizice nedosáhl nastavený interval (obvykle jednu sekundu), tak se hodnoty uloží do paměti a měření se opakuje. Pokud je čas meziřádkového intervalu nastaven na jednu sekundu, tak se měření na všech kanálech provede 3x. Pokud je již času dosaženo, měřené hodnoty se zprůměrují a uloží do AUT tabulky a souboru *.AUT. Čas se vynuluje a měření pokračuje od začátku.

obr. 8-6 Princip snímání analogových veličin v software pro sběr dat

Pro vyhodnocení slouží zkrácený záznam s označením SHA. Při stlačení tlačítka pro zápis v okamžiku požadavku na uložení se z tabulky AUT uloží z každého sloupce průměrná hodnota. Doba průměrování lze opět volit, obvykle je nastaveno posledních 5 sekund měření.

- 81 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 5 - použitá měřící technika TRVALÉ VYBAVENÍ OBECNĚ Dynamometr

Ventilátor

Měřící karta Měřící karta 2x Multiplexer

Spotřeboměr

Otáčkoměr

Software MĚŘENÍ TEPLOTY OBECNĚ Snímač teploty a relativní vlhkosti vzduchu

OZNAČENÍ

MEZ 1DS 736V

v.č.

PŘESNOST A POPIS Motorický režim 84 kW/7000min-1; generátorický režim 95.5 kW/7000 min-1. Kalibrace váhy 21.2.2008.

816796

Janka Radotín a.s. RNH 250 20106735/FAN0 PM POL 5 013/06/1 RAM / 301145 NI PCI-6251, M SERIES NI PCI-6229, M SERIES DAQ Advantech PCLD-789DAMP

AVL 733S.18 rev 03

KOTLÍN MC012KMI15/4 NI LabVIEW 8.5 a CEC TestPoint 5.0 OZNAČENÍ

OMEGA HX93/DACRP1-C

HA4678677 HA5748079

32 Analog inputs, 48 digital I/O, 4 analog outputs Analogový multiplexer se zesilovačem pro 16 termočlánků. Nejistota měření okamžité hodnoty U=0,1%MH+0,02%MH+0,08k g/h. Nejistota intervalového měření (30s) U=0,1%MH+0,011kg/h.MH= měřená hodnota. Digitální a analogový přenosem signálu do měřícího PC

2633

00595

Halův snímač zubů setrvačníku

-

Vlastní měřící, řídící, indikační a vyhodnocovací aplikace.

v.č.

PŘESNOST A POPIS

041002

teplotní snímač PT100 (20÷75±0,6 °C); relativní vlhkost (20¸80±2,5%; do 20 a nad 80±3,1%).

- 82 -

Točivý moment motoru

Ofukuje motor ze strany katalyzátoru. 16 Analog inputs, 24 digital I/O, 2 analog outputs, indikace tlaku a řízení dynamometru.

-

VELIČINA

Okamžitá spotřeba paliva

Otáčky motoru

VELIČINA Teplota nasávaného vzduchu a relativní vlhkost nasávaného vzduchu

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Termočláneky typu J

Termočlánky typu K

OMEGA JTSS-18U-3

OMEGA KMQXL125U-6

MĚŘENÍ TLAKU OBECNĚ

OZNAČENÍ JSP DMP 331 JSP DMP 331 110-X102-3-3-100..0 kPa 100-800-1-006 JSP DMD 331 JSP DMD 331 730-C-1001-30..100 kPa 8-100-800-1000 JSP DMP 331JSP DMP 110-6001-1-33310..600 kPa 100-700-1-000 COMET Barometr T2514 MĚŘENÍ NAPĚTÍ OBECNĚ OZNAČENÍ Galvanický oddělovač Galvanický oddělovač INDIKACE OBECNĚ OZNAČENÍ

prům. 3,2mm, délka 3“, nerez, Teplota oleje neuzemněný, kabel s mini a chladicí konektorem kapaliny

-

-

prům.3,2mm, délka 6“, OMEGACLAD ®, neuzemněný s mini konektorem

v.č.

PŘESNOST A POPIS

0279033

VELIČINA Tlak za přesnost ≤±1 % z HMR (s škrtící teplotní kompenzací -20..50°C) klapkou

0334498

přesnost ≤±1 % z HMR (bez teplotní kompenzace)

Podtlak za škrtící klapkou

1322615

přesnost ≤±0,35 % z HMR

Tlak oleje v kanálu

07960848

Nejistota měření 0,28 hPa; IP 147.32.106.63

v.č.

PŘESNOST A POPIS

2411138

Galvanický oddělovač napětí

2507050

Galvanický oddělovač napětí

v.č.

PŘESNOST A POPIS

Indikační svíčka

AVL GU13Z24

4133

15.8 pC/bar

Indikační svíčka

KISTLER 6117BFD47

1470683

0..150 - 16,53 pC/bar; 0..50 16,33 pC/bar

Zesilovač náboje Triger Konvertor pulzů

AVL PIEZO AMPLIFIER A03 AVL Angle Encoder 365CC AVL Pulse Multiplier 365Z01M

Teplota výfukových plynů před a za katalyzátore m

-

720 značek na otáčku

-

Interpolace na 1800 značek na otáčku - 83 -

VELIČINA

VELIČINA Ověřovací měření tlaku ve válci Indikace tlaku v 1. válci

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

HORIBA MEXA-1440 AFM

OZNAČENÍ

v.č.

PŘESNOST A POPIS

CO

-

0-3% / 0-10%

CO2

-

0-15%

HC

-

0-1000 ppm kalibrováno CH3

NOx

-

0-5000 ppm / 0-1000 ppm

- 84 -

VELIČINA Měření emisí před katalyzátorem

EMISE OBECNĚ

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 6 - popis hlavičky naměřených dat Označení Cas [s] RPM [min-1] Mux1-Temp_V mFL_kgh-1 Mux2-Cjc_V pKKM_kPa tOME_C RH_proc UEPC_V IMEP_Bar Mux1-Cjc_V pK3-dup_kPa tCO2_C klapka_V Mux2-Temp_V pK3abs_kPa Mt_Nm pOIL_kPa tW3 [°C]

Jednotka s min-1 V kg.h-1 V kPa °C % V Bar V kPa °C V V kPa Nm kPa °C

tDYN [°C] tCO1 [°C] tFl [°C] tOIL [°C] tWO [°C] tWI [°C] tW2 [°C] tOIL1 [°C] tOIL2 [°C] tCO2 [°C] tOIL3 [°C] Pbar [torr] mFL_dig [kg/h] Skupina R1 R1a R1b R1c R1d Skupina R2 R2a R2b R2c R2d Skupina R3

°C °C °C °C °C °C °C °C °C °C °C torr kg.h-1 min-1 mbar % ° min-1 V °C °C -

Význam

Čas měření Otáčky motoru Multiplexer 1 Aktuální spotřeba paliva (analogový údaj) Multiplexer2 - teplota isotermické svorkovnice Teplota nasávaného vzduchu do motoru na vstupu do sání Relativní vlhkost vzduchu do motoru na vstupu do sání Napětí na pedálu akcelerátoru Okamžitá hodnota indikovaného tlaku Multiplexer1 - teplota isotermické svorkovnice Podtlak za škrtící klapkou Teplota výfukovýh plynů za katalyzátorem Napětí na škrtící klapce Multiplexer 2 Tlak za škrtící klapkou Točivý moment motoru Tlak oleje v hlavním kanále v místě baroskopu Teplota vody na výstupu ohřívače (místo výměníku topení) Teplota v prostoru reversibilního váhového mechanismu dynamometru Teplota výfukovýh plynů před katalyzátorem Teplota paliva v hadici před palivovou lištou Teplota oleje ve vaně motoru Teplota vody na výstupu z motoru směrem do chladiče Teplota vody na vstupu do motoru z chladiče Teplota vody z motoru do ohřívače (místo výměníku topení) Teplota oleje na výstupu 1. ohřívače Teplota oleje na vstupu 2. ohřívače Teplota výfukovýh plynů za katalyzátorem Teplota oleje na výstupu výměníku Barometrický tlak Aktuální spotřeba paliva (digitální údaj) VAG-COM - číslo skupiny 1. řádek Otáčky motoru Tlak v sacím modulu Otevření škrtící klapky Předstih zážehu VAG-COM - číslo skupiny 2. řádek Otáčky motoru Napětí na akumulátoru Teplota chladící kapaliny v motoru Teplota nasávaného vzduchu v sacím modulu VAG-COM - číslo skupiny 3. řádek - 85 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. R3a R3b R3c R3d CO2 [%] CH4 [ppm] O2 [%] CO [ppm] NO [ppm] CO2a [%] CH4a [ppm] O2a [%] COa [ppm] NOa [ppm] NO2a [ppm] COh [ppm] CO2h [%] HCh [ppm] NOxh [ppm] lambdah [-]

min-1 % ms mbar % ppm % ppm ppm % ppm % ppm ppm ppm

Otáčky motoru Doba otevření vstřikovacích ventilů Tlak v sacím modulu

-

-

ppm %

Emise před katalyzátorem

ppm ppm

EXT Mt_ISO [Nm] P_Iso [kW] P [kW] BSFC [g/kW/h] k_iso [-] pe [bar] m_cyl [g] ni_mech [%] LamB [-] HC EGR bmep CA2 CA5 CA50 CA90 CA95 QEXH

Nm kW kW g.kW-1.h-1 Bar g % ppm % kPa ° na klice ° na klice ° na klice ° na klice ° na klice -

mCYL lM QPHC imep COVi

g kPa -

Číslo řádku ve zkráceném záznamu (*.sha) Točivý moment motoru korigovaný dle ISO Výkon motoru korigovaný dle ISO Výkon motoru Měrná spotřeba paliva Korekce ISO Střední efektivní tlak Hmotnostní náplň válce vypočtená ze spotřeby, lambdy a otáček Okamžitá mechanická účinnost motoru pe/IMEP Součinitel přebytku vzduchu z emisí před katalyzátorem Odhad nespálených uhlovodíků Střední efektivní tlak Poloha na klikové hřídeli pro vývin 2% tepla (HÚ = 0°) Poloha na klikové hřídeli pro vývin 5% tepla (HÚ = 0°) Poloha na klikové hřídeli pro vývin 50% tepla (HÚ = 0°) Poloha na klikové hřídeli pro vývin 90% tepla (HÚ = 0°) Poloha na klikové hřídeli pro vývin 95% tepla (HÚ = 0°) Hmotnostní náplň válce pro vyhodnocení indikátorových diagramů Indikovaný tlak - 86 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. pCyA pMAX TMAX Xamp KIa eta [%] fmep [kPa]

bar K % kPa

Maximální spalovací tlak Maximální teplota Mechanická účinnost bmep/imep Ztrátový tlak

- 87 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 7 - ověření rovnoměrnosti spalování KISTLER 1. válec AVL 3. válec

IMEP - 1. válec KISTLER 16.3 pC/bar, 3. válec AVL 15.4 pC/bar

1200 1100 1000 900

1057

1050

946

920

953

930

958

930

890

894 747

724

782

400

880

500

923

1125

600

1090

700

764

IMEP [kPa]

800

463

455

200

449

449

300

100 0 RPM [min-1]

1500

2500

1500

2500

2500

2500

2500

2500

1500

1500

2500

obr. 8-7 Porovnání středního indikovaného tlaku v 1. a 3. válci AVL 1. válec KISTLER 3. válec

IMEP - 1. válec AVL 15.4 pC/bar, 3. válec KISTLER 16.3 pC/bar

1300 1200 1100 1000 900

1042 1074

2500

439 444

100

194 189

267 269

200

522 528

3500

1045 1067

1117 1136

1064 1104

2500

726 732

1500

606 616

300

704 726

400

750 770

500

917 952

600

1145 1181

700

902 929

IMEP [kPa]

800

0 1500 RPM [min-1]

2500

3500

4500

4500

1500

obr. 8-8 Porovnání středního indikovaného tlaku v 1. a 3. válci

- 88 -

1500

2500

2500

5000

1500

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. KISTLER 1. válec AVL 2. válec

IMEP - 1. válec KISTLER 16.3 pC/bar, 2. válec AVL 15.4 pC/bar

1300 1200 1100 1000 900

400

1132

957

901

987

924

500

1089

1119

1185

600

1149

700 1206

IMEP [kPa]

800

300

194

100

203

200

0 RPM [min-1] 3500

4500

5000

5200

2500

850

obr. 8-9 Porovnání středního indikovaného tlaku v 1. a 2. válci

KISTLER 1. válec AVL 2. válec

IMEP - 1. válec KISTLER 16.3 pC/bar, 2. válec AVL 15.4 pC/bar

1200 1100 1000 900

1020

500

1090

600

1047

700 1117

IMEP [kPa]

800

200

525

442

453

300

535

400

100 0 RPM [min-1]

2500

1500

1500

obr. 8-10 Porovnání středního indikovaného tlaku v 1. a 2. válci

- 89 -

2500

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Na výše uvedených obr. 8-7 až obr. 8-10 je porovnán střední indikovaný tlak měřený současně ve dvou válcích. Použity byly indikační svíčky Kistler a AVL. Z grafů je zřejmé, že se svíčkou od firmy AVL se naměří ve většině případů nižší hodnoty než se svíčkou Kistler. Důvodem je zřejmě skutečnost, že indikační svíčka AVL má kratší závit a tedy celé jiskřiště od polohy u sériové svíčky posunuto o 3mm blíž ke stěně. Na obr. 8-11 je uvedena procentuální odchylka mezi hodnotami měřenými svíčkou AVL vůči svíčce KISTLER pro všechny měřené režimy. Je evidentní, že v téměř všech případech se naměří svíčkou AVL hodnoty nižší o cca 1 až 3% než svíčkou Kistler. Pro čtyři režimy byla naměřena vyšší hodnota IMEP svíčkou AVL. Důvod by bylo nutno podrobněji analyzovat a provést opakované měření. Pro tento okamžik budou tyto ojedinělé odchylky přisouzeny náhodnému vlivu. Vzhledem k faktu, že byly proměřovány různé kombinace svíček ve válcích pro různé hodnoty IMEP, lze tvrdit, že rozdíl v indikovaném tlaku mezi jednotlivými válci je minimální (odhadovaná odchylka do 1%) a tudíž lze pro měření mechanických ztrát motoru indikovat pouze v jednom válci a uvažovat že hodnota indikovaného tlaku je stejná pro všechny válce. Správný postup by bylo indikovat všechny tři válce, nicméně není k dispozici potřebná aparatura.

Procentuální odchylka mezi hodnotami měřenými svíčkou AVL vůči svíčce Kistler

6.8

7

6.2

6 5

4.6

3

2.6

2 1

-1.6

-2 -3 -4

-2.4 -2.9

-3.1

-3.1

-2.6 -2.4

-1.7

-3.0 -2.9

-3.6

-3.0 -3.7

194

901

1149

924

189

1119

-1.5

-1.7

-2.1 -2.6

1206

269

1074

528

444

1067

1136

1181

616

732

952

929

726

1104

-0.7 -1.1-1.1

-1.6

-1.9 -2.4

-2.7

770

-0.8 -1.7

-2.3

535

453

1047

463

-0.7

1117

449

1057

946

-1

1125

953

958

923

894

0.0

747

0

782

Odchylka AVL vs. Kistler [%]

4

-3.0

-2.7

-3.6

IMEP [kPa]

obr. 8-11 Procentuální odchylka hodnot IMEP měřených svíčkou AVL vůči svíčce KISTLER

- 90 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 8 - indikace-určení HÚ 25

TDC -1°

10 7.5

25

5

2.5

2.5

1 0.75

1 0.75 10

25

25

50

75 100 logX [mm]

log pCyl [bar]

5

0.5

1 0.75

1 0.75

log pCyl [bar]

25

50

50

75 100 logX [mm]

75 100 logX [mm]

TDC +1°

5 2.5

10

25

10 7.5

2.5

0.5

10

25

TDC +0.5°

10 7.5

TDC -0.5°

10 7.5

5

0.5

log pCyl [bar]

log pCyl [bar]

log pCyl [bar]

1500 min-1, plně otevřená škrtící klapka, protáčení

0.5

10

25

50

75 100 logX [mm]

25

10 7.5

5

2.5

1 0.75

0.5 10

25

50

75

100 logX [mm]

obr. 8-12 Vliv posunu horní úvrati (nahoře) vůči referenční (dole) při protáčení při 1500 min-1

- 91 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

25

TDC -1°

10 7.5

25

5

2.5

2.5

1 0.75

1 0.75 10

25

25

50

75 100 logX [mm]

log pCyl [bar]

5

0.5

1 0.75

1 0.75

log pCyl [bar]

25

50

50

75 100 logX [mm]

75 100 logX [mm]

TDC +1°

5 2.5

10

25

10 7.5

2.5

0.5

10

25

TDC +0.5°

10 7.5

TDC -0.5°

10 7.5

5

0.5

log pCyl [bar]

log pCyl [bar]

log pCyl [bar]

4500 min-1, plně otevřená škrtící klapka, protáčení

0.5

10

25

50

75 100 logX [mm]

25

10 7.5

5

2.5

1 0.75

0.5 10

25

50

75

100 logX [mm]

obr. 8-13 Vliv posunu horní úvrati (nahoře) vůči referenční (dole) při protáčení při 4500 min-1

- 92 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Ověření správnosti určení horní úvrati probíhalo dle vyhodnocení zákonu hoření, viz obr. 8-14 a další. Zobrazeny jsou otáčky 1500 a 4500 při plném a částečném zatížení. Červená křivka je celkový vývin tepla, modrá je teplo odvedené do stěn (výpočet dle Eichelberga) a černá křivka je rozdíl mezi výše zmiňovanými. Zelená křivka je pak derivace celkového vývinu tepla, tedy rychlost vývinu tepla. Pro lepší posouzení jsou vynesené počátky a konce zákonu hoření ve zvětšeném měřítku. Jsou vyneseny tři sloupce pro nastavenou pozici horní úvratě a pro posunutou o ±1°. Z hlediska celkového vývinu tepla se posuzuje zejména tvar čáry celkového vývinu tepla před vlastním zážehem směsi, kde je požadavek, aby hodnota byla nulová. Při špatně zadané poloze horní úvrati může být jedním z příznaků záporná či kladná odchylky. Další subjektivně posuzovaný parametr tvaru souvisí s dohoříváním. Zde je nežádoucí, aby křivka měla po dosažení 100% klesající charakter před otevřením výfukového ventilu. K posouzení vyhodnocených průběhů vývinu tepla je nutná určitá zkušenost, protože se jedná zejména o subjektivní vyhodnocení.

- 93 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 1500 min-1, IMEP=1075 kPa, 1500 min-1, IMEP=1110 kPa, 1500 min-1, IMEP=1039 kPa, referenční HÚ

referenční HÚ-1°

referenční HÚ+1°

obr. 8-14 Porovnání změny horní úvrati vůči referenční o ±1° (1500 min-1, plné zatížení)

Pro plné zatížení (obr. 8-14) při 1500 min-1 je zřejmé, že posun horní úvrati o -1°vede logicky k nárůstu indikovaného tlaku a maxima rychlosti vývinu tepla (zelená křivka), což má za následek menší podíl dohořívá v pozdější části expansního zdvihu (směrnice červené čáry v rozmezí 50-140° za HÚ).

- 94 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 4500 min-1, IMEP=1131 kPa, 4500 min-1, IMEP=1177 kPa, 4500 min-1, IMEP=1084 kPa, referenční HÚ

referenční HÚ -1°

referenční HÚ +1°

obr. 8-15 Porovnání změny horní úvrati vůči referenční o ±1° (4500 min-1, plné zatížení)

Na obr. 8-15 je vidět vliv posunu horní úvrati na počáteční fázi vývinu tepla. Zatímco pro referenční hodnotu HÚ má červená křivka nulovou směrnici, tak pro posun úvrati se její směrnice mění mírně na kladnou resp. zápornou. Posun úvrati o -1° je evidentně špatně, protože maximum vývinu tepla se dosáhne při cca 60° za HÚ a pak celkový vývin tepla klesá.

- 95 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 1500 min-1, IMEP=351 kPa, 1500 min-1, IMEP=372 kPa, 1500 min-1, IMEP=330 kPa, referenční HÚ

referenční HÚ -1°

referenční HÚ +1°

obr. 8-16 Porovnání změny horní úvrati vůči referenční o ±1° (1500 min-1, částečné zatížení, UEPC = 0,840V)

I přestože zarušený záznam tlaku ovlivnil počátek vyhodnocení, tak je vidět, že referenční hodnota vývinu tlaku je nejlepší. Stejně jako v předchozím případě pro posun HÚ o -1° dochází v oblasti komprese před zážehem ke změně směrnice křivky celkového vývinu tepla na zápornou hodnotu a naopak pro posun HÚ o +1°dochází k mírném zvýšení směrnice. U nízkého zatížení lze předpokládat dohořívání v expanzi, což je vidět jak pro referenční tak pro posun o +1°.

- 96 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. 4500 min-1, IMEP=424 kPa, 4500 min-1, IMEP=447 kPa, 4500 min-1, IMEP=401 kPa, referenční HÚ

referenční HÚ -1°

referenční HÚ +1°

obr. 8-17 Porovnání změny horní úvrati vůči referenční o ±1° (4500 min-1, částečné zatížení, UEPC = 1,000V)

Pro nízké zatížení ve vysokých otáčkách lze předpokládat dohořívání paliva v expansi, což je vidět opět pro referenční hodnotu HÚ a pro posunutou HÚ o +1°. Posun o -1°nevykazuje již téměř žádné dohořívání paliva.

- 97 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 9 - ztrátový tlak v závislosti na teplotě oleje

fmep [kPa]

Napětí na Napětí na Otevření Maximální Otevření pedálu pedálu Otáčky škrtící škrtící střední Otáčky [min-1] akcelerátoru klapky klapky efektivní [min-1] akcelerátoru [V] [V] [%] [%] tlak [kPa] 1500 2.250 100 1025 3500 2.250 100 1500 1.100 22,7 867 3500 1.170 29,8 1500 1.000 16,3 745 3500 1.100 24,7 1500 0.900 11 511 3500 1.000 18,8 1500 0.840 8,6 315 3500 0.900 14,5 1500 0.800 7,1 227 4500 2.250 100 2500 2.250 100 1072 4500 1.170 31,8 2500 1.100 32,2 858 4500 1.100 25,7 2500 1.000 21 710 4500 1.000 19,8 2500 0.900 14,4 392 4500 0.960 17,6 2500 0.840 10,6 198 tab. 8-3 Režimy motoru, ve kterých byly měřeny mechanické ztráty 115

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 1500 [min-1] UEPC 2.25 [V]

Maximální střední efektivní tlak [kPa] 1102 860 663 433 210 980 708 517 314 216

Soubor: 1500U2250.shj

112.7

eta [%] max: 93.03 min: 90.04 fmep [kPa] max: 112.729 min: 73.166 IMEP [kPa] max: 1132 min: 1049 BMEP [kPa] max: 1024.88 min: 973.432 tOIL [°C] max.: 109.075 min.: 17

110

115

104.6

105 100

70

97.3 95.6 94.1

94.1 92.0

93.4 93.1 91.8

90

90.9

90.0

88.0

89.2 86.9

85.9

86.4 84.9

85

83.8 84.3 82.1

80

75.1

75 70

83.6 82.1 82.0 81.8 81.8 80.9 79.5 79.1 78.9 79.0 78.7 78.0 77.7 77.7 75.5 73.2

0

20

40

60

80

100

120 tOIL [°C]

obr. 8-18 Otáčky 1500 min-1, klapka otevřena na 100 %

- 98 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

95

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

105

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 1500 [min-1] UEPC 1.1 [V]

Soubor: 1500U1100.shj eta [%] max: 92.50 min: 88.63 fmep [kPa] max: 101.993 min: 69.857 IMEP [kPa] max: 943 min: 897 BMEP [kPa] max: 866.933 min: 795.007 tOIL [°C] max.: 107.125 min.: 18.32 Otevření škrtící klapky: 22.7 [%]

102.0 101.3 99.6 98.7

100

96.4

105

95 92.3 90.3

90

65 88.4 87.1 85.9

85 81.9

81.3 80.0

80

79.5 76.6

75.7

75

76.1

74.5 74.1 74.2 71.3

70

65

0

20

40

60

74.2

74.0 73.0 72.2 71.2 71.1 69.9

73.9 72.3

80

100

120 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

82.6

fmep [kPa]

obr. 8-19 Otáčky 1500 min-1, klapka otevřena na 22,7 %

95

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 1500 [min-1] UEPC 1 [V]

Soubor: 1500U1000.shj eta [%] max: 93.09 min: 88.22 fmep [kPa] max: 92.465 min: 55.025 IMEP [kPa] max: 805 min: 777 BMEP [kPa] max: 745.423 min: 692.535 tOIL [°C] max.: 107.225 min.: 22.42 Otevření škrtící klapky: 16.3 [%]

92.5

90 86.4

85

95

84.2 81.9

55

80 76.3

75

74.1 73.8 70.4

70

70.1 68.8

69.5 68.4

69.4 68.0

63.5 60.6 60.0

60

60.0

60.9 60.3 59.5

59.6 56.6

55

55.0

20

40

60

80

100

120 tOIL [°C]

obr. 8-20 Otáčky 1500 min-1, klapka otevřena na 16,3 %

- 99 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

65.7

65

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

90

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 1500 [min-1] UEPC 0.9 [V]

Soubor: 1500U0900.shj

87.9

eta [%] max: 91.86 min: 84.55 fmep [kPa] max: 87.932 min: 45.314 IMEP [kPa] max: 569 min: 551 BMEP [kPa] max: 511.686 min: 481.068 tOIL [°C] max.: 105.875 min.: 19.5 Otevření škrtící klapky: 11 [%]

82.9 81.9 81.9 79.679.3 78.1

80

90

75.6 75.2 71.6

70

40

69.0 68.8 67.1 66.8 65.2 63.4 62.4

60

59.5 58.6 54.5 54.3

55.6 54.3 50.5

49.6 49.4 49.4 49.3 48.3

50

48.4

46.5

40

0

20

40

60

80

45.3

100

120 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

55.5

fmep [kPa]

obr. 8-21 Otáčky 1500 min-1, klapka otevřena na 11%

90

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 1500 [min-1] UEPC 0.84 [V]

Soubor: 1500U0840.shj eta [%] max: 89.53 min: 79.28 fmep [kPa] max: 80.386 min: 36.551 IMEP [kPa] max: 389 min: 349 BMEP [kPa] max: 315.376 min: 299.317 tOIL [°C] max.: 105.05 min.: 21.5 Otevření škrtící klapky: 8.6 [%]

80.4

80

76.3 73.6

74.7

70.7 69.769.8 68.067.4

70

90

30 64.7 61.6

60

60.2 57.2

56.2 51.2 49.5

50

43.4

40

39.4

42.6 40.6 40.5 38.5 36.6

30

20

40

60

80

100

120 tOIL [°C]

obr. 8-22 Otáčky 1500 min-1, klapka otevřena na 8,6%

- 100 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

47.7 46.246.5 45.5 45.4

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

90

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 1500 [min-1] UEPC 0.8 [V]

Soubor: 1500U0800.shj

87.5

80

eta [%] max: 84.70 min: 71.59 fmep [kPa] max: 87.491 min: 40.998 IMEP [kPa] max: 308 min: 268 BMEP [kPa] max: 227.118 min: 212.17 tOIL [°C] max.: 100.625 min.: 23.4 Otevření škrtící klapky: 7.1 [%]

78.9 78.8 78.7 78.7 77.6 76.7

90

73.773.773.7 70.971.3

40

70 66.5 65.0 63.3 62.4 61.2

60

58.0 56.0

50

48.3 47.0

46.2

45.1

42.0

40

20

30

40

50

60

70

80

90

43.9 42.9 42.9 41.0

100

110 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

52.8 52.7

52.8

fmep [kPa]

obr. 8-23 Otáčky 1500 min-1, klapka otevřena na 7,1%

130

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 2500 [min-1] UEPC 2.25 [V]

Soubor: 2500U2250.shj eta [%] max: 93.24 min: 89.29 fmep [kPa] max: 126.963 min: 74.771 IMEP [kPa] max: 1187 min: 1106 BMEP [kPa] max: 1072.22 min: 1028.96 tOIL [°C] max.: 118.975 min.: 16.22 Otevření škrtící klapky: 100 [%]

127.0 125.3 120.9 119.5

120

115.9

130

114.5 113.2 111.1

110 70

106.7 105.7 104.0 103.7 100.9

100 96.7

96.0 95.8 94.294.6

96.8 92.7 92.3 90.5

90

89.7

89.2

83.5

80

81.9 82.0 80.8 80.5 79.4 78.0 74.8

70

0

25

50

75

100

125 tOIL [°C]

obr. 8-24 Otáčky 2500 min-1, klapka otevřena na 100%

- 101 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

87.2

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

130

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 2500 [min-1] UEPC 1.1 [V]

Soubor: 2500U1100.shj eta [%] max: 92.59 min: 86.68 fmep [kPa] max: 123.756 min: 68.207 IMEP [kPa] max: 942 min: 921 BMEP [kPa] max: 857.891 min: 805.244 tOIL [°C] max.: 116.75 min.: 23.65 Otevření škrtící klapky: 32.2 [%]

123.8 121.3

120 113.5

130

111.5 110.8 110.3

110

60 99.5

100

95.6 93.8

92.1

90

88.4

81.0

80

84.8 79.3 79.4

78.9

80.1 77.6

79.4 76.4

76.3

74.0

73.5 70.4

70

60

20

40

60

80

70.2 70.1 68.2

68.8

100

120 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

84.2

85.3

fmep [kPa]

obr. 8-25 Otáčky 2500 min-1, klapka otevřena na 32,2%

110

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 2500 [min-1] UEPC 1 [V] 107.6 106.5

eta [%] max: 92.98 min: 85.98 fmep [kPa] max: 107.57 min: 53.423 IMEP [kPa] max: 782 min: 760 BMEP [kPa] max: 709.622 min: 659.43 tOIL [°C] max.: 112.05 min.: 22.92 Otevření škrtící klapky: 21 [%]

100.1

100

95.7

95.7

93.1 92.4 92.3 90.4

90

Soubor: 2500U1000.shj 110

89.3

50 83.783.5

83.4 79.9 79.2 78.1

80

72.6 72.1 71.9 69.9

70

67.8 65.4

60.6 59.8 59.7

60.5 58.5

60

55.7 53.4

50

20

40

60

80

100

120 tOIL [°C]

obr. 8-26 Otáčky 2500 min-1, klapka otevřena na 21%

- 102 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

64.3

63.5

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

110

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 2500 [min-1] UEPC 0.9 [V]

Soubor: 2500U0900.shj

107.5 106.5 106.1 105.1

eta [%] max: 87.35 min: 77.17 fmep [kPa] max: 107.509 min: 56.422 IMEP [kPa] max: 476 min: 446 BMEP [kPa] max: 391.697 min: 363.491 tOIL [°C] max.: 111.825 min.: 23.467 Otevření škrtící klapky: 14.433 [%]

102.0 101.3

100

97.5 96.0 96.0

110

93.4

90 87.3

50 83.3

80 72.9 71.8

70

71.5

64.7 61.7

63.7

64.3

63.5

62.6

62.5 59.859.7 59.5 58.7

60

56.4

50

20

40

60

80

100

120 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

68.6

fmep [kPa]

obr. 8-27 Otáčky 2500 min-1, klapka otevřena na 14,4%

110

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 2500 [min-1] UEPC 0.84 [V]

eta [%] max: 79.48 min: 60.30 fmep [kPa] max: 106.781 min: 51.106 IMEP [kPa] max: 269 min: 249 BMEP [kPa] max: 197.926 min: 162.219 tOIL [°C] max.: 107.32 min.: 21 Otevření škrtící klapky: 10.6 [%]

106.8 103.9 99.8 97.7 96.4 95.8

100

Soubor: 2500U0840.shj 110

90.1

90

50 84.7 84.1 80.6

80

75.9

70.6

70

61.1

60

50

57.6 56.7 55.0 54.6 54.6

20

40

60

80

55.4

55.6 53.4 53.2 52.1 51.3 51.351.1 51.2 51.1

100

120 tOIL [°C]

obr. 8-28 Otáčky 2500 min-1, klapka otevřena na 10,6%

- 103 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

67.9

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

180

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 3500 [min-1] UEPC 2.25 [V]

Soubor: 3500U2250.shj eta [%] max: 91.28 min: 86.36 fmep [kPa] max: 173.936 min: 102.366 IMEP [kPa] max: 1276 min: 1157 BMEP [kPa] max: 1102.06 min: 1049.66 tOIL [°C] max.: 123.4 min.: 23.467 Otevření škrtící klapky: 100 [%]

173.9 173.8

170

180

160 150.8

150

100

140.6139.7

140

135.6 132.2 125.9126.7

124.8 121.3

120.3 117.8

120

119.0

117.7 115.7

110

108.2

109.7 110.2 107.3 104.9 104.4

102.4

100

20

40

60

80

100

120

140 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

130

fmep [kPa]

obr. 8-29 Otáčky 3500 min-1, klapka otevřena na 100%

130

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 3500 [min-1] UEPC 1.17 [V]

Soubor: 3500U1170.shj

127.7 126.7 125.7

eta [%] max: 90.91 min: 86.59 fmep [kPa] max: 127.686 min: 85.99 IMEP [kPa] max: 953 min: 939 BMEP [kPa] max: 860.01 min: 824.272 tOIL [°C] max.: 124.625 min.: 20 Otevření škrtící klapky: 29.8 [%]

123.4

120

119.2

130

115.6

80

110.4

110

110.6

108.0 107.4

108.0 105.1

104.8 101.4

100

99.2

100.6

99.6

98.9 97.5

96.6

97.8

95.1

90.3

90

90.3

89.7 87.9 86.0

80

0

25

50

75

100

125 tOIL [°C]

obr. 8-30 Otáčky 3500 min-1, klapka otevřena na 29,8%

- 104 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

92.0

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

150

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 3500 [min-1] UEPC 1.1 [V]

Soubor: 3500U1100.shj eta [%] max: 87.91 min: 81.82 fmep [kPa] max: 140.709 min: 90.815 IMEP [kPa] max: 774 min: 751 BMEP [kPa] max: 663.102 min: 631.759 tOIL [°C] max.: 122.375 min.: 23.883 Otevření škrtící klapky: 24.7 [%]

140.7 139.8 139.1 137.9

140

130

150

129.2

90

120.5 120.3

120

114.8

110 105.8 106.4 101.4

100

100.3 97.9 95.7

97.0 96.8 94.8

93.0

90

90.9

20

40

60

80

100

92.7 90.8

120

140 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

106.9107.0

fmep [kPa]

obr. 8-31 Otáčky 3500 min-1, klapka otevřena na 24,7%

130

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 3500 [min-1] UEPC 1 [V]

Soubor: 3500U1000.shj eta [%] max: 85.60 min: 75.86 fmep [kPa] max: 126.002 min: 72.128 IMEP [kPa] max: 525 min: 501 BMEP [kPa] max: 432.638 min: 395.914 tOIL [°C] max.: 120.275 min.: 26.52 Otevření škrtící klapky: 18.8 [%]

126.0 124.1 123.2 122.0

120

119.0

112.8 110.8 109.0 108.4

110

130

70 102.3

100

97.8 95.8 91.7 90.0 86.9

85.6 83.9

83.8

82.5

81.0

80

79.2

81.6 80.0 78.4

79.7 75.4

72.772.1

70

20

40

60

80

100

120

140 tOIL [°C]

obr. 8-32 Otáčky 3500 min-1, klapka otevřena na 18,8%

- 105 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

90

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

140

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 3500 [min-1] UEPC 0.9 [V]

Soubor: 3500U0900.shj

139.5

eta [%] max: 72.68 min: 56.53 fmep [kPa] max: 139.532 min: 77.592 IMEP [kPa] max: 321 min: 282 BMEP [kPa] max: 210.051 min: 181.468 tOIL [°C] max.: 114.65 min.: 25.767 Otevření škrtící klapky: 14.5 [%]

134.3 132.5

130

127.8

140

121.6120.9

120

116.4

70

110

108.9 104.6 102.4 100.4

100

94.2

83.6

80

70

83.9 83.6

82.6

80.5 79.9 79.0 79.0 77.6

78.7

20

40

60

80

100

120 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

89.7 87.6

90

fmep [kPa]

obr. 8-33 Otáčky 3500 min-1, klapka otevřena na 14,5%

200

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 4500 [min-1] UEPC 2.25 [V]

Soubor: 4500U2250.shj

198.7

eta [%] max: 87.19 min: 83.09 fmep [kPa] max: 198.736 min: 142.288 IMEP [kPa] max: 1175 min: 1106 BMEP [kPa] max: 979.747 min: 963.153 tOIL [°C] max.: 133.525 min.: 31.26 Otevření škrtící klapky: 100 [%]

191.4

190

200

181.7

180 140

176.8 175.8 174.8 170.7 168.6 167.3

170

162.3

160 156.2 154.4

150

156.0

149.3

150.8 149.3

148.8 144.7

147.2 145.3 143.2

142.8

142.3

140

25

50

75

100

149.8 147.8

125

150 tOIL [°C]

obr. 8-34 Otáčky 4500 min-1, klapka otevřena na 100%

- 106 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

155.3

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

180

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 4500 [min-1] UEPC 1.17 [V]

Soubor: 4500U1170.shj

177.4

170

eta [%] max: 84.97 min: 78.63 fmep [kPa] max: 177.409 min: 125.032 IMEP [kPa] max: 835 min: 824 BMEP [kPa] max: 708.437 min: 652.591 tOIL [°C] max.: 137.15 min.: 21.14 Otevření škrtící klapky: 31.8 [%]

169.4 168.6

180

160.6

160

120

156.5 153.1

150

149.3 148.4 146.3 146.0 144.5 144.1 143.9 143.6 143.4 142.9 143.6 141.9 140.7 140.5

145.2 144.3 139.7 139.5 138.7 139.3 137.5 136.7 136.7

136.0 134.5 134.4 134.2 134.2

133.8 134.4 132.7 132.6 132.7

133.6 132.7 132.4 130.1 129.1

129.9 129.5

130

126.6 127.1 125.7

120

0

25

50

128.2

125.0

75

100

125

150 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

140

fmep [kPa]

obr. 8-35 Otáčky 4500 min-1, klapka otevřena na 31,8%

180

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 4500 [min-1] UEPC 1.1 [V]

Soubor: 4500U1100.shj

178.1

eta [%] max: 81.95 min: 72.52 fmep [kPa] max: 178.093 min: 113.912 IMEP [kPa] max: 648 min: 619 BMEP [kPa] max: 517.088 min: 469.907 tOIL [°C] max.: 131.5 min.: 30.12 Otevření škrtící klapky: 25.7 [%]

171.8 170.0

170

180

160.6

160

110 150.3

150

147.9

141.3 141.2

140 136.5 132.1 128.0 128.8

130.1

123.7

125.1

123.5 121.6

120

118.3118.4 113.9

110

25

50

75

100

119.1 114.5

121.1 120.3 120.1 116.6 115.0

125

150 tOIL [°C]

obr. 8-36 Otáčky 4500 min-1, klapka otevřena na 25,7%

- 107 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

130

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

170

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 4500 [min-1] UEPC 1 [V]

Soubor: 4500U1000.shj eta [%] max: 74.02 min: 62.21 fmep [kPa] max: 163.61 min: 110.166 IMEP [kPa] max: 433 min: 415 BMEP [kPa] max: 313.834 min: 269.39 tOIL [°C] max.: 124.975 min.: 25.02 Otevření škrtící klapky: 19.76 [%]

163.6

160 157.1 155.9 154.0 152.7

170

149.5

150

110

146.4 142.4 142.1 141.2

140

138.7 137.5 136.6

127.7 128.2

126.2 122.3

120

119.4 119.4 118.5 117.5 117.5 117.4

119.4 118.9 116.8116.8 114.6 113.8

110

114.2

110.4 110.2

20

40

60

80

100

120

140 tOIL [°C]

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

130

fmep [kPa]

obr. 8-37 Otáčky 4500 min-1, klapka otevřena na 19,8%

160

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 4500 [min-1] UEPC 0.96 [V]

Soubor: 4500U0960.shj

158.0

eta [%] max: 67.20 min: 52.70 fmep [kPa] max: 157.976 min: 105.295 IMEP [kPa] max: 334 min: 321 BMEP [kPa] max: 215.705 min: 176.024 tOIL [°C] max.: 122.36 min.: 31.02 Otevření škrtící klapky: 17.6 [%]

150 147.0 144.9

160

142.0 141.0

140 100

136.4 132.9

130 127.1 123.5

120

118.8

110

100

108.3 107.3 106.4106.4 106.4

20

40

60

80

100

111.7 109.9 105.4

120

105.3

140 tOIL [°C]

obr. 8-38 Otáčky 4500 min-1, klapka otevřena na 17,6%

- 108 -

REPORT Layout:Report-SHJ-eta-vs-tOIL-vs-twO

116.8

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 10 - porovnání ztrátového tlaku pro dvě metody měření

obr. 8-39 Ztrátový tlak při 1500 min-1 pro různé teploty oleje

obr. 8-40 Ztrátový tlak při 2500 min-1 pro různé teploty oleje

- 109 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

obr. 8-41 Ztrátový tlak při 3500 min-1 pro různé teploty oleje

obr. 8-42 Ztrátový tlak při 4500 min-1 pro různé teploty oleje

- 110 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 11 - ztrátový tlak změřený metodou se spalováním Soubor: DP-vysledky.shj

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 1500 [min-1] 102101 100 99

92

88

90

76 79 79 79 79 7475 78 77 71 70 747474 70 6867 7171 65 67 62 65 60 63 62 61 57

70 60 50

76 69 70 70 68

69

66

77 74

76 74 72 74 71

74 7374 72 70 71

63 61 60 60 6061 59

59 59 56

55

56

60 55 57

54 56

54

51 53 53

74 71

68

63 62

53

49 49 49 48 50

49

50 47 48 45

48 4646 45 46

48 47

0

79 81

70

67 65 67

56

30

80

72 6969

58

40

82

74 74

7576

80

80

83

76

83 82 82 80 79 78

87

88 87 86

86 84 82

100

43 43 39 41 41 44 42 43 43 39 41

45 46

20

40

60

80

eta [%] max: 93.09 min: 71.59 fmep [kPa] max: 101.993 min: 36.551 IMEP [kPa] max: 943 min: 268 BMEP [kPa] max: 866.933 min: 212.17 tOIL [°C] max.: 107.225 min.: 18.32

tOIL

100

300

120200

[°C]

600

500

400

800

700

37

p bme

900 [kPa

]

REPORT Layout:Report-SHJ-tOIL-vs-fmep-vs-bmep-3D

fmep [kPa]

96 92 90

110

Soubor: DP-vysledky.shj

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 2500 [min-1] 127 125 121 119

130

113 111 111 110

120

106 107 104

104

108 107

110

97 96 96

100 98 96 96

90

8483 87

8584

80

84 85 81

83

73 72 71

74

61 5557 58 55 55

0

76

63 64

63 63 6060 59 59 56

55 56

75

76 73 69

63 65 65 62 64

82 81 882 1 79 78

78 79 70

68

50

84 79 80

6870

72 69

89 87 90

85

73 72 72

76

92 91

88

7979

81

60

93

80 78 79

83

70

97

92 89

93 90

101 94959696

96 94

96 96 93 92 92 90

102 101

97

99

100

108 106 107 105

107 104

100

40

116 113 115 111

70 70 68

64 61 58 61 60 56 53

53 53 5151 51 5152

25 50 75 eta [%] max: 93.24 min: 60.30 fmep [kPa] max: 126.963 min: 51.106 IMEP [kPa] max: 1187 min: 249 BMEP [kPa] max: 1072.22 min: 162.219 tOIL [°C] max.: 118.975 min.: 16.22

tOIL

100 [°C]

1250

200

400

600

800

1000 p bme

1200 ] [kPa

REPORT Layout:Report-SHJ-tOIL-vs-fmep-vs-bmep-3D

fmep [kPa]

124 121

obr. 8-43 Závislost středního tlaku ztrát na zatížení a teplotě oleje pro 1500 a 2500 min-1 (dole)

- 111 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Soubor: DP-vysledky.shj

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 3500 [min-1]

174 174

141 140 132 136

141 140 139 138

128 127 126 123 129 119 116 120120 110 108 107 115

150 140 134 133 128

125

126 124 123 122 119

122 121

102

109

100

98

105 102 100

96 90 87

75

86 81 84

84

83 79

119121 118 116

88 86 93 96 95 97 97

92

90 88

125

108 110 110 102 105 107 104 111 108 97 100 105 97 98101 90

99

95 101 92 100 90 90 98

94

50

120 118

105 101 107107 99 106 106

113 111 109 108

116

126127

91 93 91 84 79 82 80

8484

75

80 7979 81 78

0

82 80 78 7372

25 50 75 eta [%] max: 91.28 min: 56.53 fmep [kPa] max: 173.936 min: 72.128 IMEP [kPa] max: 1276 min: 282 BMEP [kPa] max: 1102.06 min: 181.468 tOIL [°C] max.: 124.625 min.: 20

100

tOIL

400

200

1250

[°C]

800

600

1000 p bme

1200 [kPa

]

REPORT Layout:Report-SHJ-tOIL-vs-fmep-vs-bmep-3D

fmep [kPa]

151

175

Soubor: DP-vysledky.shj

ZTRÁTOVÝ TLAK MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 4500 [min-1] 199 191

178

162

157 156 154 158 153 149 146 147 142 142 145 141 139 142 138 141 137

160

140

136 133

151 145 145 149 150 142 143 147148

140 139 139 139 137 137 137 134 134 133 133 133

137 132

128128 126

149 148 146 144 146 144 130 143 144 141 130 142 140 144 144 143 136 127127 130 132 134 133134 126 129 135 134 134 125 128

143

124 122123

122

125 118 118 119 121 114 120 114 117 120 115 119 119 115 117 110 114 118 118 110 114 117

119 119 117 117

112 108 110 107 106 106 106 105

50

149

145 144

141 141

119 117

25

154 156 149

150 148

123

0

155 156 153

128129 130

127

120

161 156

161

164

171 169 167

169 169

172 170

180

100

177 176 175

177

1000 800

75

eta [%] max: 87.19 min: 52.70 fmep [kPa] max: 198.736 min: 105.295 IMEP [kPa] max: 1175 min: 321 BMEP [kPa] max: 979.747 min: 176.024 tOIL [°C] max.: 137.15 min.: 21.14

600 100 tOIL

125 [°C]

400 1500

200

p bme

[kPa

]

REPORT Layout:Report-SHJ-tOIL-vs-fmep-vs-bmep-3D

fmep [kPa]

182

200

obr. 8-44 Závislost středního tlaku ztrát na zatížení a teplotě oleje pro 3500 a 4500 min-1 (dole)

- 112 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

eta [%] max: 93.09 min: 71.59 fmep [kPa] max: 101.993 min: 36.551 IMEP [kPa] max: 943 min: 268 BMEP [kPa] max: 866.933 min: 212.17 tOIL [°C] max.: 107.225 min.: 18.32

900 89

91 91

91

91

91

91

91 91

92

92 92

92 92

92

92

92

92 92

92 92

9292

92

929292 92

92

92

92

91

92

92 92 93 93

92

92

93

92

91

91 91

90

90 89 90 88 89

700

91

91

90 90

91

92

800

90 8990 89 89 89

90

91

bmep [kPa]

MECHANICKÁ ÚČINNOST MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 1500 [min-1]

Soubor: DP-vysledky.shj

Příloha 12 - mechanická účinnost určená metodou se spalováním

93 93

93.1

93

92 89 90

8989 89 89

87 88 88 88 88 88

87

89

88

90

90

90

90

919191

9291

91

9191 92

90

91

400

84 81 7980 81818281 82 82 80

84

83

82

84

20

78

76

74 74 75 75

30

89 8888 88 8

82 81 81

80 81

50

60

70

90

9

88

84

80 77 77 78 78 79 79

40

88 89

86

82

7373 7374

71.6

8787 87 87 87

86

86

85

84

80

7 473 72 74 74

200 10

90

89 88

86

300

90

86

86 83

8283

83

80

90

84

84 84 84 85

84

100

110 tOIL [°C]

eta [%] max: 93.24 min: 60.30 fmep [kPa] max: 126.963 min: 51.106 IMEP [kPa] max: 1187 min: 249 BMEP [kPa] max: 1072.22 min: 162.219 tOIL [°C] max.: 118.975 min.: 16.22

bmep [kPa]

MECHANICKÁ ÚČINNOST MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 2500 [min-1]

1200 1100

90 9090 90 91 89 89

91

9091

91 92

91

92 92

91 92 92

92

91

92

92 92

92

92

92

92

92 92

93

90

900

91

92

89 888 8 87 87

90 89 90

89

91

91

91 92 91

92

92

92

92 92 9293 93 9292 92

91

90

84 80

82

90

89

8585

87

8686

86

70

66 68 68

72 71

7374

86

86

86

88

7 887 87 87878786 86

84

82

78 70

86

84

80

76

74

84 84

82

82

78

68

92 9293

93 92 92

88

80 797980 80 80 78 78 77 77

6 66 62 4 63646464 61 60

92

89

86

72

2

92

91

88

300

92 9 92

91 91 92

91 91 91

90

90 90

87

84

82

200

93 9191

89

600

400

93.2

92

89 89 89

86

88 88 88 87878888 86 86

500

93 939393 93 93

90

87

700

91 91

90 9191

88

800

88 88

93

93

1000

76 74

80 76

78 77 78 7878

78

78

78

7979 79 79 797979 79

60.3

100 10

20

REPORT Layout:Report-SHJ-tOIL-vs-fmep-vs-bmep-3D

85 858585 86 86 86 87

92

91

Soubor: DP-vysledky.shj

500

93

92

91

90

30

40

50

60

70

80

90

100

110

120 tOIL [°C]

obr. 8-45 Mechanická účinnost pro 1500 a 2500 min-1 (dole)

- 113 -

REPORT Layout:Report-SHJ-tOIL-vs-fmep-vs-bmep-3D

88

600

eta [%] max: 91.28 min: 56.53 fmep [kPa] max: 173.936 min: 72.128 IMEP [kPa] max: 1276 min: 282 BMEP [kPa] max: 1102.06 min: 181.468 tOIL [°C] max.: 124.625 min.: 20

1200 89

89

89

89

90

90

90

90 90 90

90

90

90

90

90 91 91

91

91

91

91

91.3

91

91 91

1000

87 87 878787

89

88

89 90

89

88 89 89

90

90 90

87 86 85

600

86

86

86

86

90 90

90 89 89 89 8988

90

87

87

88

87

87

88

87

87

87

88

88

88 88

87 87

80

7979 7877 7879 76 76 76 77

81

76 74 72 70 68

66

64 62 60 61 61 8 57 5588559

66

65

62

86

84 83 83 81 82 82 81 80 78 76 74 72 70 68 67

8283 84

81

70 71

68

67

83

71

85 84 84 83 82

30

40

50

60

70

85

84 84

84

80

78 76 74 72

72 73

71

80

86 8485 84 8865 86 84 3 8 82 81 80

7273 7372 72

71

70

56.5

20

89

89

85

300

100 10

86

80

200

90

90

87 85

84

81

400

91

91

83

82

500

91

89

88

84 84

8282 882 2 83

90

90

800 700

91

90

100

110

120

130 tOIL [°C]

eta [%] max: 87.19 min: 52.70 fmep [kPa] max: 198.736 min: 105.295 IMEP [kPa] max: 1175 min: 321 BMEP [kPa] max: 979.747 min: 176.024 tOIL [°C] max.: 137.15 min.: 21.14 87

86

85

82

86

77

77

76 74

78 79

78

79 80 80

72

85

81

80

81

81

70

70

64 62

52.7

53 54

40

50

70

70

60

81

82

81

81 81 81 8181 80

80

72 71

70

78

78

76 72 72 72

73

74

68 66 67 67 67 67 67 67 66 65 62 64 64 64 62

58 60 62 56 56 56 57575959

200

84 84 8484 838383 8383 82 83 828382 82 83 83 83

80

76

6868 68

84 85 848484 84

82 81

74

65 66 67 6767 6364 64 64 66 62

30

80

78

68

85

83 82

70

20

87 8787

86

84

82

75 7473 73

400

100 10

85 84 85

83

78

300

87 86 87

86

85 85 85 84 8484 84848484 83 83 83 83 83 8383 84 82 83 82

80

500

87

87

8181 798080

600

87

87

85

700

8787

87.2

83

800

87 87

87

86

84

900

86

86

86

83 85858585 85 85

84 84

87

1000

82

bmep [kPa]

MECHANICKÁ ÚČINNOST MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 4500 [min-1]

80

90

74

74 73 73

72

73 71 72727172 72

70 68

100

110

120

130

140

tOIL [°C]

obr. 8-46 Mechanická účinnost pro 3500 a 4500 min-1 (dole)

- 114 -

REPORT Layout:Report-SHJ-tOIL-vs-fmep-vs-bmep-3D

88

900

91

91

90

Soubor: DP-vysledky.shj

88 89

REPORT Layout:Report-SHJ-tOIL-vs-fmep-vs-bmep-3D

8686

1100

87 86

bmep [kPa]

MECHANICKÁ ÚČINNOST MOTORU ŠKODA 1.2 HTP R3/2V RPM 3500 [min-1]

Soubor: DP-vysledky.shj

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 13 - výsledky výpočtů

a

měření

středního

tlaku

ztrát

275 250

40

50

60

70

80

90 100 110

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

200

350 300

175

250

150

200

125

150

100

100

75

20

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

tOIL [°C]

50

tOIL [°C]

95

eta [%]

95

92.5

90

90

85

87.5

80

85

75

82.5 80

eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

20

30

40

50

60

70

80

75

20

30

40

50

60

70

80

RPM: 4500 min-1 UEPC: 2.250 V

fmep [kPa]

350

350 325

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

300 250

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

275 250 200 175

150 100

300

225

200

20

60

tOIL [°C]

400

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

65

90 100 110 120

tOIL [°C]

RPM: 3500 min-1 UEPC: 2.250 V

70

eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

77.5

90 100 110

eta [%]

30

400

fmep [kPa]

20

450

150 125 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140

tOIL [°C]

tOIL [°C]

90

eta [%]

95

eta [%]

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

225

RPM: 2500 min-1 UEPC: 2.250 V

fmep [kPa]

RPM: 1500 min-1 UEPC: 2.250 V

fmep [kPa]

mechanické účinnosti

87.5

90

85 82.5

85

80 80 eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

20

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

77.5 eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

75 70

75 72.5

70 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140

tOIL [°C]

tOIL [°C]

obr. 8-47 Porovnání středního tlaku ztrát a mechanické účinnosti při plném zatížení

- 115 -

a

225 200

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

175

RPM: 2500 min-1 UEPC: 1.000 V

fmep [kPa]

RPM: 1500 min-1 UEPC: 1.000 V

300 250

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

150 125

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

200 150

100 100

75 30

40

50

60

70

80

90 100 110

50

20

30

40

50

60

70

80

tOIL [°C]

90 100 110

50

tOIL [°C]

95

eta [%]

95

90

90

eta [%]

20

85

eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

40

50

60

70

80

80

75

70

90 100 110

20

30

40

50

60

70

80

tOIL [°C]

400 350

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

300

RPM: 4500 min-1 UEPC: 1.170 V

550 500

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

250

40

50

60

70

80

90 100 110 120

400 350 250 200

100 50

450

300

150

30

60

90 100 110

200

20

65

tOIL [°C]

fmep [kPa]

RPM: 3500 min-1 UEPC: 1.100 V

70

eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

75

fmep [kPa]

30

80

150 20

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

tOIL [°C]

100

tOIL [°C]

85

90

eta [%]

90

80

eta [%]

20

85

80 70

75 70

60

65 eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

20

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

50

60

eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

55 50

20

tOIL [°C]

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

40 30

tOIL [°C]

obr. 8-48 Porovnání středního tlaku ztrát a mechanické účinnosti při částečném zatížení

- 116 -

225 200

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

175

RPM: 2500 min-1 UEPC: 0.900 V

fmep [kPa]

RPM: 1500 min-1 UEPC: 0.900 V

300 250

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

150

fmep [kPa]

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

200

125 150

100 75

100

50 30

40

50

60

70

80

90

100

25

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

tOIL [°C]

50

tOIL [°C]

90

90

eta [%]

95

eta [%]

20

80

85 70

80 75

40

50

60

70

80

90

65 60

100

30

40

50

60

70

80

tOIL [°C]

300

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

RPM: 4500 min-1 UEPC: 1.100 V

fmep [kPa]

350

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

40

90 100 110 120

tOIL [°C]

RPM: 3500 min-1 UEPC: 1.000 V

50

400 350

fmep-vypocet [kPa] fmep-experiment [kPa] fmep-korig. vypocet [kPa]

250

300

200

250

150

200

100

150

50

30

40

50

60

70

80

tOIL [°C]

90 100 110 120

fmep [kPa]

30

eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

100

tOIL [°C]

80

90

eta [%]

90

eta [%]

20

60

70

eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

80

70

70

60 60

50 eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

30

40

50

60

70

80

90 100 110 120

eta-vypocet [%] eta-experiment [%] eta-korig. vypocet [%]

40 30

30

tOIL [°C]

40

50

60

70

80

90 100 110 120

50 40

tOIL [°C]

obr. 8-49 Porovnání středního tlaku ztrát a mechanické účinnosti při částečném zatížení

- 117 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Pístní kroužky 1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

Ztrátový výkon [kW]

2.5 2 1.5 1 0.5

1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

1.2 1 0.8 0.6 0.4 0.2 0

0

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 Teplota oleje tOIL [°C]

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 Teplota oleje tOIL [°C]

Pístní čep 1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

0.03 0.025 0.02 0.015 0.01 0.005

Ojniční ložisko

1.4

1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

1.2 Ztrátový výkon [kW]

0.035

Ztrátový výkon [kW]

Povrch pístu

1.4

Ztrátový výkon [kW]

3

1 0.8 0.6 0.4 0.2 0

0 10

20

30

40

10

50 60 70 80 90 100 110 120 130 Teplota oleje tOIL [°C]

20

30

40

Hlavní ložisko 3.5

1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

Ztrátový výkon [kW]

3 2.5 2 1.5 1 0.5 0 10

20

30

40

50 60 70 80 90 100 110 120 130 Teplota oleje tOIL [°C]

Popisek křivky 1500_U2250 1500_U1000 1500_U0900 2500_U2250 2500_U1000 2500_U0900 3500_U2250 3500_U1100 3500_U1000 4500_U2250 4500_U1170 4500_U1100

50 60 70 80 90 100 110 120 130 Teplota oleje tOIL [°C]

Otevření škrtící klapky [%] 100 16,3 11 100 21 14,4 100 24,7 18,8 100 31,8 25,7

obr. 8-50 Ztrátový výkon jednotlivých třecích dvojic dle výpočtu

- 118 -

Maximální střední efektivní tlak [kPa] 1025 745 511 1072 710 392 1102 663 433 980 708 517

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. Pístní kroužky

60% Podíl třecích ztrát [%]

Povrch pístu 1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

55% 50% 45% 40% 35% 30% 10 20

30

35%

25% 20% 15% 10% 5% 0%

40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 Teplota oleje tOIL [°C]

10

Pístní čep

Podíl třecích ztrát [%]

3% 3% 2% 2% 1% 1% 0% 10

20

30

40

20

30

40

50 60 70 80 90 100 110 120 130 Teplota oleje tOIL [°C]

Ojniční ložisko 1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

18%

1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

16% Podíl třecích ztrát [%]

4%

1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

30% Podíl třecích ztrát [%]

65%

14% 12% 10% 8% 6% 4% 2% 0% 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 Teplota oleje tOIL [°C]

50 60 70 80 90 100 110 120 130 Teplota oleje tOIL [°C]

Hlavní ložisko 45%

1500_U1000 1500_U2250 1500_U0900 2500_U0900 2500_U1000 2500_U2250 3500_U1000 3500_U1100 3500_U2250 4500_U1100 4500_U1070 4500_U2250

Podíl třecích ztrát [%]

40% 35% 30% 25% 20% 15% 10% 5% 0% 10

20 30

40

50 60 70 80 90 100 110 120 130 Teplota oleje tOIL [°C]

obr. 8-51 Podíl třecích ztrát jednotlivých třecích dvojic dle výpočtu

- 119 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 14 - New European Driving Cycle

- 120 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 15 - Fotogalerie

obr. 8-52 Protiproudý deskový výměník pro obr. 8-53 Pohled na katalyzátor s odběrem chlazení oleje

emisí a měřením teploty

obr. 8-54 Analogové multiplexery (2x16 kanálů) obr. 8-55 Releová deska pro termočlánky s integrovaným zesilovačem

- 121 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován.

Příloha 16 - doplňující výsledky Před dokončením práce byla získána nová indikační svíčka stejného typu, která byla použita při měření pro tuto práci. Na jiném motoru stejného typu bylo provedeno měření současně oběmi svíčkami v 1. a 2. válci. Indikováno bylo vždy 100 oběhů, ze kterých se vypočítal průměrný oběh a následně IMEP. Bylo zjištěno, že vypočtené hodnoty středního tlaku ztrát u staré svíčky dosahují nereálně malých hodnot viz obr. 8-56. Je nutné zdůraznit, že ke zhoršení stavu snímače tlaku ve staré svíčce došlo během měření prováděných po ukončení prací souvisejících s dizertační prací. 1 valce - nová indikační svíčka 2. válec - stará indikační svíčka

160 Střední tlak ztrát [kPa]

140 120 100 80 60 40 20 0 0

20

40

60

80

100

Teplota oleje tOIL [°C]

obr. 8-56 Porovnání středního tlaku ztrát pro dva snímače tlaku

Během dalšího zkoumání byl vyloučen vliv kabelu i zesilovače náboje. Byla provedena série měření, po kterých byly svíčky ve válcích prohozeny a měření bylo opakováno. Příklady indikátorových diagramů jsou na obr. 8-57 a obr. 8-58. Je zřejmé, že tlak v expansním zdvihu měřený starší svíčkou klesá rychleji, než při měření svíčkou novou. Dokonce i v případě, že dosažený maximální tlak ve válci je vyšší. V případě, že se měří pouze jedním snímačem tlaku, tak případnou poruchu snímače (prasknutý krystal, teplotní drift) lze během měření jen těžko odhalit. Ze získané zkušenosti plyne jednoznačný závěr, že je nutné investovat do měřící techniky a indikovat vždy alespoň ve dvou válcích a výsledky IMEP z jednotlivých válců během měření porovnávat. V případě větších rozdílů v hodnotách IMEP, které nejsou patrné na vyhodnocení nerovnoměrnosti chodu doporučuji snímače mezi válci prohodit a ověřit, zda odchylky souvisí se snímačem nebo s průběhem spalování ve válci. - 122 -

Chyba! Styl není definován. Chyba! Styl není definován. nová indikační svíčka 2.válec stará indikační svíčka 1. válec

RPM: 1503

35

1.cylinder AvgIMEP: 4.21 pMAX: 30.77

30

pCyl [bar]

pCyl [bar]

nová indikační svíčka 1.válec stará indikační svíčka 2. válec 2.cylinder AvgIMEP: 3.75 pMAX: 30.58

25

20

20

15

15

10

10

5

5

0

20

40

60

80

0

100 X [mm]

1.cylinder AvgIMEP: 3.86 pMAX: 30.54

30

25

0

RPM: 1505

35

0

20

40

2.cylinder AvgIMEP: 4.22 pMAX: 30.51

60

80

100 X [mm]

obr. 8-57 Porovnání indikátorových diagramů při 1500 min-1 pro dvě indikační svíčky před a po prohození

nová indikační svíčka 2.válec stará indikační svíčka 1. válec

RPM: 3499

35

1.cylinder AvgIMEP: 4.12 pMAX: 30.43

30

pCyl [bar]

pCyl [bar]

nová indikační svíčka 1.válec stará indikační svíčka 2. válec 2.cylinder AvgIMEP: 3.72 pMAX: 31.19

25

20

20

15

15

10

10

5

5

0

20

40

60

80

0

100 X [mm]

1.cylinder AvgIMEP: 4.04 pMAX: 32

30

25

0

RPM: 3497

35

0

20

40

2.cylinder AvgIMEP: 4.22 pMAX: 30.24

60

80

100 X [mm]

obr. 8-58 Porovnání indikátorových diagramů při 1500 min-1 pro dvě indikační svíčky před a po prohození

- 123 -