464124A Polttomoottoritekniikan perusteet 5,0 op Internal ... · Oheiskirjallisuus: Heywood, John...
Transcript of 464124A Polttomoottoritekniikan perusteet 5,0 op Internal ... · Oheiskirjallisuus: Heywood, John...
OULUN YLIOPISTO Koneensuunnittelun tutkimusryhmä
464124A Polttomoottoritekniikan perusteet 5,0 op
Internal Combustion Engines 5,0 CR Professori Mauri Haataja
Luentomoniste I
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
2
464124A Polttomoottoritekniikan perusteet Internal Combustion Engines
Laajuus: 5 op / 133h opiskelijan työtä Opetuskieli: Suomi
Ajoitus: Luennot ja laskuharjoitukset 3-4 periodilla. Harjoitus- ja laboratoriotyöt tehdään 3-4 periodilla. Suositeltu suoritusajankohta opintojaksolle on 4. vuoden kevät
Osaamistavoitteet: Teoriaosio: Opiskelija osaa selittää mäntämoottoreiden toimintaperiaatteet, seoksenmuodostuksen, sylinteritäytökseen vaikuttavat tekijät ja palamisprosessit sekä pakokaasujen emissioiden muodostumiseen liittyvät tekijät ja kunnossapitomenetelmät. Opiskelija osaa suorittaa ahtamattomien ja ahdettujen mäntämoottoreiden perusmitoituksen, termodynaamiset laskelmat, osaa määrittää häviökomponentit ja hyötysuhteet sekä osaa laatia ominaispiirrokset. Mittausosio: Opiskelija osaa käyttää asiantuntevasti polttomoottoreiden mittausmenetelmiin ja laatujärjestelmiin liittyviä kansainvälisiä standardeja. Opiskelija osaa selittää moottorin kuormituslaitteiden, mittauslaitteiden ja tiedonkeruujärjestelmän vaatimukset ja toimintaperiaatteen. Opiskelija osaa laatia mittaussuunnitelmat, suorittaa mittaukset ja osaa laatia mittausraportin ja suorittaa tuloksien kriittisen arvioinnin Sisältö: Mäntämoottoreiden rakennejärjestelmät ja perusteet. Seoksenmuodostus ja sylinteritäytös. Moottoripolttoaineet. Pakokaasuemissioiden muodostuminen. Sytytys- polttoaine- ja käynninohjausjärjestelmät. Mäntämoottoreiden päämitoitusmenetelmät. Teoreettiset työkierrot ja hyötysuhteet. Ahtamismenetelmät. Moottorilaboratorion mittaus- ja tiedonkeruujärjestelmät. Koehuoneen olosuhteiden mittaukset. Moottoreiden jarrutuspenkit. Moottorin kuormitussyklit. Teho, vääntömomentti ja pyörimisnopeus. Ilmamäärän mittaus. Polttoaineen massan mittaus. Ilmakertoimen määritys. Pakokaasuanalysaattorit. Palamispainetarkastelut ja palamistapahtuman hallintaan vaikuttavat tekijät. Järjestämistapa: Lähiopetus Toteutustavat: Luento-opetus 26h, ohjatut laskuharjoitukset 20h sekä harjoitus- ja laboratoriotyöt. Moottoriteknilliset mittaukset tehdään OAMK:n auto- ja moottorilaboratoriossa.Itsenäisen opiskelun osuus 87h
Kohderyhmä: Konetekniikan koulutusohjelman maisterivaiheen opiskelijat.
Esitietovaatimukset: - Oppimateriaali: Luentomoniste ja luennoilla jaettava materiaali. Automotive Handbook. 9.painos 2011. Robert Bosch Gmbh; Moottorilaboratorion mittauksia ja laatujärjestelmää koskevat standardit; Aumala&Kalliomäki, Mittaustekniikka I. Mittaustekniikan perusteet. 359 Ota-kustantamo.1978. Oheiskirjallisuus: Heywood, John B. Internal Combustion Engine Fundamentals. McGraw-Hill Book Company. 1988; Stone, R., Introduction to Internal Combustion Engines. 3 rd Edition. 1999 . SAE; Merker G.P et al, Combustion Engines Development, Springer-Verlag 2012; Pulkrabek, W., Engineering Fundamentals of the Internal Combustion Engine. 2 nd Edition. 2004; Baines,N.C., Fundamentals of Turbo-charging. Concepts NREC.USA.2005; Van Basshuysen, R.,Schäfer,F., Internal Combustion Engine Handbook. SAE.2004; Heisler, H., Advanced Engine Technology. 2003; Butter-worth-Heinemann. Merker, G.P., Stiesch,G., Technische Verbrennung. Motorische Verbrennung. B.G.Teubner Stuttgart, Leipzig 1999; Dietzel,F., Wagner, W., Technische Wärmelehre. Vogel-Buchverlag. 7. Auflage. 1998. Bosch. Zhao,H., Ladommatos,N., Engine Combustion Instrumentation and Diagnostics.2001. SAE. Standardit EC 80/1269, ISO 1585, ISO 8178. JIS D 1001 , SAE J 1349 , DIN 70020; Plint,M., Martyr A., Engine Testing. Theory and Practice. 2 nd Edition.Butterworth- Heinemann; Blair. G.,P., Design and Simulation of Four-Stroke Engines. 1999. SAE. Suoritustavat ja arviointikriteerit: Arvosana määräytyy painokertoimin 0,4 tentti, 0,6 harjoitus- ja laboratoriotyöt.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
3
Sisältö
i
1 Polttomoottoreiden kehityshistoria 5
1.1 Polttomoottoreiden kehittäjät 5
1.2 Polttomoottoreiden käyttöympäristö ja yleisyys 8
1.3 Polttomoottoreiden asema koneiden jaottelussa 10
1.4 Moottorin akseliteho, kokonaishyötysuhde ja polttoaineen
ominaiskulutus 11
1.5 Yleinen lämpövoimakoneiden terminen hyötysuhde 15
1.6 Polttoaineen lämpötehon jakaantuminen 17
2 Polttoaineen palamisen teoreettinen ilmantarve
ja palamisyhtälöt 20
2.1 Polttoaineen palamisen teoreettinen ilmantarve 20
2.2 Hiilivetypolttoaineen palamisyhtälöt 21
2.3 Ilmakertoimen vaikutus otto- ja dieselmoottorin toimintaan 23
2.4 Moottoreiden pyörimisnopeusluokat 24
3 Otto- ja dieselpolttoaineet 26
3.1 Otto- ja dieselpolttoaineiden jalostus 26
3.2 Hiilivetypolttoaineiden rakennemuodot 27
3.3 Polttoaineiden tunnusluvut ja ominaisuudet 30
3.4 Lämpöarvo 31
3.5 Leimahduspiste, itsesyttymislämpötila ja syttyvyysrajat 31
3.6 Tislauskäyrä 32
3.7 Oktaaniluku RON ja MON 34
3.8 Dieselpolttoaineen setaaniluku 36
3.9 Biopolttoaineet 37
3.10 Kaasut 38
4 Seoksenmuodostus otto- ja dieselmoottorissa 39
4.1 Seoksenmuodostus ottomoottorissa 39
4.2 Kaasutinrakenteet 39
4.3 Kaasuttimen perusyhtälöt 41
4.4 Yksi- ja monipisteruiskutusjärjestelmä 43
4.5 Sähköisesti ohjattu seoksen säätöjärjestelmä 45
4.6 Ilmamäärän mittausmenetelmät 45
4.7 Lambda-anturisäätö 47
4.8 Heterogeeninen seoksenmuodostus 51
4.9 Dieselpolttoaineen seoksenmuodostus 53
5 Palorintama ja palamispainediagrammit 55
5.1 Dieselmoottorin normaali ja nakuttava palaminen 56
5.2 Ottomoottorin normaali ja nakuttava palaminen 58
5.3 Nakutuksen esto ottomoottorissa 61
5.4 Sytytysenergia ja polttoaineen lämpöenergian vapautuminen 61
5.5 Sytytystulppa 63
6 Kaasunvaihtojärjestelmät 64
6.1 Sylinterin huuhteluilmasuhde 64
6.2 Imu- ja pakoventtiilien ajoitusdiagrammit 4- ja 2-tahtisesa
moottorissa 64
6.3 2-tahtisen moottorin huuhtelumenetelmät 66 6.4 4- ja 2-tahtisen moottorin pV-piirrokset 68
6.5 Imu- ja pakokanavajärjestelyt 68
6.6 Venttiilien käyttömekanismit 69
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
4
6.7 Nokka-akselin käyttömekanismit 71
7 Polttomoottoreiden ahtaminen 74
7.1 Imukanavan resonanssitaajuus 74
7.2 Ahtamismenetelmät 75
8 Dieselmoottoreiden palotilat 80
8.1 Palotilatyypit 80
8.2 Polttoaineen ruikutusuuttimet 81
9 Moottoreiden tehon määritysstandardit 86
10 Mäntämoottorin kampiakseliteho ja tehollisen keskipaineen
menetelmä 90
10.1 Kaasunpaineen tehollissuureet 90
10.2 Sylinterin energia- ja painetase sekä mekaaninen hyötysuhde 93
10.3 Moottorin vääntömomentti ja tehollinen keskipaine 93
10.4 Ilmakerroinmenetelmä 94
10.4.1 Sylinterin volymetrinen hyötysuhde 94
10.4.2 Sylinteritäytöksen ja akselitehon välinen yhteys 99
10.4.3 Sylinterin vastaanottama ilman ja
polttoaineen massa 99
10.5 Mäntämoottorin päämitoitussuureiden valinta 101
10.5.1 Puristussuhteen valinta 101
10.5.2 Männän keskinopeuden valinta 104
10.5.3 Iskusuhteen valinta 105
10.5.4 Ilmakertoimen valinta 106
11 Mäntämoottoreiden yhdenmuotoisuussäännöt 107
11.1 Geometrinen yhdenmuotoisuus ja mekaaninen samanlaisuus 107
11.2 Mäntämoottoreiden yhdenmuotoisuusyhtälöt 107
Lähdekirjallisuus 111
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
5
1 Polttomoottoreiden kehityshistoria
1.1 Polttomoottoreiden kehittäjät
Seuraavassa käsitellään lyhyesti muutamia merkittäviä keksijöitä ja
kehittäjiä, joilla on ollut merkittävä vaikutus polttomoottorien
kehityksessä.
1. Cristian Huygnes, hollantilainen tiedemies;matemaatikko ja fyysikko
keksi atmosfäärimoottorin vuonna 1673. Moottori toimi ruutikaasulla,
mistä johtuen käytettiin nimitystä räjähdysmoottori. Pulverimaisessa
olomuodossa olevan ruudin mukaan kone oli ns. pulverikone. Ensimmäiset
moottorikokeet.
2. Jean de Hautefelle; 1682 keksi suoratoimisen pulverikoneen.
3. Aleksandro Volta; v.1777 sähkösytytyksellä toimiva kaasupistooli.
Kaasumoottoreiden esikuva.
4. Robert Boyle, irlantilainen tiedemies; fyysikko ja kemisti tutki
tieteellisesti puukaasua 1600-luvulla.
5. Robert Street, v. 1794 keksi liekkisytytyksellä toimivan koneen.
Ensimmäiset kokeet nestemäisellä polttoaineella: tärpätti, tervaöljy.
6. John Barber, engl. patentoi v.1791 kiinteiden polttoaineiden
kaasuttamismenetelmän.
7. Philippie Lebon d`Humbersin ranskal.; patentoi v. 1801 kaksitoimisen
2-tahtimoottorin, joka toimi hiilikaasulla ja oli varustettu
sähkökipinäsytytyksellä.
8. Francoise Isaac de Rivaz, sveitsil.; sai patentin
atmosfääripolttomoottorille v.1807, sytytys tapahtui jalkapolkimen
ohjaamalla liekillä työsylinteriin. Moottori oli kiinnitetty pyörillä
liikkuvaan ajoneuvoon.
9. Jean Babtiste Biot; v.1804 teki puristussytytyskokeita.
10. William Cecil; v. 1817 ensimmäinen itsetoimiva kaasumoottori.
11. Samuel Brown; v. 1823 monisylinterinen atmosfäärikaasumoottori,
suoritti myös kokeita bensiinillä.
12. Samuel Morey &Erskine Hazard; v. 1826 atmosfäärimoottori, joka toimi
nestemäisellä polttoaineella. Teki kokeiluja kaasuttajan esilämmityksestä
mm. tärpätillä ja alkoholilla.
13. Luigi De Cristoforis; v. 1841 atmosfäärimoottori, joka toimi
bensiinillä ja jossa käytettiin ensimmäisenä kaasutinta
(bensiinikaasuttaja).
14. Eugenio Brasanti & Felice Matteucci; italialaisia v. 1853 toimiva
atmosfäärikaasumoottori. 2-sylinterinen, sylinterissä oli 2 mäntää ja
apumäntä sekä 2 vauhtipyörää, moottori oli varustettu sähkösytytyksellä.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
6
15. Jean Joseph Etienne Lenior, syntyi Luxemburgissa v.1822. Muutti
Pariisiin vuonna 1838 aloittaen työuransa tarjoilijana. On
polttomoottoreiden kehityshistoriassa eräs merkittävimpiä nimiä. Hän
kehitti v. 1860 2-toimisen atmosfäärikaasumoottorin, joka toimi
valokaasulla ja sytytys toteutettiin sähkökipinällä. Hyötysuhde oli
3...4%, palamisen maksimipaine 500kPa. Sai kultamitalin keksinnöstään
Pariisin maailmannäyttelyssä v. 1864. Keksintö johti maailman ensimmäisen
moottoritehtaan Gasmotoren-Fabrik Deuztìn perustamiseen.
16. Alphonse Beau de Rochas, ranskal. rautatieinsinööri; julkaisi v.
1862 ensimmäisenä 4-tahtiperiaatteen, ei kokeillut käytännössä. Kone oli
höyry- ja kaasumoottorin yhdistelmä, 2-toiminen, jossa männän toisella
puolella toimi kaasumoottori ja toinen puoli toimi 4-tahtisena
polttomoottorina. 4-tahtiperiaate tapahtui 2:lla kampiakselin
kierroksella. Tavoitteena oli vetureiden vetovoiman lisääminen. Keksinnön
tavoitteena oli hyödyttää höyrykoneita rautateillä ja laivoissa. Koska
mielenkiintoa koneen rakentamiseen ei ilmennyt, hän lakkautti patentin
kahden vuoden voimassaolon jälkeen.
17. Nicolaus August Otto, kölniläinen kauppias (1832-1891), v.1867
rakensi yhdessä insinööri Eugen Langen kanssa parannetun atmosfäärisen
kaasukoneen. Koneen hyötysuhde oli n. 10%. Otto rakensi ensimmäisenä 4-
tahtiperiaatteella toimivan moottorin vuonna 1876. Tämän johdosta
moottorin nimityksenä on käytetty maailman laajuisesti Otto-moottoria.
Moottorin ominaisuuksista mainittakoon; teho 2,1 kW/180r/min,
polttoaineena oli kaasu. Hyötysuhde oli jo verraten korkea 17...19%,
tehollinen keskipaine oli n. 250kPa, maksimisylinteripaine n.500kPa ja
männän keskinopeus 1,8m/s. Tätä moottoria valmistettiin vuoteen 1895
saakka 8321 kappaletta ja oli ensimmäinen moottori, jota valmistettiin
moottoritehtaassa (DFD) suuria määriä. 4-tahtimoottori patentoitiin
vasta 4.8.1877, koska uuden Saksan valtakunnassa patenttilainsäädäntö
toteutui vasta 1877. Otton peruspatentti on DPR 532, siinä on 5
pääkohtaa. Kolmessa ensimmäisessä on kuvailtu palamisominaisuuksia. Hän
oli ensimmäinen kerrossyöttöperiaatteen soveltaja. Toisaalta on myös
todettava, että Otto ei tiennyt, että hänen moottorissa ilman ja kaasun
seokset olivat homogeenisia. Vuonna 1878 Otton 4-tahtimoottori palkittiin
Pariisin maailmannäyttelyssä kultamitalilla. Otto on ensimmäinen
suurista nimistä polttomoottorien historiassa.
18. Itävaltalainen Hock ja amerikkalainen Brayton käyttivät ensimmäisenä
nestemäistä polttoainetta vuonna 1873.
19. Saksalaiset Gottlieb Daimler ja Wilhelm Maybach rakensivat
ensimmäisenä bensiinimoottorin vuosina 1882-86. Samaan aikaan edellisistä
riippumatta saksalainen Carl Benz rakensi bensiinimoottorin. Näiden
keksijöiden moottorit oli tarkoitettu kulkuneuvojen voimanlähteiksi.
Daimler ja Maybach rakensivat moottoripyörän vuonna 1885, 4-pyöräisen
moottorivaunun (auto) 1886 ja moottorikäyttöisen aluksen 1887. Benz sai
patentin 3-pyöräiselle autolleen 1886, jonka hän rakensi samana vuonna.
Moottori oli 4-tahtinen bensiinimoottori, jonka teho oli 0,4kW/400r/min,
moottorin massa jäähdyttimineen oli 108 kg. Niinikään Benz kehitti
sähkösytytysjärjestelmän v.1882 ja julkaisi sen vuonna 1886.
20. Rudolf Diesel, saksalainen insinööri kehitti puristussytytyksellä
toimivan, dieselmoottorina tunnetun mäntäkonetyypin. Konetta kehitettiin
vuosina 1893-97 MAN:n tehtailla Augsburgissa (MAN= Maschinenfabrik
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
7
Augsburg-Nürnberg). Moottori esiteltiin julkisesti vuonna 1897. Moottorin
ominaisuuksista mainittakoon; sylinterin halkaisija oli 250mm,
iskunpituus 400mm, moottorin teho 14,7kW/172r/min, kokonaishyötysuhde oli
n. 25%. Polttoaine ruiskutettiin sylinteriin paineilman avulla. Dieselin
kehittämä moottori kantaa keksijänsä nimeä maailmanlaajuisesti. Diesel on
toinen suuri nimi polttomoottorien historiassa.
21. Polttomoottorien kehittäjiin on syytä liittää Alfred Büchi, joka
tunnetaan pakokaasuahtamisen keksijänä, patentit vuosilta 1905 ja 1915.
Ahtamismenetelmässä pakokaasuturbiini pyörittää kompressoria, joka
tuottaa ulkoilman painetta korkeampaan paineeseen puristettua
palamisilmaa. Keksintö on vaikuttanut voimakkaasti dieselmoottorien
kehitykseen ja luonut mahdollisuudet kehittää korkeatehoiset moottorit
moniin eri käyttötarkoituksiin.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
8
1.2 Polttomoottoreiden käyttöympäristö ja yleisyys
Polttomoottoreita käytetään yleisesti monilla jokapäiväiseen elämään
liittyvissä perustarpeissa ja teollisuudessa eri tuotannon aloilla.
Käyttöympäristö jakaantuu kolmeen pääryhmään seuraavasti:
1. Polttomoottoreita käytetään laajalti maalla ja vedessä liikkuvien
ajoneuvojen, kuten rautatieveturien, autojen, moottoripyörien,
traktoreiden, työkoneiden, maastoajoneuvojen, veneiden, alusten ja
laivojen voiman ja energian lähteinä.
2. Polttomoottoreiden käyttö sähköenergian tuotannossa on merkittävä.
Esimerkiksi laivoissa sähköenergia tuotetaan dieselmoottoreilla. Monissa
kotitalouksissa käytetään polttomoottorikäyttöistä sähkögeneraattoria
sähköenergian tuottamiseen. Yhteiskunnan turvallisuuden parantamiseksi
mm. sairaaloiden, Puolustusvoimien ja eräiden tuotantolaitosten
yksiköiden energian saanti on turvattu varaenergiajärjestelmillä, jotka
toimivat dieselmoottoreilla.
3. Polttomoottoreita käytetään teollisuudessa, työpaikoilla ja
kotitalouksissa laitteiden ja koneiden voiman lähteinä, joista
esimerkkinä mainittakoon mm. pumput, kompressorit, kallioporakoneet,
moottorisahat, ruohonleikkuukoneet. Voidaan lyhyesti todeta, että
polttomoottorien käyttö on verraten yleistä ulottuen lähes kaikkialle eri
elämän aloille.
Polttomoottoreiden yleisyyteen vaikuttavat teknilliset ja taloudelliset
tekijät sekä laajat asiakassovellusten mahdollisuudet. Seuraavassa on
esitetty tärkeimmät ominaisuudet, jotka ovat vaikuttaneet suotuisasti
polttomoottorien yleisyyteen:
1. Korkea hyötysuhde vaihtelevissa kuormitusolosuhteissa
-Ottomoottoreilla kokonaishyötysuhde e=20...39% moottori-
tyypistä riippuen
-Dieselmoottoreilla e =32...50% -Korkein kokonaishyötysuhde saavutetaan hidaskäyntisillä
laivadieselmoottoreilla
2. Polttomoottorit ovat erittäin mukautumiskykyisiä moniin eri käyttö-
tarkoituksiin, johtuen niiden monista eduista mm.:
-polttomoottorin hyvät ominaisuudet voidaan säilyttää korkeasta
pyörimisnopeudesta aina mataliin pyörimisnopeuksiin saakka,
esim. moottoripyörien, pienlentokoneet, laivat; esim.
sylinterin halkaisijoiden suhde saattaa olla 1:110
-moottorien rakennemuotoja voidaan vaihdella käyttö-vaatimusten
mukaan: rivi-, laaka-, kaksoisrivi-, V-, W-,X- ja
tähtimoottorit. Esim. lennokin moottorin massa/ teho on voitu
saada verraten pieneksi tasolle 0,5kg/kW.
3. Lämpövoimakoneille on tyypillistä, että ne muuttavat osan polttoaineen
kemiallisesta energiasta mekaaniseksi työksi. Tämä tapahtuu koneen
tietyssä osassa ohjatun kiertoprosessin; työkierron avulla.
Polttomoottoreissa kemiallinen energia vapautetaan sylinterissä so.
palotilassa. Työaine vastaanottaa palamisprosessissa syntyneen
lämpöenergian ja luovuttaa sitä tietyssä prosessin vaiheessa.
Polttomoottorissa paineennousu käytetään mäntä-kiertokanki-
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
9
kampiakselimekanismin avulla vääntömomentin aikaansaamiseksi
kampiakselille kiinnitettyyn vauhtipyörään.
4. Polttomoottorissa työaineena on ilma tai polttoaineen ja ilman
muodostama seos, tai ilman ja pakokaasujen seos. Esim. höyrykoneissa
työaineena on usein vesi. Polttomoottoreissa työaineen pääosan muodostaa
ilma, joka voidaan ottaa ympäristöstä. Tämä erittäin merkittävä etu sen
vuoksi, että sitä ei tarvitse varastoida ja kuljettaa mukana. On syytä
mainita, että yhden polttoainekilon täydelliseen polttamiseen tarvitaan
noin 15kg ilmaa! Sen sijaan polttoaine on varastoitava ja kuljetettava
mukana. Esim. höyryvoimakonekäyttöisissä kulkuneuvoissa hapettaja saadaan
ympäristöstä, mutta työaine on varastoitava ja kuljetettava mukana.
Esimerkiksi avaruusraketissa työaine ja hapettaja on kuljetettava
kokonaisuudessaan mukana. Polttomoottorien ylivoimaisuus perustuu mm.
edellä mainittuun seikkaan, vain osa työaineesta n.1/16-osa tarvitsee
kuljettaa mukana. Tästä johtuu, että polttomoottorin paino ja koko antavat
selvän paremmuuden verrattuna muihin ratkaisuihin.
5. Voiman ja energianlähde voidaan rakentaa itsenäiseksi yksiköksi.
Hyvänä esimerkkinä tästä ovat kulkuneuvojen moottorit, teollisuudessa ja
kotitalouksissa käytettävien laitteiden ja koneiden moottorit. Keskitetyn
energian käytön ongelmat aiheutuvat sen tuotanto- ja käyttöketjussa
ilmenevistä heikkouksista. Esim. sähköveturi tarvitsee voimalaitoksen ja
energian siirtoon ajojohdot. Tämä tekee rautatieliikenteestä erittäin
haavoittuvan sähkön jakelun häiriöissä ja kriisitilanteissa.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
10
1.3 Polttomoottoreiden asema koneiden jaottelussa
Polttomoottorit luetaan kuuluvaksi lämpövoimakoneisiin (heat engine,
Wärmekraftmaschine), kuva 1. Niiden tehtävänä on tuottaa mekaanista työtä
polttoaineesta vapautuvan lämpöenergian avulla. Lämpöenergian
vapauttaminen tapahtuu moottorin sylinterissä ohjatun palamisprosessin
kautta. Polttomoottoreilla tarkoitetaan yleensä mäntäkoneita (piston
machine, Hubkolbenmotor), joissa konemekanismin muodostavat mäntä-
kietokanki-kampiakseli-vauhtipyörä sekä tunnusomaisena ominaisuutena on
polttoaineen kemiallisen energian vapauttaminen sylinterissä erillisessä
tilassa ns. palotilassa. Edellä mainittuihin määrittelyihin viitaten
kyseiset polttomoottorit ovat ns. sisäisen palamisen koneita ( engl.
internal combustion engine ja toimintatapaa korostettaessa käytetään
nimitystä reciprocating internal combustion engine. Vastaavasti saksaksi
käytetään nimityksiä: innere verbrennung ja Verbrennungsmotor.
Mäntämoottorit jaotellaan palamisjärjestelyjen mukaan sisäisen palamisen
ja ulkoisen palamisen koneisiin. Sisäisen palamisen koneisiin luetaan
mäntämoottorit sekä tietyin teknisin edellytyksin virtauskoneet ja
kaasuturbiinit. Mäntämoottorit jaotellaan lisäksi polttoaine-ilmaseoksen
sytytystavan mukaan sytytysavusteisiin (SI) ja itsesytytyksellä (CI)
toimiviin. Tyypillisesti Ottomoottorit toimivat sytytysavusteisesti
ulkopuolisella sytytysjärjestelmällä varustettuna. Polttoaine-ilmaseos
sytytetään sytytystulpan tuottamalla, ajoitetulla sytytyskipinällä. Se
sisältää riittävän sytytysenergian seoksen palamistapahtuman
käynnistämiseksi. Sytytysavusteisia moottoreista käytetään nimitystä
kipinäsytytysmoottori (engl. SI=spark ignition, saks.
kerzenzündung,Fremdzündung).
Polttoaineen itsesytytysperiaate (engl. compression ignation (CI), saks.
Selbzündung) toteutuu dieselmoottoreissa. Sylinteriin ruiskutettu
polttoaine sytytetään puristetun palamisilman aikaansaaman lämpöenrgian
avulla. Puristetun ilman lämpöenergian riittävyys polttoaineen sytytyksen
käynnistämiseksi varmistetaan mm. siten, että puristetun ilman lämpötila
kohotetaan korkeammaksi kuin polttoaineen itsesyttymislämpötila.
Mainittakoon, että kiertomäntämoottorit (Wankel) sisäisen palamisen
koneisiin. Kaasuturbiinit (virtauskoneet) rinnastetaan joko sisäisen tai
ulkoisen palamisen (engl. external combustion engine, saksa: äußere
Verbrennung) koneisiin. Kaasuturbiineissa palaminen on järjestetty
varsinaisen perusmekanismin ulkopuolelle ns. polttokammioon ja luetaan
kuuluvaksi ulkoisen palamisen koneisiin. Muutamissa yhteyksissä käytetään
myös nimitystä terminen turbokone.
Stirling-moottori ja höyrykone ovat tyypillisä ulkoisen palamisen
koneita. Niissä sovelletaan mäntäkoneiden ja virtauskoneiden tekniikkaa.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
11
Kuva 1. Lämpövoimakoneiden jaottelu sisäisen ja ulkoisen palamisen
koneisiin.
Lyhenteet: 2T=2-tahtinen, 4T=4-tahtinen, LLK=ahtoilman jäähdytys, ML=mekaaninen ahdin,
ATL=Pakokaasu- eli turboahdin, DE= suoraruiskutus, IDE= epäsuora ruiskutus Pkw=henkilöauto,
Nfz=hyötyajoneuvo, Schiffe=laiva, alus; Einspr.=ruiskutus, Vergaser=kaasutin.
1.4 Moottorin akseliteho, kokonaishyötysuhde ja polttoaineen
ominaiskulutus
Moottorin akseliteho Pe voidaan määrittää polttoaineen massavirran,
polttoaineen lämpöarvon ja kokonaishyötysuhteen tulona
(1.4.1) f
hf
meeP.
η
missä e= kokonaishyötysuhde, dimensioton, (määritelty kohdassa 1.5)
dt
fdm
fm. =polttoaineen massavirtakg/s
hf=polttoaineen alempi lämpöarvo; hiilivety-
polttoaineille 42000kJ/kg (ISO). Nestemäisten
polttoaineiden arvoja s.280, Bosch, Autoteknillinen taskukirja.
6.painos. Gummerus 2003.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
12
Polttoaineen ominaiskulutus (b) määritellään moottorin jarrukoepenkissä
mittaamalla moottoriin syötetyn polttoaineen kokonaismassavirta ja
mittausjaksoa vastaava kampiakseliteho vauhtipyörältä, kuva 2.
Ominaiskulutus on polttoaineen massavirran ja akselitehon osamäärä
)(1.4.2' (kW)
eP
kg/sf
m6
103,6b
(1.4.2)
eP
fm
b
)( .
.
naLaadutettu
Yhtälön (1.4.2’) laatu antaa ominaiskulutuksen yksikössä b=……g/kWh.
Ajoneuvomoottoreiden ominaiskulutusarvoja on esitetty s. 453, Bosch,
Autoteknillinen taskukirja. 6. painos. Gummerus 2003.
Ominaiskulutus on moottorin teknistä kehittyneisyyttä kuvaava tunnusluku,
joka ottaa huomioon moottorin termisen ja mekaanisen hyötysuhteen sekä
polttoaineen ominaisuudet. Termisen hyötysuhteen suuruus riippuu mm.
polttoaineen lämpöarvosta, palamisominaisuuksista,
seoksenmuodostuksesta, palotilajärjestelyistä, sytytys- ja
käynninohjausjärjestelmien teknisestä kehittyneisyydestä etenkin
muuttuvissa moottorin kuormitusolosuhteissa sekä moottorin jäähdytyksen
ja pakokaasujen sisältämän lämpöenergian häviöistä.
Mekaanisen hyötysuhteen suuruus riippuu puolestaan moottorikonstruktion
kone-elimien, kuten sylinteri-mäntä-kiertokanki-kampiakseli-mekanismin,
kaasunvaihtomekanismien sekä apulaitteiden käyntivastuksista. Pääosan
vastuksista muodostavat mm. kampikoneiston laakerien, männän ja
sylinterin seinämän sekä kaasunvaihtomekanismisen kitkavastukset.
Moottorin toimintaa ylläpitävien laitteiden energia otetaan pääasiassa
kampiakselilta. Apulaitteet ottavat huomattavan osan kampiakselin
tehosta. Tyypillisiä apulaitejärjestelmiä ovat moottorin jäähdytys- ja
voitelujärjestelmä: jäähdytyksen kiertoveden pumppaus, tuulettimen
käyttö, voiteluöljyn pumppaus, polttoaine-järjestelmä: polttoaineen
siirtopumppaus ja ruiskutus, sähköenergian kehitys: latausgeneraattorin
käyttö. Normin mukaisesti määriteltyjä apulaitteita ovat mm. tuuletin,
generaattori ja pakokaasupuhdistin.
Ottamalla huomioon yhtälöt (1.4.1) ja (1.4.2), saadaan moottorin
kokonaishyötysuhteelle yhtälö
fbh
1eη (1.4.3)
fbh
16103,6eη (1.4.3’)
missä
b=…g/kWh ja hf=42000kJ/kg (ISO), hiilivetypolttoaineet
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
13
Taulukossa 1 ja 2 on esitetty kulkuneuvomoottoreiden, laiva-,
voimalaitos- ja rautatiemoottoreiden polttoaineen ominaiskulutusarvoja
maksimiteholla tai suurimmalla jatkuvalla teholla. Kuvassa 2 on esitetty
kulkuneuvodieselmoottorin ominaiskulutuskuvaajat rajavääntömomentilla
pyörimisnopeuden funktiona.
Taulukko 1. Otto- ja dieselmoottoreiden ominaiskulutuksen, tehollisen
keskipaineen, puristussuhteen ja rakenneparametrien viitearvoja eri
moottoriparametreilla suurimmalla jatkuvalla teholla.
1)Saugmotor=imumoottori;vapaasti hengittävä, 2)mit Aufladung=ahdettu,
3)mit Ladeluftkühlung=ahdettu/välijäähdytetty.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
14
Taulukko 2. Laiva-, voimalaitos- ja rautatiemoottoreiden viitearvoja eri
moottoriparametreilla suurimmalla jatkuvalla teholla tai
maksimiteholla./2/
Ominaiskulutusarvot on määritetty polttoaineen alemman lämpöarvon 42000kJ/kg mukaan.
Kuva 2. Erään kulkuneuvodieselmoottorin ominaiskulutuskuvaajat
rajavääntömomentilla pyörimisnopeuden funktiona.
Moottorityyppi Työkierto Toimintatapa Ominaiskulutus(g/kWh)
Ahtamaton Ahdettu
Rautatiemoottorit(veturit) Diesel 4-t 215…235 190…220
Laiva- ja voimalaitosmoottorit:
Nopeakäyntiset: Diesel 2-t - 210…230
Diesel 4-t 215…235 195…235
Keskinopeat D=200…300 mm Diesel 2-t - 185…205
" D=200…620 mm Diesel 4-t - 170-200
Hidaskäyntiset: D=260…900 mm Diesel 2-t - 165…190
Kaasukoneet:
Keskisuuret D=175…400 mm Otto 4-t 260…300 200…225
Suuret D=400…510 mm Otto 4-t 250…285 200…225
Keskisuuret D=200…400 mm Diesel 4-t - 175…205
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
15
1.5 Yleinen lämpövoimakoneiden terminen hyötysuhde
Lämpövoimakoneiden terminen hyötysuhde määritellään yleisesti muodossa,
kuva 3.
(1.6.1´)
1Q
2Q
1η
(1.5.1)
1Q
Wη
(1.5.2) QWQ21
missä Q1=tuotu lämpöenergia W=koneesta saatu työ
Q2=koneen lämpöhäviöt
Yhtälöstä 1.5.1’ havaitaan, että <1 tai <100 %, kun Q2>0. Todellisessa
koneessa aina Q2>0 ja <100 %.
Akseliteho voidaan määrittää moottorin jarrukoepenkissä mitatun
vääntömomentin Te ja pyörimisnopeuden n avulla seuraavan yhtälön mukaan
TeP
0dT/dt kun
dt
dT
dt
edW
eP
dt
dT
dt
Td )(
(1.5.3)
missä /dtd (1.5.4)
=kampiakselin kiertokulma, kammenkulma
(KK/rad/) dWe=vääntömomentin työdifferentiaali
Kuva 3. Polttomoottorin hyötysuhteen ja akselitehon suureet.
Vauhtipyörä
Q1 Pe, T , We Sylinteri
e Q2
Internal Combustion Engine
Seoksenmuodostus
Palotila: palamisprosessi
Käynninohjausjärjestelmä
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
16
Ottamalla huomioon akselitehon yhtälöt (1.3.1) ja (1.5.3), saadaan
kampiakselilta vääntömomentin (T) riippuvuus polttoaineen massavirran ja
lämpöarvon sekä moottorin kokonaishyötysuhteen ja kampiakselin
kulmanopeuden funktiona. Moottorin vääntömomentille voidaan johtaa yhtälö
fhfmeηω
1T
ωTfhfmeηeP
.
.
(1.5.5)
missä =2n ; n=moottorin pyörimisnopeus; moottorin kierrosluku
Kampiakselin kiertoajan aikadifferentiaali dt voidaan määrittää
kampiakselin kulmanopeuden ja kulmadifferentiaalin davulla seuraavasti
dn2
1d
ω
1dt (1.5.6)
Tietyllä kammenkulma-alueella (1…2) kampiakselin kiertoaika t on
)1
2
1
2(n2
1d
ω
1t (1.5.7)
Aikavastetta t vastaava moottorin pyörimisnopeus määritetään
mittausarvoista
m
k
knk
n11
1
(1.5.8)
Pyörimisnopeuden vaihtelu korreloi vääntömomentin vaihtelua dT/dt, kuva
4.
Kuva 4. Moottorin vääntömomentin työdifferentiaali ja vääntömomentin
muutos ajan ja kammenkulman /(KK) funktiona.
T/Nm
dT
dWe=Td
rad t/s
d
dt
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
17
1.6 Polttoaineen lämpötehon jakaantuminen
Polttoaineen lämpöteho(lämpöenergia)jakaantuu kampiakselilta saatavaksi
tehoksi ja eri häviöiksi. Määritellään yhtälöt kuvan 5 merkintöjen mukaan.
Ideaalisen koneen lämpöteho Pt(power output of ideal engine)on
Kuva 5. Polttoaineen lämpötehon jakautuminen akselitehoon ja häviö-
komponenteiksi.
fct ηP (1.6.1)
missä
f=polttoaineen sisältämä lämpöteho (fuel energy rate)
c=työkierron hyötysuhde (cycle efficiency)
Indikoitu teho Pi (indicated power)on polttoaineesta saatu teho
sylinterissä
frcfii ηηηP (1.6.2)
missä
i=indikoitu hyötysuhde (indicated efficiency)
r=hyvyyssuhde (relative efficiency)
Yhtälöstä (1.7.2) saadaan indikoidulle hyötysuhteelle yhtälö
rci ηηη (1.6.3)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
18
Akselitehon Pe yhtälöksi saadaan
fmifmrcfee ηηηηηηP (1.6.4)
missä
m=mekaaninen hyötysuhde
Yhtälöistä (1.6.3)ja (1.6.4) saadaan kokonaishyötysuhteelle e yhtälö
mrcmie ηηηηηη (1.6.5)
Kuvan 4 merkintöjen täydennyksiä:
ex=ideaalikoneen pakokaasujen sisältämä lämpöteho sylinterissä (heat
flow rate to exhaust of the ideal engine)
Kuvan merkinnöin voidaan kirjoittaa yhteydet
lie
lei
PPP
PPP
(1.6.6)
missä
Pl=häviöteho(loss power)
Häviötehon komponentteja ovat: Kitkahäviöt, kaasunvaihtohäviöt ja
apulaitehäviöt. Häviöt määritellään termodynaamisessa työkierrossa
keskimääräisinä tehollisen keskipaineen häviökomponentteina. Akseliteho
(Pe) määritellään mekaanisen hyötysuhteen (m) indikoidun tehon (Pi) tulona
imePηP (1.6.7)
Mekaaninen hyötysuhde m voidaan esittää muodossa
i
e
i
e
mp
p
P
Pη
(1.6.8)
missä
pe=tehollinen keskipaine
pi=indikoitukeskipaine
m:n arvoja on esitetty taulukossa 3. Ottamalla huomioon yhtälöt (1.6.6) ja (1.6.7), saadaan häviöteholle
esitys
iml)Pη(1P
(1.6.9)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
19
Taulukko 3. Otto- ja dieselmoottorin mekaanisen hyötysuhteen viitearvoja.
Kuvassa 6 on esitetty ottomoottorin mekaaninen hyötysuhde (m), ideaalisen
koneen työkierron hyötysuhde (c) ja kokonaishyötysuhde (e)
puristussuhteen () funktiona.
Kuva 6. Ottomoottorin mekaaninen ja indikoidu hyötysuhde sekä
kokonaishyötysuhde puristussuhteen (compression ratio)funktiona.
(m)
(c)
(e)
()
Diesel Otto
ahtamaton 0,75...0,82 0,65...0,78
ahdettu 0,78...0,86 0,75...0,85
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
20
2 Polttoaineen palamisen teoreettinen ilmantarve ja palamisyhtälöt
2.1 Polttoaineen palamisen teoreettinen ilmantarve
Hiilivetypolttoaineella kuten normaali bensiinillä palamisilman (ma)
tarve on ma=14,5-14,8 kg ilmaa/1kg polttoainetta. Määrittely vastaa
teoreettisen so. stökiömetrisen palamisen edellyttämää ilmantarvetta,
jolloin ilmakerroin =1,0. Ilmakerroin määritellään
oL
L (2.1.1)
missä
L=käytetty ilmamäärä ( kg ilmaa/kg polttoainetta)
Lo=teoreettinen ilmamäärä (kg ilmaa/kg polttoainetta)
Kaasumaisilla polttoaineilla käytetään tilavuusyksikköä
oV
V (2.1.2)
missä
V=käytetty ilmamäärä(m3 ilmaa/ m3 polttoainetta))
Vo=teoreettinen ilmamäärä (m3 ilmaa/m3 polttoainetta)
Määritetään moottoriin syötettävän seoksen massan(m) yhtälö ja
ilmakertoimen ja ilmanmassavirran yhteys akselitehon yhtälöön
f
.m a
.m
.m
suhteen ajan nderivoidaa f
ma
mm
(2.1.3)
Ilman massa ja massavirta
mm
mm
fm
am
af
fa
..
..
oL
oL
oL
1
(2.1.4)
Akselitehon yhtälö ilman massavirran ja teoreettisen palamisen voidaan
myös esittää muodossa
fha
.m
eη
eP
oL
1
(2.1.5)
Ilmakertoimelle saadaan lauseke
fha
.m
ePe
η
oL
1 (2.1.6)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
21
Ilman massavirran yhtälö on
fheη
eP
a
.m
oL
(2.1.7)
2.2 Hiilivetypolttoaineen palamisyhtälöt
Polttomoottoreissa käytettävät polttoaineet ovat hiilivetyjä. Energian
kantajina toimivat hiili ja vety. Hiilivetypolttoaineet sisältävät rikkiä
0,001…5% raaka-öljyn lähteestä ja jalostusasteesta riippuen. Määritetään
palamisen ilmantarve hiilen, vedyn ja rikin kemiallisten
reaktioyhtälöiden mukaan ja määritetään vastaavat molaariset massat
Hiili: C+O2CO2
12 +32=44
Vety: 2H2+O22H2O
4 + 32=36 (2.2.1)
Rikki: S+O2SO2
32+32=64
Polttoaineen massa koostuu pääosin hiilestä, vedystä ja rikistä, jolloin
voidaan kirjoittaa polttoaineen massayksikön kuvaukselle yhtälö
C+H+S = 1 massayksikkö. (2.2.2)
missä C=hiilen massaosuus(kg/kg), H=vedyn massaosuus (kg/kg), S=rikin
massaosuus(kg/kg).
Kerrotaan molaariset massayhtälöt kertoimilla C/12, H/4 ja S/32, jolloin
saadaan seuraava yhtälöryhmä
Lasketaan yhtälön molemmat puolet yhteen, jolloin saadaan polttoaineen,
palamisilman ja palamistuloksien yhtälöt
Yhtälöstä (2.2.4) havaitaan, että 1 kg:n täydelliseen palamiseen
tarvitaan happea määrä
S32
64S
32
32S
(2.2.3) HH32
H
C12
44C
12
32C
4
36
4
2S9HC3
11S8HC
3
8 SHC
(2.2.4)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
22
(kg) S8HC3
8 . (2.2.5)
Määritetään teoreettisen palamisen ilmantarpeen yhtälö Lo. Otaksutaan,
että ilma sisältää 23,14 painoprosenttia happea, jolloin yhtälö on muotoa
(2.2.6) kg
kg S)3HC (S)8HC (
0,23
1
oL
8
3
30,23
8
3
8
Palamistulokset sisältävät hiilidioksidia, vettä, rikidiokdidia ja
reaktioihin osallistumattomia(inerttejä) kaasuja, kuten typpi ja
jalokaasut(helium ja argon). Polttoaineen massayksikköä vastaavasti
muodostuu palamiskaasuja Kex määrä
Happea (oxygenaatti)sisältävän polttoaineen (alkoholit: metanoli,
etanoli) teoreettisen palamisen ilmantarve Lo on
missä
O=hapen massaosuus polttoaineessa.
Esim. 1. Normaali bensiini sisältää 86% hiiltä ja 14% vetyä. Rikin osuus
vähän merkitsevänä jätetään huomioon ottamatta. Tällöin teoreettisen
palamisen ilmantarve on
Esim. 2. Etanoli (C2H5OH) sisältää 52% hiiltä, 13% vetyä ja 35% happea.
Rikin osuus jätetään huomioon ottamatta. Teoreettisen palamisen
ilmantarve on
etanolia1k aa/palamisilm 9,03kgkg
kg 0)0,350,1330,52 (
oL
8
3
8
3
30,23
8g
Kaasupolttoaineelle voidaan vastaavasti kirjoittaa teoreettisen palamisen
ilmantarve
(2.2.8) kg
kg S)O3HC (
oL
8
3
8
3
30,23
8
bensiiniä normaali ilmaa/1kg 14,84kg kg
kg S)00,14H30,86 (
oL
30,23
8
(2.2.7) kg
kg 2S9HCS)8HC (
23
77
exK
3
11
3
8
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
23
(2.2.9) 3
m
3m
)V4
n(m
2
V
2
V
0,21
1
oV
nH
mC
HCO
missä
VCmHn=hiilivedyn tilavuusosuus (m3/m3)
VH=vedyn tilavuusosuus (m3/m3)
VCO=hiilimonoksidin tilavuusosuus (m3/m3)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
24
Yleinen hiilivetypolttoaineen palamisyhtälö voidaan esittää muodossa
Ilman otaksutaan sisältävän 21 tilavuus-% happea(O2) ja 79 tilavuus-%
muita kaasuja (78% typpeä(N2) ja 1% jalokaasuja). Hiilivetypolttoaineelle
voidaan esittää yleinen palamisyhtälö
Yhtälöstä 2.2.10 havaitaan, että täydellisessä palamisessa yhdestä moolista hiilivetypolttoainetta
muodostuu m moolia hiilidioksidia (CO2), n/2 moolia vettä (H2O) ja typpeä(sis. jalokaasut)
79/21(m+n/4) moolia. Täydellisen palamisen tuloksena muodostuu hiilidioksidia (CO2). Se on merkittävä
kasvihuonekaasu. CO2-päästöä voidaan vähentää ainoastaan polttoaineen kulutusta vähentämällä ja
siirtymällä vaihtoehtoisiin polttoainelähteisiin, joiden palamisprosesseissa ei muodostu
haitallisessa määrin hiilidioksidia. Kansainvälisissä ajoneuvomääräyksissä on esitetty tavoitteet
CO2-päästön vähentämiseksi.
2.3 Ilmakertoimen vaikutus otto- ja dieselmoottorin toimintaan
Ottomoottorit toimivat laajalla ilmakerroin alueella. Ilmapolttoaine-
seos on homogeeninen, jolloin seoksen eri kerroksissa ilmakerroin on
likimäärin yhtä suuri. Kylmäkäynnistyksessä ja kylmänä ajon aikana
moottori toimii ilma-alimääräällä moottorin käyntilämpötilasta riippuen
ilmakertoimen ollessa =0,70-0,90. Kuvasta 7 havaitaan, että CO- ja HC-emissiot ja polttoaineen ominaiskulutus b ovat korkeat. Typenoksidien NOx
muodostus kylmässä moottorissa on verraten vähäistä. Moottorin
saavutettaessa normaalin käyntilämpötilan ilmakerroin asettuu lähelle
teoreettista seosta =1,0 ja ilmakertoimen säätöjärjestelmällä
varustetussa moottorissa =1,00,03. Tällöin moottori toimii kapealla
ilmakertoimen alueella, -ikkunassa. Edellä mainittu on vaatimuksena
kolmitoimikatalysaatorilla varustetuissa moottoreissa. Teoreettisen
seoksen alueella polttoaineen kulutus saavuttaa minimin bmin, sekä CO- ja
HC-emissiot ovat alhaisimmillaan. Lämpimässä ja erityisesti kuuma-ajossa
typenoksidien NOx muodostus on korkeimmillaan johtuen korkeasta
palamislämpötilasta. Ilmakertoimen kasvaessa >1, CO-emissiot ovat
alhaisimmillaan ja HC-emissiot kasvavat jyrkästi mm. palamiskatkoksista
johtuen. Vastaavasti typen oksidien emissiot alenevat. Paras
polttoainetalous saavutetaan osakuormalla ilmakertoimen ollessa =1,05-1,10, tällöin moottori toimii ilmaylimäärällä. Moottorin
maksimivääntömomentti (M) saavutetaan ilmakertoimen ollessa <1, noin 0,85-0,90.
Dieselmoottori toimii aina ilmaylimäärällä, jolloin >1. Seos on
epähomogeeninen. Sylinteriin ruiskutetun polttoainekartion ulkoreunoilla
ilmakerroin >1 ja suihkun sydänosassa <1. Sydänosassa hapen puute
aiheuttaa partikkelien ja nokihiukkasten muodostumisen. Käytännössä
kemiallinen ts. teoreettinen palaminen (=1) ei ole dieselmoottorissa mahdollista savutuksen raja-arvojen ylittyessä. Savutuksen raja-arvot on
tärkeä mitoitustekijä dieselmoottorin valinnassa eri käyttötarkoituksiin.
Laiva- ja voimalaitoskäyttöön tarkoitetut moottorit mitoitetaan
esimerkiksi kulkuneuvo- ja työkonemoottoreita suurempaa ilmaylimäärää
2)N4
n (m
21
79O2H
2
n
2mCO
2)N4
n (m
21
79
2)O4
n (m
nH
mC (2.2.10)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
25
käyttäen riittävän ylikuormituskyvyn (10%)saavuttamiseksi savutusrajaan
nähden sekä palotilan termisten rasituksien alentamiseksi ja
turboahdetuissa pakokaasun lämpötilan rajoittaminen tyydyttävälle
tasolle.
Taulukossa 4 on esitetty ilmakertoimen viitearvoja ahtamattomille ja
ahdetuille kulkuneuvo-, työkone-, voimalaitos- ja laivamoottoreille.
Taulukko 4. Eri käyttöympäristössä toimivien ahtamattomien ja ahdettujen
moottoreiden ilmakertoimien viitearvoja täydellä kuormituksella.
2.4 Moottoreiden pyörimisnopeusluokat
Otto- ja dieselmoottorit(2- ja 4-tahtiset)jaotellaan pyörimisnopeuden
mukaan, kun suurin jatkuva teho on käytössä.
Ottomoottorit:
Keskinopeakäyntiset moottorit: n=300-1200 r/min
Nopeakäyntiset moottorit: n>1200 rpm.
Dieselmoottorit:
Hidaskäyntiset moottorit n 250 r/min Keskinopeakäyntiset moottorit: n=300…1200 r/min
Nopeakäyntiset moottorit: n>1200 r/min.
n=moottorin pyörimisnopeus r/min
Moottorityyppi Työkierto Ahtamaton Ahdettu
Kulkuneuvomoottorit
Henkilöautomoottorit: Otto 0,8…1,0 0,9…1,0
3-toimikatalysaattori Otto 1,0 1,0
Diesel 1,3…1,5 1,4…1,6
Kuorma-autojen ja Diesel 1,2…1,3 1,7…2,0
työkoneiden dieselmoottorit
Voimalaitos- ja laivadieselmoottorit
Nopeakäyntiset Diesel 1,5…1,7 1,8…2,1
Keskinopeat Diesel - 1,9…2,3
Hidaskäyntiset Diesel - 2,3…2,6
Kaasumoottorit
Keskisuuret ja suuret Otto 1,2…1,4 1,3…1,5Otto 1,2…1,4 1,3…1,5
” ” Diesel - 1,7…2,3Diesel - 1,7…2,3
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
26
M
Kuva 7. Ilmakertoimen () vaikutus Ottomoottorin pakokaasuemissioihin ja
polttoaineen ominaiskulutukseen.
b
bmin
Ilmakerroin
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
27
3 Otto- ja dieselpolttoaineet
3.1 Otto- ja dieselpolttoaineiden jalostus
Perinteisesti otto- ja dieselmoottoreiden toiminta perustuu tutkittujen
ja kokeellisesti testattujen hiilivetypolttoaineiden käyttöön.
Merkittävin energialähde on toistaiseksi ollut fossiiliset
polttoainevarannot maankuoressa. Maaöljy on tuunnetuin fossiilinen
polttoainelähde. Se sisältää pieniä määriä rikkiä 0,1..0,7%, typpeä
0,01..0,9% ja happea 0,06…0,4% sekä kemiallisesti sitoutuneena mm.
nikkeliä ja vanadiinia (1…100ppm ; 1…1500ppm). Maaöljyn rikkipitoisuus
riippuu öljyvarannon maantieteellisestä sijainnista. Maaöljytyypit
jaotellaan seuraavasti: parafiiniset, nafteeniset, asfalttiset,
aromaattiset ja sekaperusteiset raakaöljyt. Maaöljystä valmistettavan
hiilivety-polttoaineen valmistusprosessi on pääpiirteittäin esittety
kuvassa 8. Jalostusprosessi tapahtuu krakkausvedyttämismenetelmällä.
Tislausprosessissa eri lämpötiloissa saadaan erotetuksi eri
käyttötarkoituksiin sopivia hiilivetypolttoaineita kuten bensiiniä,
petroolia, dieselöljyä ja sivutuotteina raskas öljyä, kaasua,
voiteluöljyä ja bitumia. Esimerkiksi raakabensiinin tislauslämpötila-
alue on 70-200C, moottoripetroli 180-250C , dieselöljy 180-370C ja
voiteluöljyt n. 360C.
Kuva 8. Hiilivetypolttoaineiden ja muiden sivutuotteiden jalostuksen
prosessikaavio.
Kuvassa 9 on esitetty polttomoottoreiden energialähteet: maaöljy,
maakaasu, hiili ja biomassa(puu, sokeriruoko, maissi) sekä niiden
jalosteet ja käyttötaseet (%).
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
28
Kuva 9.
Polttomoottoreiden energialähteet ja käyttötaseet.
3.2 Hiilivetypolttoaineiden rakennemuodot
Hiilivetypolttoaineet sisältävät tyypillisesti CmHn-ketjuja ja happea
sisältävät polttoaineet CmHnOx-ketjuja. Tyypillisiä
hiilivetypolttoaineissa käytettäviä hiilivetyjä edustavat alkaanit,
alkeenit, sykliset yhdisteet, aromaattiset hiilivedyt ja alkoholit.
Alkaanien rakenne on muotoa CnH2n+2, joita kutsutaan myös
normaaliparafiinisarjan hiilivedyiksi. Molekyylirakenne on ketjumainen ja
hajoava palotilan olosuhteissa ja täten soveltuu heikosti
ottomoottoripolttoaineeksi. Sen sijaan dieselpolttoaineeksi soveltuu
hyvin, esimerkiksi heksaani C6H14.
Alkaanit
Alkaaneihin kuuluvat metaani CH4 , etaani C2H6, propaani C3H8, ja butaanit
C4H10. Edellä mainitut ovat kaasuja. Nestemäisessä muodossa esiintyviä
alkaaneja ovat: pentaanit C5H12 heksaanit C6H14, heptaanit C7H16 ja oktaanit
C8H18. Suoraketjuisissa hiilivedyissä nestemäinen olomuoto ylettyy
heksadekaaniin saakka C16H34. Iso-oktaani C8H18(isoparafiinisarja, CnH2n+2)
soveltuu ottomoottoripolttoaineeksi korkean nakutuskestävyyden ansiosta,
mutta ei sovellu dieselpolttoaineeksi. Iso-oktaanin kiehumispiste on
99,3C, tiheys 692kg/m3 ja tutkimusoktaaniluku ROL=100. Vastaavasti
heksaanin C6H14 kiehumispiste on 69C, tiheys 662kg/m3 ja
tutkimusoktaaniluku ROL25. Alkeenien lähteitä ovat maaöljy ja maakaasu. Hiilivetypolttoaineiden sovelluksissa niiden merkittävin ominaisuus on
hyvät palamisominaisuudet. Kaasumaiset alkaanit muodostavat ilman kanssa
räjähtävän seoksen. Alkeeneja käytetään kaasumaisten ja nestemäisten
hiilivetypolttoaineiden ja voiteluaineiden komponentteina. Alkaanit ovat
värittömiä ja hajuttomia, eivät liukene veteen sen sijaan joihinkin
orgaanisiin liuotteisiin. Kuvassa 10 on esitetty etaanin ja propaanin
rakenneketju.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
29
Etaani Propaani
Kuva 10. Etaanin ja propaanin rakennemuodot. Suora ja haarutuva
hiilivetyketju.
Alkeenin hiilivetyrakenne on avoin, muotoa CnH2n. kutsutaan myös
olefiineiksi. Tietyssä kohdissa ketjua hiiliatomeilla on kaksoissidos.
Lämpöarvo on alhaisempi kuin parafiiinisarjan hiilivedyillä(pieni vedyn
osuus). Niillä on hyvä nakutuskestävyys ja näin ollen soveltuvat
ottomoottoripolttoaineeksi. Alkeenien perushiilivety on
eteeni(etyleeni)C2H4 kuva 11.
Kuva 11. Eteenin hiilivetyrakenne.
Aromaattiset hiilivedyt
Aromaattiset hiilivedyt ovat alisyklisiä yhdisteitä ns. rengasmaisia
hiilivetyjä. Niiden perushiilivety on bentseeni C6H6,(aromaatti, CnH2n-6).
Bentseeni on nakutuskestävä, sen kiehumispiste on 80C, sulamispiste
+5,5C, tiheys 870kg/m3 ja moottorioktaaniluku MOL=115. Tärkeimpiä
muotoja ovat 5- ja 6-hiiliatomia sisältävät yhdisteet syklopentaani C5H10
ja sykloheksaani C6H12(nafteeni, CnH2n), kuva 12. Sykloheksaanilla on hyvä
nakutuskestävyys, kiehumispiste on 80C, tiheys 879kg/m3 ja
tutkimusoktaaniluku ROL=83. Bentseeniä käytetään bensiinin oktaaniluvun
säätöön, koska sillä on korkea puristuskestävyys. Bentseeni on vahva
liuotin. Aromaattisia hiilivetyjä sisältävä dieselöljy muodostaa
dieselmoottorissa partikkeleita, jotka sisältävät ns. PAH-
yhdisteitä(polysyklisiä yhdisteitä). Niillä on tutkimuksin osoitettu
olevan karsinogeeninen (carcinogenic)vaikutus. Partikkelin kulkeutuessa
hengitysilman mukana keuhkoihin, se saattaa aiheuttaa altistumisen ja
keuhkosairauden.
Bentseeni
Dimetyylibentseeni
Kuva 12. Bentseenin ja dimetyylibentseenin rengasmainen rakennemuoto.
Alkoholit
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
30
Alkoholipolttoaineista tunnetuimmat ovat metanoli CH3OH ja etanoli C2H5OH.
Hiilivetyrakenteessa voidaan yksi tai useampi vetyatomi korvata OH-
ryhmällä(hydroksidiryhmä), kuva 13. Alkoholit sisältävät happea ja ovat
ns. oxygenaatteja. Esimekiksi metanoli sisältää 50 paino-%, etanoli
35paino-% happea. Muista ominaisuuksista todettakoon mm. metanoli on
väritön, myrkyllinen, helposti palava neste, jonka kiehumispiste 65C.
Etanoli on väritön, veteen täysin liukeneva, jonka kiehumispiste on 78C, myrkyllisyys on lievempi kuin metanolilla. Metanoli ja etanoli soveltuvat
tietyin edellytyksin polttomoottoreiden polttoaineiksi. Metanolin alempi
lämpöarvo on hf=19,7MJ/kg ja teoreettisen palamisen ilman tarve on 6,4
kg/kg vastaavasti etanolilla hf=26,8MJ/kg ja teoreettisen palamisen
ilmantarve on 9,0 kg/kg.
Metanolin käyttö bensiiniin verrattuna alentaa typenoksidien (NOx),
hiilimonoksidin (CO) päästöjä sekä vähentää savusumun ns. smog:in ja
otsonin muodostusta. Alkoholien käyttö asettaa huomattavan korkeat
vaatimukset materiaalien valinnalle polttoaineen siirto- ja
ruiskutulaitteille mm. polttoaineen sisältämän veden, happojen ja liima-
aineiden aiheuttaman korroosion ja syövyttävyyden suhteen. Metanolin
alhaisesta lämpöarvosta seuraa kaksinkertainen kulutus, jolloin
vastaavassa suhteessa tulee suurentaa polttoaineen ruiskutusventtiilin
massavirtaa ja tankin tilavuutta.
Polttokennojen energian lähteenä käytetään metanolia ja vetyä.
Autokäyttöön tarkoitetut polttokennojärjestelmät ovat autonvalmistjien
aktiivisen tutkimustoiminnan piirissä. Käytettäessä suoraa
metanolipolttokennoa(DMFC) kennon hyötysuhde on tasolla 30…40%,
alkaalisella polttokennolla (AFC) ja polymeerielektrolyytti-
polttokennolla(PEFC) merkittävästi korkeampi noin 50…60%.
Kaksiarvoisista alkoholeista tunnetuin on etyleeniglygoli CH2OHCH2OH,
käytetään nimitystä glygoli. Sillä on alhainen jäätymispiste ja tämän
ominaisuuden perusteella sitä käytetään mm. kulkuneuvojen ja työkoneiden
moottoreissa jäähdytysnesteenä.
Metanoli Etanoli
Kuva 13. Metanolin ja etanolin rakennemuodot, hiilivetyketju ja
hydrosidiryhmä.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
31
Bensiinin ja alkoholin seos
Autokäytössä alkoholia sekoitetaan bensiiniin noin 15%. Kylmässä
ilmastossa tapahtuu seoksessa faasijakautuminen bensiiniksi ja
alkoholiksi. Etenkin besiinin ja metanolin seos jakautuu jo pienen
vesipitoisuuden vallitessa. Etanoli on täysin bensiiniin liukeneva ja
näin ollen bensiinin ja etanolin seoksella ei tapahdu faasijakaumaa
haitallisessa määrin.
Puhdas alkoholikäyttö
Puhtaassa alkoholikäytössä alkoholin osuus on noin 90%. Alkoholien
korkean puristukestävyyden ansiosta niillä on korkea oktaaniluku, jolloin
on mahdollista nostaa moottorin puristussuhdetta ja suurentaa moottorin
kokonaishyötysuhdetta. Käynnistysominaisuuksien parantamiseksi
sekoitetaan isopentaania 5-9%. Kylmissä olosuhteissa
kaksipolttoainejärjestelmä(bensiini/alkoholi)on tarpeellinen kylmä-
käynnistyksen ja kylmäajon turvaamiseksi. Moottorin saavuttaessa
normaalin käyntiämpötilan siirrytään puhdasalkoholikäyttöön.
Alkoholien käyttö dieselmoottorissa
Alkoholeja voidaan tietyin edellytyksin käyttää dieselmoottoreissa ilman
merkittäviä moottorin rakenteellisia modifikaatioita. Dieselöljyn ja
etanolin seos on mahdollinen. Etanolin huono syttyminen alentaa
setaanilukua, jolloin käytännössä etanolin osuus on enintään 10…20%, kun
edellytetään, että setaaniluku 45. Syttyvyyttä parantavina lisäaineina käytetään orgaanisia nitriittejä. Alkoholia voi myös olla emulsiona
dieselöljyssä. Tällöin lisäaineen osuus kasvaa suureksi. Toisaalta
emulsio voidaan muodostaa myös mekaanisesti ennen ruiskutusta palotilaan,
jolloin vältytään lisäaineistukselta.
Korkeapuristeisissa suoraruiskutusmoottoreissa alkoholipolttoaine
ruiskutetaan palotilaan kuten dieselmoottorissa. Alkoholien
syttymisominaisuudet ovat verraten heikot, jolloin sylinterin
puristussuhteen () tulee olla korkea =23…25.
3.3 Polttoaineiden tunnusluvut ja ominaisuudet
Ottomoottoreiden polttoaineiden vaatimukset on määritelty EN 228-normissa
ja USA:ssa ASTM D439-normissa.
Polttomoottoreiden käytön kannalta keskeisiä tunnuslukuja ovat:
lämpöarvo, palamiskelpoisen seoksen lämpöarvo(hiilivetypolttoaineet ja
nestekaasu noin 3500…3700kJ/m3), lyijypitoisuus(max 5mg/litra), ja
rikkipitoisuus (max 150mg/kg). Matala rikki- ja lyijytön omaava
polttoaine on kolmitoimikatalysaattorin ja -anturin toiminnan
perusedellytys ja pakokaasupäästöjen vähentämiseksi. Edellä mainittujen
lisäksi tunnusluvuista on syytä mainita tiheys, nakutuskestävyys,
haihtuvuus, tislauskäyrä, höyrynpaine ja lisäaineet. Polttoaineen
tiheyden tulee olla 720-775 kg/m3.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
32
3.4 Lämpöarvo
Polttoaineen alempi lämpöarvo saadaan, kun kalorimetrisestä lämpöarvosta
vähennettynä veden höyrystymislämpö. Polttomoottoreissa vesihöyry
poistuu pakokaasujen mukana, joten veden höyrystymislämpöä ei voida
hyödyntää. Polttoaineen alempi lämpöarvo voidaan määrittää Boie’n
yhtälöstä
MJ/kg O)-10,47(S94,21HC35,17hf
(3.4.1)
missä
C=hiilen massaosuus (kg/kg)
H=vedyn massaosuus (kg/kg)
O=hapen massaosuus (kg/kg)
S=rikin massaosuus (kg/kg)
3.5 Leimahduspiste, itsesyttymislämpötila ja syttyvyysrajat
Leimahduspisteellä tarkoitetaan sellaista lämpötilaa, jossa polttoaine
normaalissa ilmanpaineessa kaasuuntuu ja muodostaa ilman kanssa
palamiskelpoisen kaasuseoksen, kun liekki tuodaan riittävän lähelle
kaasua. Polttoaineen leimahduspiste tulee ottaa huomioon
polttoainejärjestelmän ja polttoainesäiliön suojauksessa.
Polttoaineen itsesyttymislämpötila on alhaisin lämpötila, jossa
polttoaine syttyy ilman hapen läsnä ollessa. Polttomoottoreissa
itsesyttymislämpötila on merkittävä suure. Se kuvaa polttoaineen
syttymisvastetta, olla syttymättä palotilassa puristustahdin aikana.
Ottomoottorissa seoksen tulee syttyä ainoastaan sähkökipinästä ja palaa
sen jälkeen normaalisti koko palamisvaiheen ajan. Taulukossa 5 on
esitetty hiilivety-polttoaineiden ja alkoholien leimahduspisteitä
vastaavat lämpötilat ja itsesyttymislämpötilat.
Taulukko 5. Hiilivetypolttoaineiden ja alkoholien leimahduspisteet ja
itsesyttymislämpötilat.
Ottomoottorissa käytettävien polttoaineiden syttyvyysrajan mitta on
kokeellisesti määritetty kaasuuntuneen polttoaineen tilavuusosuus kf(%).
Esimerkiksi bensiinin syttyvyyden alaraja laihalla seoksella >1
kf=1,4%, rikkaalla seoksella <1 yläraja kf= 6,0% ja teoreettisella
seoksella =1 raja-arvo kf=1,7, taulukko 6.
Polttoaine Leimahduspiste C Itsesyttymislämpötila C
Moottoribensiini <-20 300…400
Dieselöljy 56…85 250
Metanoli 11 450
Etanoli 21 420,0
Raskas polttoöljy 55…180 -
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
33
Taulukko 6. Ottomoottoripolttoaineiden syttyvyysrajaa vastaavat
polttoaineen kaasutilavuusosuudet laihalla, rikkaalla ja teoreettisella
seoksella.
3.6 Tislauskäyrä
Polttoaineen tislauskäyrä on oleellinen sovitettaessa polttoaine
moottoriin eri kuormitusolosuhteisiin, kuva 14. Tislauskäyrä määritellään
kolmessa eri lämpötilassa 70C, 100C ja 150C. Lämpötilassa 70C höyrystyneen polttoaineen määrä tulee olla riittävä hyvän
kylmäkäynnistävyyden turvaamiseksi ja toisaalta varmistettu höyrylukon
estämiseksi moottorin ollessa kuuma. Lämpötilassa 100C höyrystyneen
polttoaineen määrä turvaa moottorin lämmitysvaiheen käytön sekä lämpimän
ja kuuman moottorin kiihdytysajon. Lämpötilassa 150C polttoaineen
nestetilavuus tulee olla riittävän suuri estämään poltto-aineen
kulkeutumisen kampikammioon voiteluöljyn laimentumisen estämiseksi
etenkin kylmäkäynnistyksessä ja kylmäajon aikana. Moottoribensiinin
tislaus tapahtuu lämpötila-alueella 30…190C.
Tislauskäyrän lämpötilakäyttäytymiseen vaikuttaa olennaisesti mm.
bensiinin valmistuksessa käytettyjen hiilivetyjen rakenne. Esimerkiksi
alkoholia sisältävän hiilivedyn tislauskäyrä on jyrkempi kuin
hiilivedyillä yleensä ja toisaalta alkoholipolttoaineilla höyrylukko
esiintyy alhaisemmissa lämpötiloissa. Tislauskäyrän sovitukseen liittyen
polttoaineen höyrynpaineelle on määritelty raja-arvot: kesällä ja
talvella sekä edellä mainituissa lämpötilapisteissä. Normin prEN 13016-1
mukaan auton tankissa säilytettävän polttoaineen säilyvyyden mittana
käytetään höyrynpaineen määritystä 38C lämpötilassa. Höyrynpaine kesällä min/max=45/60kPa, talvella 60/90 kPa(Sakan arvo), höyrystynyt määrä
min/max lämpötilapisteissä: 70C; kesällä 20/80til-%, talvella 22/50til-
%,100C; 46/71 til-% ja 150C 75/- til-%. Esim. BE95 ER
normaalibensiinin(Neste) kesälaadun höyrynpaine on 60..70 kPa,
kevätlaadun 70…80 kPa ja talvilaadun 80…90kPa. Tislauksen loppupisteen
maksimi on 210C. Ylimenokaudella höyrylukkoindeksin (Vapour Lock Inex, VLI) tunnusarvo on 1150. VLI-arvo kuvaa polttoaineen ominaisuuksia
moottorin kuumakäynnistyksessä ja kuumana ajossa. Polttoaineilla, jotka
eivät sisällä alkoholia, VLI-arvon ja höyry/nestesuhteen arvoilla on
selkeä korrelaatio.
Polttoaineen lisäaineiden vaatimuksena on estää polttoaineen
vanheneminen, pitää yllä imu- ja polttoainejärjestelmän puhtautta, estää
korroosiota ja estää moottorin nakuttava käynti. Varastoinnissa
Polttoaine Alaraja kf % Yläraja kf % kf %
Laiha >1,0 Rikas<1,0 Teor.=1,0
Bensiini 1,4 6,0 1,7
Metanoli 6,0 36,0 12,3
Etanoli 3,5 19,0 5,7
Vety 4,1 74,0 29,6
Metaani 5,3 14,0 9,5
Propaani 2,1 9,5 4,6
Butaani 1,6 8,5 3,1
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
34
hapettumista(ilman sisältämä happi)ja metalli-ionien katalyyttistä
vaikutusta vastaan käytetään ns. vanhenemisen estoaineita mm. fenoli- ja
aminikomponentteja. Puhtauden ylläpitämiseksi polttoaineeseen lisätään
peseviä lisäaineita ns. detergenttejä. Polttoaineeseen lisätään ns.
korroosion estoaineita veden aiheuttaman korroosion välttämiseksi
polttoainejärjestelmässä.
Nakutuskestävyyden parantamiseksi käytetään lisäaineita mm. metyyli-
tertiääributyylieetteriä(MTBE) pitoisuuden ollessa 3..15% ja eri
alkoholilaatuja esim. metanolia pitoisuuden ollessa 2…3%.
Kuva 14. Moottoribensiinin, lentobensiinin, petroolin ja kaasuöljyn
tislautumiskäyrät.
A=raskas kaasuöljy
B=kevyt kaasuöljy
C=lentopetroli
D=lentopetroli(sotilaskäyttö)
E=moottoribensiini
F=lentobensiini
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
35
3.7 Oktaaniluku RON ja MON
Ottomoottoreiden (SI) polttoaineille määritetään puristuskestävyys
oktaanilukuun perustuen. Polttoaineen puristuskestävyys tutkitaan
koemoottorissa palamisen aikana nakutusmittauksilla. Kokeellisesti on
havaittu, että ottomoottoripolttoaineen nakutuskestävyyden ja
itsesyttymislämpötilan välillä on selvä riippuvuussuhde so. korrelaatio.
Koemoottorin käyntiparametrit on määritelty taulukossa 7.
Koepolttoaineena käytetään n-heptaania C7H16 ja iso-oktaania C8H18, kuva 15. n-heptaanin nakutustaipumus on suurin ja tällöin oktaaniluku merkitään
MON=0 tai RON=0 ja vastaavasti iso-oktaanin pienin, jonka oktaaniluku
merkitään MON=100 tai RON=100. Oktaaniluku ilmaisee iso-oktaanin
tilavuusosuuden prosentteina n-heptaanin-seoksessa, joka
koemoottorissa(CFR tai BASF-koemoottori)käyttäytyy samalla tavoin
nakutuksen kuin tutkittava polttoaine. Oktaaniluku voidaan määritettään
Research-menetelmällä(RON) ja Moottorimenetelmällä (MON). Korkea RON-arvo
kuvaa polttoaineen nakutuskestävyyttä kiihdytysajossa MON-arvo
vastaavasti huippunopeusajossa. Käytännössä MON-arvot ovat pienempiä kuin
ROL-arvot. Esimerkiksi lyijyttömien polttoaineiden vähimmäisvaatimukset
EN 228 mukaan nakutuskestävyyden suhteen: Super bensiini min.
RON/MON=95/85, normaali bensiini RON/MON=91/82,5 , super plus bensiini
RON/MON, =98/88. Taulukossa 7 on esitetty koemoottorin käyntiparametrit:
pyörimisnopeus, puristussuhde, sytytysajoitus, imuilman ja seoksen
esilämmitys ja mittausjärjestelmän mittausepävarmuus. Tavallisesti
koemoottori on yksisylinterinen CFR-moottori(Cooperative Fuel Research),
säädettävä puristussuhde, valmistaja Waukesha Motor Company.
Kuva 15. Iso-oktaanin ja
n-heptaanin
hiilivetyrakenne./1/
Taulukko 7. Koemoottorin käyntiparametrit hiilivetypolttoaineen
oktaanilukujen RON- ja MON-arvojen määritykseen.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
36
Oktaanilukujen RON- ja MON-määritys
Koemenetelmien standardit ovat:
ASTM D 908-55 CFR F-1 Research Method:Tutkimusmenetelmä
tutkimusoktaaniluvun määritykseen. Vastaava saksalainen normi DIN 51756.
ASTM D 357-53 F-2 Motor Method: Moottorimenetelmä moottorioktaaniluvun
määritykseen. Vastaava saksalainen normi DIN 51756.
ASTM D 614-49 CFR-3 Lean Mixture Method: Laihan seoksen menetelmä
lentomoottoreiden polttoaineille.
ASTM D 909-49 CFR F-4 Rich Mixture Method: Rikkaan seoksen menetelmä
ahdettujen lentomoottoreiden polttoaineille.
CFR F-1 menetelmässä n=600r/min, CFR F-2 menetelmässä n=900r/min,
taulukko 3. Kokeet antavat eri suuret oktaaniluvut, koska eri
polttoaineilla on erilainen herkkyys (RON-MON) lämpötilaan, paineeseen ja
moottorin pyörimisnopeuteen nähden kuin iso-oktaanin ja n-heptaanin
seoksella.
RON=Research Octan Number, MON=Motor Octan Number. Yleensä erotus RON-
MON=8…10yksikköä.
Sellaisille polttoaineille joiden nakutuskestävyys on korkeampi kuin iso-
oktaanin, kuten metanoli ja etanoli, voidaan oktaaniluku määrittää (Obert,
E.F.:Combustion Engine and Air Pollution. Third Edition. New York, 1973, 740p.) kaavasta
2
TETETE
TE
P0,0352167P1,4721,0P0,7361,0
P28,28100ON
(3.7.1)
missä PTE= lyijytetraetyylipitoisuus ml/US gall.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
37
3.8 Dieselpolttoaineen setaaniluku
Dieselpolttoaineiden kansainväliset vaatimukset esitetään standardissa EN
590. Tärkeimmät vaatimukset ovat: syttymisherkkyys, leimahduspiste,
kylmäkäyntiominaisuudet, suodatettavuus, tiheys, tislautumisalue,
voiteluominaisuudet, karstoittumistaipumus, rikkipitoisuus ja
lisäaineet.
Dieselmoottorissa syttymistapahtuman tulee käynnistyä, kun puristettuun
kuumaan ilmaan ruiskutetaan polttoainetta. Ruiskutuksen alkuhetken ja
polttoaineen syttymisen välinen aikaviive ns. syttymisjättämä. Sen tulee
olla mahdollisimman pieni. Diselpolttoaineen syttymisherkkyyttä kuvataan
suureilla setaaniluku ja setaani-indeksi. Setaaniluvun säätelyssä
käytetään n-Heksadekaania C16H34, jonka setaaniluku on 100 ja on ns.
herkästi syttyvä komponentti ja -Methyylinaftaliinia C11H10, jonka
setaaniluku on 0,kuva 16. Vaikeasti syttyvän komponentin
heptamertyylinonaanin setanniluku on 15. Setaaniluvun ja setaani-indeksin
arvo lauhkeassa ilmastossa min. setaaniluku 51 ja setaani-indeksi min.
46, arktisessa ilmastossa min. 49…47 ja setaani-indeksi min. 46…43.
Lisäksi setaani-indeksin minimiarvo tulee saavuttaa useissa
lämpötilapisteissä tislauksen maksmimäärän mukaan. Tutkittavalle
polttoaineelle setaaniluku määritetään kokeellisesti
vertailupolttoaineseoksien syttymis-herkkyyden perusteella. Kun
tutkittavan polttoaineen syttymisherkkyys on sama kuin tunnetulla(SL)
vertailupolttoaineella, niin tutkittavan setaaniluku on yhtä suuri.
Setaaniluku määritellään polttoaineen sisältämän setaanin %-osuuden ja
0,15xheptametyyli-nonaanin %-osuuden summana
HMN(%)0,15SC(%)SL (3.8.1)
missä SC=setaanin %-osuus
HMN=heptametyylinonaanin %-osuus
Esim. Kun SC=42% ja HMN=58% SC=42,0+8,7=50,751.
n-Heksadekaani -Methyylinaftaliini
Kuva 16. Dieselöljyn setaaniluvun säädössä käyettävät vertailu-
polttoaineet.
Dieselpolttoaineelle määritetään mm. syttymispisteen minimiarvo 55C, vesipitoisuus max 200 mg/kg, rikkipitoisuus max 350 mg/kg. Viskositeetti
määritetään (40C:ssa) lauhkeassa ilmastossa min/max 2/4,5 mm2/s ja
arktisessa ilmastossa (40C:ssa) min/max 1,5/4…1,2/4 mm2/s.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
38
Dieselöljyn tiheydelle on asettettu raja-arvot(15C:ssa) lauhkeassa
ilmastossa min/max 820/840 kg/m3 ja arktisessa ilmastossa min/max
800/845…800/840 kg/m3. Dieselöljyn lämpöarvon ja tiheyden välillä on
havaittava korrelaatio. Tiheyden kasvaessa lämpöarvo kasvaa ja kääntäen.
Ruiskutusmäärän perustuessa tilavuusyksiköihin, tiheyden muutos aiheuttaa
vastaavan suuruisen polttoainemassan muutoksen ja seossuhteen ts.
ilmakertoimenn muutoksen. Tiheyden kasvu saattaa aiheuttaa savutuksen
lisääntymistä ja tiheyden alenema puolestaan akselitehon laskun ja
polttoaineen kulutuksen kasvun.
Kylmässä ilmastossa lämpötilan ollessa 0C tai alhaisempi, alkavat
paraffiinikiteet muodostua huonontaen dieselöljyn juoksevuutta, jolloin
pumpattavuusominaisuudet huononevat ja suodattimessa tukkeutumistaipumus
olennaisesti kasvaa. Kylmäkäyntiominaisuudet määrietään EN 590 mukaan
CFPP-menetelmällä(CFPP-Cold Filter Plugging Point) CFPP-arvo määritellään
kesä- ja talvilaaduille.
Polttoaineen hyvä voitelukyky etenkin sekavoitelualueella on erittäin
tärkeä ominaisuus polttoainelaitteiden kuten pumpun ja ruiskutus-
laitteiden toimintavarmuuden, kulumisen hallinnan ja riittävän
taloudellisen elinkaaren saavuttamiseksi. Voitelu-ominaisuudet testataan
HFRR-kulumiskokeella(EN 590).
Setaaniluvun määritys
ASTM D 613-62T CFR F-5 Cetane Method: Setaaniluvun määritys
dieselmoottoriksi muunnetulla CFR-mootorilla. Moottori on varustettu
puristussuhteen säädöllä ja pyörrekammiolla. Setaaniluku määritetään
siten, että puristussuhdetta muuttamalla saadaan tutkittava polttoaine
syttymään 13 KK BTC (mitataan suuttimen neulan noususta). Tämän jälkeen
etsitään sellainen vertailupolttoaine, joka syttyy 13 KK BTC. Setaaniluku määritetään setaaniluvun SL-kaavalla.
Lisäaineet
Lisäaineilla parannetaan polttoaineen spesifisä laatuominaisuuksia,
tärkeimmät ovat juoksevuus ja kylmäkäyntiominaisuudet. Polttoaineen
talvilaadut sisältävät polymeerejä.
Syttymisherkkyyden parantajina (cetane improver) käytetään alkoholeja ja
salpietarihappoestereitä. Lisäksi ne alentavat palamisesta aiheutuvaa
käyntimelua ja partikkelipäästöjä. Edellä mainittujen lisäksi
polttoaineeseen lisätään voitelevuutta parantavia lisäaineita, sekä
puhdistavia, syöpymisen ja vaahtoamisen estoaineita.
3.9 Biopolttoaineet
Polttomoottoreissa voidaan käyttää useita ns. vaihtoehtoisia
polttoaineita. Tunnettuja polttoainelähteitä ovat mm. kaasumaiset
hiilivedyt: maakaasu ja nestekaasu. Synteettistä bensiiniä ja dieslöljyä
voidaan valmistaa kivihiilestä. Biopolttoaineet ovat vahvasti tulossa
polttomoottoreiden energialähteiksi. Biopolttoaineita ovat: biomassa
(puu, sokeriruoko, maissi), biokaasu ja biodieselöljy. Biomassasta
voidaan valmistaa metanolia ja etanolia.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
39
Dieselmoottoreiden biopolttoainelähteistä mainittakoon öljykasveihin
lukeutuva rypsi. Se ei sovellu suoraan puristettuna rypsiöljynä
palotilaan poltettavaksi runsaan karstoittumisen vuoksi.
Dieselpolttoaineiksi soveltuvat rypsiöljyjalosteet, kuten
rypsiöljymetyyliesteri(RME) ja rypsiöljyetyyliesteri(REE).
Rypsiöljysterit sisältävät happea 10,5-12,6 paino-%, taulukko 8.
Polttoaineen sisältämä happi vaikuttaa edullisesti palamiseen mm.
vähentäen savutusta.
Taulukko 8. Rypsiöljymetyyliesterin (RME) ja rypsiöljyetyyli-esterin(REE)
hiilen, vedyn ja hapen massaosuudet.
3.10 Kaasut
Orgaanisia kaasulähteitä mm. ovat: puu, puuhiili, turve, turvebriketti,
hake ja sokeriruoko. Ne soveltuvat otto- ja dieselmoottoreiden
polttoaineeksi. Kaasu tulee suodattaa ennen käyttöä. Dieselmoottorissa
palaminen käynnistetään ruiskuttamalla sytytyspolttoneste sylinteriin.
Mainittakoon, että puukaasua käytettiin II-maailmansodan aikana
kuljetusajoneuvojen polttomoottoreiden energian lähteenä.
Maakaasua käytetään joukkoliikentteen ajoneuvoissa sekä pääsovelluksina
voimalaitos- ja teollisuusmoottoreissa. Moottorit toimivat 2-, 4-
tahtisina otto- ja dieselmoottoreina. Dieselmoottorissa kaasu sytytetään
pienellä dieselpolttoaineannoksella. Sen suuruus on 5..10% syötetystä
energista. Polttoaine syötetään sylinteriin imu- tai ahtoilmaan
sekoitettuna. Laihaseosmoottoreilla voidaan saavuttaa noin 80% vastaavan
dieselmoottorin tehosta. Korkeapaineruiskutusta käytettäessä voidaan
saavuttaa vastaava teho kuin dieselmoottorilla. Laivakäyttöön tarkoitetut
kaasudiselmoottorit(Wärtsilä Diesel) perustuvat 4-tahtiperiaatteeseen ja
kaasun korkeapaineruiskutukseen (250 bar).
Maakaasun pääkomponentti on metani CH4(n. 99%). Sulamispiste on -184C,
kiehumispiste -162C ja tiheys 0,717 kg/m3, normaaliolosuhteissa (po, To). Muut komponentit ovat etaani C2H6, etyleeni C2H4, hiilidioksidi, happui ja
rikkivety. Rikkipitoisuus < 0,001g/m3.
Nestekaasu soveltuu parhaiten ottomoottorin polttoaineeksi esimerkikisi
autoissa. Etuna on verraten kattava kaasupullojen täyttö- ja
vaihtosemaverkosto. Moottori on varustettava höyrystimellä polttoaineen
kaasuuntumisen aikaansaamiseksi sekä seoksenmuodostusta varten
sekoitusventtiilin.
Nestekaasu on propaanin ja butaanin seos. Ylipaineessa seos on
nestemäisessä muodossa ja normaaliolosuhetissa kaasuna. Propaanin
kiehumispiste on -42C ja butaanin -0,5 C . Nestekaasuna tyypillinen seos sisältää propaania ja butaania, tilavuussuhteen ollessa 1:1.
Massaosuus% RME REE
Hiili C 75,8 77,4
Vety H 11,6 12,1
Happi O 12,6 10,5
100,0 100,0
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
40
4 Seoksenmuodostus otto- ja dieselmoottorissa
4.1 Seoksenmuodostus ottomoottorissa
Ottomoottorissa seoksenmuodostus voidaan tuottaa ulkoisella
järjestelmällä sylinterin ulkopuolella tai sisäisellä järjestelmällä
sylinterin sisällä. Polttoaine-ilmaseos imetään sylinteriin männän
aikaansaaman imun vaikutuksesta ja seos puristetaan noin 20..30 bar
paineeseen sylinterin puristussuhteen arvosta riippuen =8…12. Seoksen
lämpötila puristusvaiheen päättyessä on 400…500C. Sytytyshetkellä
polttoaineen tulee olla täydellisesti höyrystynyt, koska ainoastaan
kaasun ja höyryn seokset voivat muodostaa homogeenisen seoksen. Seoksen
palamisprosessi käynnistetään ajoitetulla sähkökipinällä(SI) ennen
männän saapumista yläkuolokohtaan (TDC).
Ulkoisessa seoksenmuodostuksessa polttoaine ja ilma sekoittuvat
tasaisesti kerroksittain, seos on homogeeninen. Homogeenisilla seoksilla
syttymisherkkyys on verraten hyvä ilmakerroin alueella =0,6…1,6. Palamisrintaman etenemisnopeus pienenee jyrkästi ilmakertoimen kasvaessa.
Käytännössä ottomoottorit voivat toimia ilmakertoimeen alueella
=0,8…1,4. Kun ilmakerroin >1,4, tarvitaan eritysjärjestelyjä, jotka toteutuvat ns. laihaseosmoottoreilla. Kylmäkäynnistyksessä ja
kylmäajossa seosta on rikastettava =0,7..0,8, jotta saadaan
syttymiskelpoinen seos. Rikastaminen tapahtuu kuristussäädöllä ts.
rikastusläpällä. Seossuhteen vaihtelut eri sylintereiden ja työkiertojen
suhteen, tulee olla verraten pienet.
4.2 Kaasutinrakenteet
Kaasuttimet voidaan jakaa ns. putouskaasuttimiin (vertikaalinen) ja
vakkakaasuttimiin (horisontaalinen). Putouskaasutin on yleisin, johtuen
mm. kohokammoin ja suutinjärjestelmien edullisesta
sijoittamismahdollisuuksista ihanteellisen seoksen muodostukselle ja
jakamiselle sylintereihin. Vaakakaasuttimia käytetään etenkin silloin,
kun moottoritilan korkeus halutaan matalaksi. Vaakakaasuttimet ovat
rakenteeltaan kiinteäkurkkuisia tai vakiopainekaasuttimia, niitä
käytetään usein viritetyissä moottoreissa. Vakiopainekaasuttimessa
polttoaineen virtaus kurkussa tapahtuu vakiopaineella. Ilman
virtauspoikkipinta-alan säätö tapahtuu penumaattisella mäntäluistilla,
jossa säätöneula säätää polttoaineen määrää männän liikkeeseen
verrannollisesti. Kaasuttimen polttoaineen syöttöpiirit ovat:
pääsuutinpiiri, joutokäynti- ja siirtymävaihepiiri ja kiihdytyspiiri.
Putouskaasuttimen rakenne
Seos johdetaan kaasuttimen kokoojaputkesta erillisiä imukanavia
(horisontaaliset putket) myöten sylintereihin. Seoksen muodostus tapahtuu
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
41
imuputkessa kaasuttimen ja imuventtiilin välisessä kanavassa, kuva 14.
Imukanaviston virtaus suunnitellaan virtauslaskennan ja simuloinnin
työkaluilla. Imuventtiilin avautuessa seos virtaa sylinteriin usein
pyörrevirtauksena(turbulenssi) tehostaen polttoaineen ja ilman
sekoittumista ja sylinterin täyttymistä tuoreella seoksella. Imu- ja
pakoventtiilin yhtäaikaisella aukioloajalla (overlap) pyritään
parantamaan sylinterin täytösvirtausta ja sylinterin puhdistumista
edellisen työkierron palamiskaasuista. Etenkin 2-tahtimoottoreissa
huuhtelumenetelmästä riippuen edellisen työkierron palamiskaasut
vähentävät merkittävästi sylinteritäytöstä ja lisäävät CO- ja HC-
päästöjä.
Kuvassa 17 on esitetty kaasutinjärjestelmän rakenneperiaate, kuvassa 18
tyypillisen putouskaasuttimen käyntipiirit ja suuttimet sekä kuvassa 19
sähköisesti ohjattu kaasutin.
Kuva 17. Kaasutinjärjestelmän periaatekaavio. 1=polttoainesäiliö, 2=polttoinepumppu(mekaanien), 3=polttoiansuodatin, 4=kaksoiskaasutin,
5= imusarjan pukisto, 6=kaasuläppä, 7 = rikastinläppä, 8=imuventtiili, 9=nokka-akseli.
7
9
6
8
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
42
Kuva 18. Putouskaasuttimen pääsuutin, tyhjäkäynti- ja kiihdytyspiirit,
suuttimet sekä kurkun, kaasu- ja rikastusläpän kanavaosuuksien
paineprofiilit.
Kuva 19. Sähköisesti ohjatun kaasuttimen rakenne.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
43
4.3 Kaasuttimen perusyhtälöt
Tarkastellaan kaasuttimen mitoitussuureita yksinkertaistetun mallin
avulla, kuva 20. Tavanomainen suure putouskaasuttimen mitoituksessa on
polttoainesuuttimen ja kaasuttimen kurkun haklkaisijasuhde. Kaasuttinen
toimnta perustuu kohokammion ja kurkun paine-eron tekemään työhön
polttoaineen virtauksen aikaansaamiseksi pääsuuttimen ja suihkutusputken
välityksellä kaasuttimen kurkussa ja sekoittuen virtaavaan ilmaan
seokseksi. Mitoitusperusteena ovat: moottorin tehon perusteella
määritetty polttoaineen ja ilman massavirta, Bernolloin yhtälö, tunnetut
virtauskertoimet sekä polttoaineen ja ilman tiheysarvot.
Kuva 20. Kaasuttimen mitoitussuureet.
Johdetaan yhtälöt kuvan 19 suureiden mukaan
Ilman massavirta LvLρLψLA
.
Lm (4.3.1)
missä AL=kurkun poikkileikkausala (m2)
L=ilman empiirinen virtauskerroin
L=ilman tiheys(kg/m3) vL=ilman virtausnopeus (m/s)
Polttoaineen massavirta B
vBρB
ψB
A.B
m (4.3.2)
missä AB=kurkun poikkileikkausala (m2)
B= polttoaineen empiirinen virtauskerroin
B=polttoaineen tiheys (kg/m3) vB=polttoaineen virtausnopeus (m/s)
Sovelletaan Bernoullin yhtälöä, jolloin paine-erolle saadaan yhtälöt:
Kaasuttimen kurkussa paineen pudotus on
2
2L
vL
ρ
LΔp (4.3.3)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
44
Polttoainesuuttimessa paineen pudotus on
2
2B
vB
ρ
BΔp (4.3.4)
Paine–ero E
pu
p B
Δp-L
Δp (4.3.5)
missä pu=kohokammion paine
PE=paine kaasuttimen kurkussa (minimihalkaisijan kohdalla)
Määritetään polttoaine-ilmaseoksen seossuhde ts. ilmakerroin
.
.1
Bm
Lm
oL
(4.3.6)
Sijoitetaan yhtälöön (4.3.6) ilman ja polttoaineen massavirran yhtälöt
(4.3.1) ja (4.3.2) ja ottamalla huomioon yhtälöt (4.3.4) ja (4.3.5),
jolloin ilmakertoimella saadaan yhtälö
Bρ
Lρ
Bv
Lv
Bψ
Lψ
BA
LA
oL
1λ (4.3.7)
Määritetään polttoainesuuttimen (dB) halkaisijan suhde kaasuttimen kurkun
halkaisijaan (dL)
Kaasuttimen kurkun minimipoikkileikkaus AL=dL2/4(virtausakseli on
poikkileikkauksen AL-tason normaali) ja polttoainesuuttimen
poikkileikkausala AB=dB2/4. Ottamalla huomioon yhtälö (4.3.7),
polttoainesuuttimen ja kaasuttimen kurkun halkaisijan suhteelle saadaan
ehto
4
1
Bρ
Lρ
Bψ
Lψ
oL
1
Ld
Bd
(4.3.8)
Esim. 3. Määritä pääsuuttimen ja kaasuttimen kurkun halkaisijasuhde, kun
kaasuttimen kurkun ilmanvirtauskerroin 0,80 ja polttoainesuuttimen
0,85. Ilmantiheys määritetään olosuhteissa pa=0,9 bar ja Ta=1C ja
polttoaineen 740 kg/m3. Seossuhteen otaksutaan teoreettiseksi ja
teoreettisen palamisen ilmantarve on 14,5 kg/kg.
Ratkaisu: Ilmantiheys määritetään kaavalla (4.3.9), jolloin saadaan
tiheydelle arvo a=L=1,16 kg/m3. Asetetaan parametreille arvot: L=0,80,
B=0,85, B=740 kg/m3 ja ilmakerroin =1,0. Sijoitetaan arvot yhtälöön (1.31), jolloin saadaan dB/dL=0,051.
3m
kg
)/CaT(273,16
288,16
101,325
(kPa)ap1,225
a (4.3.9)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
45
4.4 Yksi- ja monipisteruiskutusjärjestelmä
Nykyaikaisissa moottoreisessa sovelletaan yksipiste ja
monipisteruiskutusta. Yksipisteruiskutuksessa(SPI=sinle point injection)
polttoaineannos ruiskutetaan yhden ruiskutussuuttimen välityksellä
imukanavaan ja monipisteruiskutuksessa(MPI=multi point injection)
sylinterikohtaisiin imukanaviin. Ruiskutuspaineen suuruus on noin 3 bar.
Ruiskutussuutimen virtausaukkojen ala on vakio. Vakiopaineessa
läpivirtauksen massavirta on likimäärin vakio. Eri kuormitusolosuhteisiin
tarvittava polttoaineannos määritellään moottorin kuormitusparamerien
kombinaationa, jonka perusteella määräytyy kuormitusta vastaava
ruikutusjakson pituus. Kuvassa 21 on esitetty yksi-ja
monipisteruiskutusjärjestelmän periaate.
Kuva 21. Yksi- ja monipisteruiskutusjärjestelmän periaate.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
46
Kuvassa 22 on esitetty sylinterikohtainen polttoaineen ruiskutus-
järjestelmä. Ruiskutus ohjataan ohjauslaitteen välityksellä. Kuvassa 23
on esitetty L-Jetronic- polttoainejärjestelmä.
Kuva 22. Sähköisesti ohjattu ruiskutusjärjestelmä. TE=ruiskutusaika,
suuremerkinnät viittaavat kaasuttimen mitoitussuureisiin.
Kuva 23. L-Jetronic-polttoainejärjestelmä.
Kuvassa 24 on esitetty 4-sylinterisen moottorin rinnakkainen ja
sekventiaalinen ruiskutusmenetelmä. Sekventiaalisessa menetelmässä
optimoidaan ruikutusaikaa ja polttoineen esivarastoa.
Kuva 24. Rinnakkainen ja sekventiaalinen ruiskutusmenetelmä.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
47
Einlaβventil, offen=imuventtiili, auki, Einsprizung=ruiskutus
4.5 Sähköisesti ohjattu seoksen säätöjärjestelmä
Seoksen säätöjärjestelmän muodostavat: ilmamäärän mittausjärjestelmä,
polttaineen ruiskutusmäärän säätöjärjestelmä, -anturi ja lukuisa määrä moottorin käynninohjaukseen liittyviä antureita, kuva 25.
Kuva 25. Ottomoottorin seoksenmuodostus- ja käynninohjausjärjestelmä
varustettuna kolmitoimikatalysaattorilla -seoksen säätö-järjestelmällä.
4.6 Ilmamäärän mittausmenetelmät
Moottorin palamisprosessiin ottama ilmamäärä mitataan imuputkeen
asennetun ilmamäärämittarin avulla. Perustyypit ovat läppätyyppinen
virtausmittari, kuumalanka-ilmamassamittari ja Kármán-Vortex-
virtausmittari, kuva 26.
Läppätyyppisessä mittarissa mittaus perustuu imuilmanvirtauksen
jousivoimamittaukseen(k=vakio) ja vastaavan jännitearvoon, jonka
perustella ohjataan polttoaineen ruiskutussuuttimen aukioloaikaa.
Lämpötilan aiheuttamat ilmamäärän vaihtelut eliminoidaan lämpötila-
anturimittauksiin perustuvalla korjaussäädöllä.
Kuumalanka-ilmamassamittarin toiminta perustuu sähköiseen
siltakytkentään, jossa kuumennetun langan lämpötila pidetään vakiona
sähkövirran avulla ohi, koska virtaavan ilman massavirta pyrkii lankaa
jäähdyttämään. Langan ottama virta on verrannollinen ilman massavirtaan,
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
48
kuva 26a). Lankaan muodostuva karsta poistetaan kuumennushehkutuksella.
Kuumafilmi-ilmamassamittari toimii samalla periaatteella kuin kuumalanka-
ilmamassamittari, kuva 23. Siltakytkennän sähköisiä piirejä on koottu
tukiaineen (keramiikkasubstraatti) päälle vastusfilmiin.
Karstamuodostuksen haitat on eliminoitu lämmönsiirtymisen kannalta siten,
että tunniste-elementin etuosaan muodostuvalla karstalla ei ole
vaikutusta mittaustulokseen.
Kármán-Vortex-virtausmittari mittaus perustuu mittauselementissä
ilmavirran pyörteilyyn, jonka taajuus on verrannollinen tilavuusvirtaan,
kuva 26b). Ilmavirtauksen taajuus mitataan poikittain virtauskanavaan
lähetetyistä ultraääniaalloista. Ilman pyörteily vaikuttaa
ultraääniaaltojen etenemisnopeuteen. Ultraäänivastaanotin mittaa
ultraääniaaltojen etenemisnopeuden. Se muunnetaan
sähkösignaalivasteeksi, jonka perusteella määritetään taajuus ja vastaava
tilavuusvirta.
a) b)
Kuva 25. Kuumafilmi-ilmamassamittarin ja Kármán-Vortex-virtausmittarin
rakenne sekä mittaussignaalin käsittelyvaiheet ja muodot.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
49
4.7 Lambda-anturisäätö
Lambda-anturisäädöllä pyritään tehokkaaseen pakokaasupäästö-
komponenttien, kuten hiilimonoksidin (CO), hiilivetyjen (HC) ja typen
oksidien (NOx) vähentämiseen. Päästöjen raja-arvojen saavuttaminen ja
alittaminen edellyttää kolmitoimikatalysaattorilla varustetussa
ottomoottorissa stökiömetristä seossuhdetta, jolloin seoksen tulee olla
kapeassa ilmakerroin alueessa =1±0,005 ns. lambdaikkunassa, kuva 27. Pakokaasumääräykset ovat voimassa USA:sssa, Europpassa ja Japanissa.
Kuva 27. Ottomoottorin pakokaasupäästökomponentit ilman katalysaattoria
ilmakertoimen funktiona, seossuhdealue so. -ikkuna ja -anturin jännitesignaalin ominaiskäyrä sekä pakokaasukomponenttien konsentraatiot
kolmitoimikatalysaattorin puhdistusprosessissa.
Ilmakertoimen arvolla >1,0 laihaseossäädössä tavoitellaan alhaista
polttoaineen kulutusta moottorin toimiessa kuristamattomana. Ilmamäärän
kasvaessa vastaavasti typen oksidien (NOx) muodostuminen lisääntyy,
jolloin katalysaattorin pelkistyskapasiteettia tulee vastaavasti
suurentaa. Ottomoottorin laihaseossovelluksissa käyntiraja on 1,7. Se edellyttää merkittävästi kehittyneempää moottorin ohjausjärjestelmää kuin
toimittaessa stökiömetrisissä olosuhteissa.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
50
Lambda-anturin mittaus perustuu Zirkoniumdioksidi-anturin toimintaan
pakokaasuvirtauksessa kalvaanisena happipitoisuuskammiona, kuva 28.
Anturin ulko- ja sisäkuori on kiinteä Pt-elektrodi (Platina-cermet).
Ulkokuori on pakokaasujen ympäröimä ja sisäelektrodi puolestaan
ympäröivän ilman tilassa. Ulko- ja sisäelektrodin välissä tilassa
sijaitsee zirkoniumdioksidi (ZrO2-elektrodi). Se koostuu
zirkoniumdioksista ja yttriumoksidista. Yttriumoksidi on lähes puhdas
happi-ionien johdin. Se kykenee erottamaan pakokaasuvirassa läsnä olevan
ilman ts. pakokaasun sisältämän jäännöshapen. katalyyttisesti toimivat
elektrodit saavuttavat termodynaamisen tasapainotilan, jolloin =1. Se ilmenee anturin jännitteen (Us) ominaispiirroksessa ns. kynnyskäyränä.
Mittaus perustuu jännite-eromittaukseen (Us) Nemets’in kaavan mukaan
2
2
O
O
sp
p
F
RT
4
1U
*
ln (4.7.1)
missä
R=yleinen kaasuvakio
F=Faradyn vakio
T=absoluuttinen lämpötila
PO2=hapen osapaine pakokaasussa
PO2*=hapen osapaine vertailukaasussa
Polttoaineen ominaisuuksista ja palamisesta riippuen pakokaasu saattaa
sisältää sellaisia aineosia, joiden termodynaaminen tila ei saavuta
tasapainoa ja energian muunnokset eivät ole riittävän täydellisiä,
jolloin -arvo muuttuu. Moottorisovituksessa tämä korjataan. Esimerkiksi
lämpötilan muutoksien vaikutus - mittaukseen voidaan suureessa määrin
korjata lämmitetyllä -anturilla.
Kuva 28. Zirkoniumdioksidi-anturin rakenne -mittauksessa kiinnitettynä
pakokaasuputkistoon.
Oksidityyppisissä puolijohteissa, kuten vastusanturit(titaanioksidi,
strontiumtitanaatti), muuttavat oksidin O2-aukkopaikkojen
pitoisuusmuutoksista johtuen tilavuusyksikköjohtokyky muuttuu. Tähän
liittyy myös johtokyvyn lämpötilariippuvuus. Mittausepävarmuuden
vähentämiseksi on syytä kiinnittää huomiota lämpötilasäädön tarkkuuteen.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
51
Zirkoniumdioksidi-anturin käyttö laihoilla seoksilla rajoittuu
ilmakertoimen arvoon 1,5 ; edellyttäen, että käytetään lämmitystä(18W). Ulkoisen jännitteen vaikuttaessa Pt-elektrodeihin saa sähkövirta
siirtymään O2-ioneja katodilta anodille. O2-molekyylien virtaus
pakokaasusta katodille on estetty diffuusiosululla. Se saa aikaan
tietyllä kynnysjännitteellä pumppausvirran (mA) kyllästymispisteen. Tämä
raja-arvo(mA) on verrannollinen pakokaasun O2-pitoisuuteen.
Laajakaista-anturi
Laajakaista-anturilla on mahdollista mitata ilmakerroin rikkaalla ja
laihalla seoksella ilmakertoimen ollessa alueessa 0,7<<4, kuva 29.
Anturi on yhdistelmä zirkoniumdioksidi-anturista ja
rajavirtaperiaatteella toimivasta laihaseosanturista. Ilmakerroin
pumppausvirran (Ip) signaali on likimäärin lineaarinen Iplinf()ja näin ollen myös verrannollinen pakokaasun O2-pitoisuuteen. Mittauksessa
käytetään ZrO2-keramiikasta valmistettua pumppauskammiota ja ns. Nernst-
kammiota(Nernst Oxygen Concentration Cell), joka on pinnoitettu
huokoisella Pt-kerroksella. Kammiot on järjestetty siten, että niiden
välillä on mittausrako(measurin gap)10…15m. Mittausraon kautta on yhteys kaasukehään(pakokaasu). Se toimii diffuusiosulkuna ja vastaavan
rajavirran määrityksessä. Pumppauskammion jännite säädetään siten, että
kaasunkoostumus mittausraossa pysyy vakiona ilmakertoimen arvolla =1. Tätä pumppauskammion tilaa vastaava Nernst-kammion jännite UN=450mV.
Laihalla seoksella (>1), pumppauskammiosta virtaa happea ulos ja
rikkaalla seoksella (<1)virtaa happea pakokaasusta mittausrakoon
virtaussuunnan muuttuessa, johtuen CO2:n ja H2O:n hajoamistuloksista.
Anturin mittauslämpötila pidetään vakiona kuumentimella vähintään
600C:ssa.
Säätömenetelmät
Zirkoniumdioksidi-anturin säätö voidaan toteuttaa kaksipistesäätönä
yhdellä anturilla ja katalysaattorin jälkeen sijoitetulla lisäanturilla.
Kaksipistesäädössä anturijännitteen kynnyskuvaajan =1 säädön. toimisuure koostuu jänniteheilahduksesta(voltage jump) ja portaasta(voltage ramp),
muuttaen säädön suuntaa jokaisella jänniteheilahduksella seoksen
muuttuessa rikas/laiha tai laiha/rikas. Toimisuureen amplitudi on 2..3%,
rajoittaen säädön dynamiikka. Säädön perustana on lepoaikaojen summaus.
Anturilla tyypillinen virhemittaus johtuu pakokaasun koostumuksen
muutoksista. Sen vaikutus säätöön voidaan eliminoida valitsemalla
toimisuureen aikavaste epäsymmetriseksi ja modifioinnissa käytetään
anturin jännitysheilahduksen viiveaikaa tv kiinnitettynä, kuva 30.
Todettakoon, että kynnysarvon =1 tarkkuuteen vaikuttavat anturin
vanheneminen ja epäpuhtaudet vaikuttavat epäsuotuisasti
säätödynamiikkaan. Tarkkuutta voidaan parantaa eri pinnoitemenetelmillä.
Tällöin katalysaattorin jälkeen asennetun anturin altistuminen edellä
mainituille haittatekijöille on vähäisempää. Kaksi-anturisäädön
periaatteena on laiharikas- tai rikaslaiha-säätö. Se toteutetaan
hitaasti pieniä säätömuutoksia summaamalla. Menettelyllä saavutetaan
anturille pitempi käyttöikä.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
52
Laajakaista-anturin portaattomassa säädössä on mahdollista toteuttaa
jatkuva =1 säätö vakiona pidettävällä pienellä amplitudilla.
Säätöparametrit määritetään laskennallisesti moottorin kuormitustilan
mukaan moottorin kuormitusparametreista. Vakio- ja muutostilanteissa
ennakko-ohjaukseen liittyvät jännitevirheiden vaikutukset, voidaan
eliminoida portaattomalla -säädöllä. Pakokaasupäästöjen
puhdistusprosessin optimoinnissa etenkin laihaseosaluella
säätöpotentiaali on verraten hyvä, edellyttäen kiinnitettyjä
säätöparametreja.
Kuva 29. Laajakaista-anturin rakenne, kytkentäkaavio ja -ominaiskuvaaja
pumpun ottaman virran funktiona.
Kuva 30. Lambda-anturin kaksipistesäädössä anturijännitteen ja
ohjausjännitteen kuvaajat aikatasossa.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
53
4.8 Heterogeeninen seoksenmuodostus
Heterogeenisessa sisäisessä seoksenmuodostuksessa pyritään
kuristamattomaan moottorin toimintaan laajalla kierrosluku- ja
kuormitusalueella. Ottomoottoriin sovellettu suoraruiskutusmenetelmä
GDI(Gasoline Direct Injection) on saavuttanut merkittävän aseman
sarjavalmisteisten henkilöautojen seoksenmuodostusmenetelmänä 1990-
luvulta alkaen, kuva 31 ja kuva 32.
GDI-moottorissa polttoaine ruiskutetaan suoraan sylinteriin imutahdin
aikana. Polttoaine sekoittuu tehokkaasti ilman vertikaalivirtaukseen
männän ja imukanavien muotoilun aikaansaamalla vertikaalipyörteellä ja
drallin vaikutuksesta. Ruiskutuspaine on 30…50bar moottorin
kuormituksesta riippuen. Imukanavien spiraalimuoto ja tangentiaalinen
suuntaus ja vertikaalisesti suunnattu imukanava saavat aikaan
pyörreliikkeen sylinterissä ja ns. tumble-efektin. Saavuttettavia etuja
on mm. alhaisempi polttoaineen kulutus (laihat seokset), alhaisemmat CO-
ja HC-emissiot sekä korkeammat moottorin suoritusarvot. Lisäksi
polttoaineen sylinteriä jäähdyttävä vaikutus tekee mahdolliseksi käyttää
korkeampaa puristussuhteen arvoa ja siten kohottaa työkierron
hyötysuhdetta.
Kuva 31. Ottomoottorin suoraruiskutusjärjestelmä (GDI). a)suihkuohjattu b)seinämäohjattu c)ilmaohjattu 1=ruiskutussuutin(sähkömagneettinen ohjaus), 2=
sytytystulppa.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
54
Kuva 32. Ottomoottorin suoraruiskutusmenetelmä (DI). 1)polttoaine 2)ilmavirta 3)kaasuläppä 4)imusarja 5)ruiskutusventtiili 6)moottori.
4.9 Dieselpolttoaineen seoksenmuodostus
Dieselpolttoaineen sytyttämiseksi palotilassa, tulee puristetun ilman
loppulämpötilan olla merkittävästi korkeampi kuin polttoaineen
itsesyttymislämpötila. Sylinteriin ruiskutetun dieselöljyn
ruiskutuskartiossa seossuhde vaihtelee reunakartion erittäin laihasta
seoksesta >1 suihkun sydän osan erittäin rikkaaseen seokseen <1. Seoksenmuodostus on epähomogeeninen. Syttyminen tapahtuu erittäin
laajalla ilmakertoimen alueella. Dieselmoottori toimii aina
ilmaylimäärällä, jolloin >1, jotta haitallinen savutus voidaan välttää, kuva 33.
Kuva 33. Sylinteriin ruiskutetun dieselpolttoaineen ruiskutus-kartio,
jossa tapahtuu polttoaineen ja ilman sekoittuminen sekä höyrystyminen.
Kuvassa 34 on esitetty dieselpolttoainepisaran palamisprosessin vaiheita.
Polttoainepisara hyörystyy ja sekoittuu ilman kanssa muodostaen
höyryvyöhykkeen. Palamisprosessi käynnistyy, jolloin liekkirintama etenee
x-akselin suunnassa. Lämpötila kasvaa eksponentiaalisesti nestepisaran
< 1
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
55
hyörystymislämpötilasta liekkirintaman korkeimpaan lämpötilaan liekin
etenemissuunnassa. Samaan aikaan lämpötilan kasvuun verrannollisesti
hapen osapaine pO2 kasvaa. Polttoaineen paine pB kasvaa reunaverhoon saakka
liekkirintaman palamispaineen tasolle ja alentuen reunoilla höyrynpaineen
tasolle.
Kuva 34. Dieselpolttoainepisaran ja palamisilman sekoittuminen,
polttoaineen ja ilman höyrystymis- ja palorintamavyöhyke sekä
lämpötila- ja painesuureiden kehittyminen eri vaiheissa.
rikas; suihkun sisäreuna
laiha,suihkun ulkoreuna
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
56
5 Palorintama ja palamispainediagrammit
Hiilivetypolttoaineen ja ilman seoksen palamisnopeus voidaan määrittä
kokeellisesti rajatuissa olosuhteissa. Palorintaman etenemisnopeuteen
vaikuttavat mm. seoksenmuodostus, polttoaineen palamisominaisuudet,
palotilaratkaisu, sytytysjärjestelmän mitoitus, moottorin pyörimisnopeus
ja kuormitus sekä edellisen työkierron jäännöskaasut ja
sylinterinseinämien jäähdytysvaikutus. Esimerkiksi teoreettisella tai
hieman rikkaalla seoksella 1bar:in paineessa nopeus on suuruusluokkaa
0,5…7,5. Todellisessa moottorissa nopeudet ovat moninkertaiset eräiden
tutkijoiden mukaan noin 25m/s ylöspäin normaaliarvot ovat 60…90m/s.
Kuvassa 35 on esitetty palorintaman eteneminen kammenkulman arvoilla
yläkuolokohdan suhteen imumoottorissa ja ruiskutusmoottorissa. Kuvassa
36 on esitetty 3- ja 4-venttiilijärjestelmän, keskellä sijaitsevan
sytytystulpan (4-ventt.) ja kaksoissytytystulpalla(3-ventt.) varustetun
palotilan palorintaman etenemisen eri kammen kulma-arvoilla
yläkuolokohtaan(TDC)nähden.
Kuva 35. Imumoottori ja suoraruiskutusjärjestelmällä varustetun
moottorin palorintaman eteneminen eri kammenkulma-arvoilla
yläkuolokohtaan (OT) nähden.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
57
Kuva 36. Palorintaman eteneminen 4-venttiilillä ja yhdellä keskelle
sijoitetulla sytytystulpalla sekä 3-venttiilillä, epäkeskeisesti sivulle
sijoitetulla kahdella sytytystulpalla varustetussa palotilassa.
5.1 Dieselmoottorin nakuttava ja normaalipalaminen
Palaminen voidaan jakaa moneen peräkkäiseen vaiheeseen. Ensimmäinen vaihe
on nimeltään syttymisjättämä(Brennverzug). Se on aikaviive (1.vaihe),
joka kuluu siitä hetkestä kun polttoainepisara tunkeutuu palotilaan ja
syttyminen alkaa, kuva 37. Syttymisjättämän suuruuteen vaikuttavat mm.
polttoaineen syttymisominaisuudet, paine ja lämpötila puristustahdin
lopussa, polttoaineen hienojakoisuus, palotilan rakenne, pyörteisyys ja
moottorin kuormitus. Palamisen alkuvaiheessa tapahtuu nopea energian
vapautuminen, jolloin paine kasvaa jyrkästi 2. vaihe. Palamispaine ja
lämpötila kasvavat, jolloin sylinteriin ruiskutettu polttoaine palaa
välittömästi syttymisjättämän ollessa marginaalinen tai olematon.
Painenousun gradientti on suuruusluokkaa 7…10bar/KK (KK= kammen kulma-aste). Jos paineennousu on huomattavan suuri, ilmenee dieselnakutusta
kuvaava voimakas käyntiääni. Tyypillisesti dieselnakutus esiintyy
silloin, kun syttymisjättämä on pitkä ja palotilaan on kertyy
polttoainetta, jonka syttyessä tapahtuu lämpöenergian vapautuminen ja
usein erittäin jyrkkä paineen nousu. Huomautettakoon, että dieselnakutus
tapahtuu palamisen alkuvaiheessa ja ottomoottorissa palamisen
loppuvaiheessa, jolloin lämpöenergia vapautuu. Dieselnakutuspalamisessa
esiintyy erittäin jyrkkä paineen kasvu; korkea painegradientin arvo
yläkuolokohdan(TDC) jälkeen. Se voi johtaa sylinterivaurioon. Kuvassa 38
on esitetty periaatteellinen painediagrammi. Dieselnakutuksen syntyyn
vaikuttavat samat tekijät kuin syttymisjättämään, mm. epätasainen
polttoaineen pisarajakauma, matala paine ja lämpötila(kylmäkäynnistys)
sekä alhainen moottorin kuormitus.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
58
Kuva 37. Dieselpalamisen eri vaiheet ja painediagrammi kammenkulman
funktiona. Alemmassa kuvassa polttoaineen energian vapautumista kuvaava
käyrä, palavan polttoaineen massan suhde polttoaineannoksen massaan.
Kuva 38. Nakuttavan dieselpalamisen painediagrammi kammenkulman
funktiona.
3. vaiheen aikana palamispaine saavuttaa maksimiarvon ja paineen muutos
on verraten pieni. 4.vaiheessa tapahtuu jälkipalaminen. Syttymisjättämää
vastaava 1.vaihe tulee olla mahdollisimman pieni. Käytännössä
syttymisjättämä rajoittaa dieselmoottorin maksimipyörimis-nopeuden
tasolle 5000…6000r/min.
P
TDC KK
3.vaihe
2.vaihe 4.vaihe
1.vaihe
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
59
5.2 Ottomoottorin normaali ja nakuttava palaminen
Normaalipalamisessa palamisprosessi käynnistyy sytytyskipinän energiasta
pisteessä 1(Zündung), jolloin palamispaine(vahva katkoviiva) kehittyy
palamiselle tyypillisesti vaiheessa 23, kuva 39. Painehuippu
saavutetaan 2-5KK (ATC). Painegradientti pysyy sallituissa rajoissa.
Syttymisviive on väli 12, kun palamispainekäyrä erkanee
puristuskäyrästä(ohut katkoviiva). Syttymisjättämän suuruus riippuu
puristustahdin loppupaineesta, loppulämpötilasta ja seossuhteesta().
Palamispainekäyrän kasvuaika väli 23 riippuu mm. palotilan muodosta ja pyörrevirtaus-ominaisuuksista.
Ottomoottorin nakuttavassa palamisessa epätasainen painehuippu esiintyy
merkittävästi yläkuolokohdan (OT) jälkeen. Painediagrammissa kodassa (1)
itsesyttyminen tapahtuu hehkusytytyksenä ennen varsinaista sytytystä
sytytyskipinällä(Zündung) lämpötilan ollessa noin 1200 K, mikä vastaa
polttoaineen itsesyttymislämpötilaa. Kohdasta (2) alkaa nakuttava
palaminen painehuippuun saakka, kuva 39. Liekkirintaman edetessä seoksen
palamattomaan osaan kohdistuu korkea lämpö- ja painekuormitus aiheuttaen
seoksen odottamattoman itsesyttymisen ennen palamisrintaman saapumista.
Tämä aiheuttaa nopean palamispaineen ja lämpötilan kasvun sekä äänen
nopeudella etenevän paineaallon sylinterissä. Paineaallon törmäys ja
heijastumat sylinterin seinämään saavat aikaan ihmisen kuuloalueella
olevan nakutusäänen. Nakutusäänen nopeus vkc voidaan määrittää yhtälöllä
RTc
cv
v
p
kc (5.2.1)
missä
cp=kaasun ominaislämpökapasiteetti vakiopaineessa
cv=kaasun ominaislämpökapasiteetti vakiotilavuudessa
R=kaasuvakio, palamiskaasulle R0,290 kJ/kgK.
Kuva 39. Nakuttavan palamisen painediagrammi ottomoottorissa
kammenkulman ()funktiona.
3
2
(1)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
60
Esimerkki 3. Sylinterissä, jonka halkaisija D=86,0mm, palamiskaasun
kaasuvakioden suhde cp/cv=1,33, palamislämpötila T=2100K ja kaasuvakio
R=0,290 kJ/kgK. Määritä a)nakutusäänen nopeus b) äänen taajuus
sylinterissä.
Ratkaisu
a) 900m/s2100100,2901,33v3
kc
b) Hz 10471086,0
900
D
vf
3
kc
kc
.
Nakutusilmiöön liittyy epänormaalit palamisilmiöt kuten
pintasytytys(surface firing) ja jyrinä(rumble). Pintasytytyksessä
sekundäärisinä sytyttäjinä voivat toimia mm. hehkuva karsta palotilassa,
ylikuumentunut pakoventtiili, mäntä ja sylinterin seinämä sekä korkea
puristussuhde polttoaineen oktaanilukuun nähden. Edellä mainitut tekijät
aiheuttavat yleensä ennen aikaisen sytytyksen, sekundääristen sytyttäjien
ketjun ja epätasaisen palamisen sekä nakutusäänen.
Jyrinä (rumble); epänormaali käyntiääni esiintyy jyrkän paineen nousun
aikana. Normaali palamiseen verrattuna energian vapautuminen tapahtuu
lyhyemmässä ajassa kuin normaali palamisessa, mistä johtuen paine ja
lämpötila kasvavat jyrkemmin. Maksimipaine jyrinän esiintyy huomattavasti
aikaisemmin kuin normaali palamisessa. Toisaalta tätä kehitystä edistää
karstakerroksen palotilan tilavuuden pieneneminen ja lämpö eristävä
vaikutus, jolloin seoksen lämpötila kasvaa ja palamisen esireaktiot
kiihtyvät, kuva 40. Kokeellisesti on havaittu, että
ottomoottoripolttoaineen nakutuskestävyyden ja itsesyttymislämpötilan
välillä on selvä riippuvuussuhde so. korrelaatio.
Kuva 40. Yksinkertaistettu esitys ottomoottorin normaalipalamisen ja
jyrinän aikana esiintyvän paineen kasvusta kammenkulman funktiona.
Kuvassa 41 on esitetty sytytysennakon vaikutus ottomoottorin
palamispaine-diagrammiin, moottorin pyörimisnopeudella 4000r/min,
P
Jyrinä Normaali
palaminen
TDC KK
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
61
puristussuhteen arvolla e=10:1 ja sylinterin iskutilavuuden ollessa 445
cm3. Edullisin painediagrammi saavutetaan sytytysennakon arvolla 40KK
BTC, jolloin maksimipaine saavutetaan noin 5KK ATC. Pienemmillä
sytytysennakon arvoilla palaminen myöhästyy alentaen maksimipainetta ja
siirtää sen maksimin noin 40KK ATC. Tästä seuraa moottorin
jälkikäynti(rumble) ja huomattavasti vähentynyt paisuntatyö.
Kuva 41. Sytytysennakon vaikutus ottomoottorin palamispaine-
diagrammiin.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
62
5.3 Nakutuksen esto ottomoottorissa
Nakutuksen säätö tapahtuu sytytysennakkoa säätämällä moottorin
pyörintänopeuden, kuormituksen ja lämpötilan funktiona. Nakutuksen
tunnistus tapahtuu yhteen tai useampaan moottorilohkon kylkeen asennetun
värähtelyn tunnistimen avulla. Nakutustunnistimen paikka on
moottorikonstruktiolle ominainen. Mekaaninen värähtely muutetaan
sähköiseksi signaaliksi, jonka otetaan huomioon sytytysennakon
ohjelmaparametrien määrityksessä ja mm. signaalien vaste nakutuksessa ja
turvavälin raja-arvot sylinterikohtaisesti. Kuvassa 42 a) on esitetty
sytytysennakon säätöperiaate ja kuvassa 41 b) on esimerkki sytytyksen
myöhäissäädöstä 4-sylinterisessä moottorissa. Suure K1…K3 kuvaa nakuttavaa
palamista sylintereissä 1…3, 4.sylinteri ei nakuta. a)myöhäissäätöä edeltävä jakso b)myöhäissäätö c)aikaissäätöä edeltävä jakso d)aikaissäätö. Kuvassa 41 c)
Nakutustunnistin 1)seisminen massa 2)valumassa 3) pietzokeraaminen levy 4) kontaktijouset
5)sähköliitäntä.
a) b) c)
Kuva 42. Nakutuksen estojärjestelmä a), myöhäissytytyksen säätö b) ja
nakutustunnistin c).
5.4 Sytytysenergia ja polttoaineen lämpöenergian vapautuminen
Polttoaineilmaseoksen sytytysenergian suuruus riippuu polttoaineen
syttyvyysominaisuuksista, seoksen ilmakertoimen suuruudesta:rikas,
stökömetrinen, laiha, seoksen homogeenisuus/epähomogeenisuus,
tilasuureista:paine ja lämpötila. Rikkaalla ja laihalla seoksella
sytytysenergian tarve saattaa olla jopa 3mJ/sytytyskerta.
Stökiömetrisellä seoksella vastaavasti 1 mJ. Kaasunpaineen kasvu,
sytytystulpan ilmavälin suurentaminen lisäävät sytytysenergian tarvetta.
Syttymisvarmuuden saavuttamiseksi sytytysjärjestelmän mitoitetaan siten,
että se kykenee tuottaman kaikissa ajo-olosuhteissa riittävän
sytytysenergian ja kattaa sylinterissä ja sytytysjärjestelmässä
tapahtuvat energiahäviöt. Tyypillisesti ottomoottorissa sytytystulpan
korkeajännite on 25…30 V ja sytytyspuolan energia 60…120mJ. Kuvassa 43 on
esitetty propaani-ilmaseoksen minimisytytysenergia ekvivalenttisen
seossuhteen funktiona seoksen ollessa paikoillaan ja virtausnopeuksilla
6 ja 15 m/s. Rikkaalla, virtaavalla seoksella energian tarve kasvaa
jyrkemmin kuin laihoilla seoksilla.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
63
Kuva 43. Propaani-ilmaseoksen minimisytytysenergia ekvivalenttisen
seossuhteen funktiona. Parametreina seoksen virtausnopeudet.
Polttoaineen energian vapautuminen palotilassa
Polttoaineen energian vapautumiseen palotilassa, vaikuttavat lukuisat
tekijät mm. polttoaineen ominaisuudet, palotilajärjestelyt:
Kuva 44. Polttoaineen energian vapautuminen sylinterissä eri tyyppisissä
palotilaratkaisuissa kammenkulman funktiona.
Palotilan muoto, jako: sylinterikansi/mäntä,apukammio,ahtaminen ja
seoksenmuodostus ja sytytystapa, kuva 44. Käyrä 1 esittää lämmön
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
64
vapautumista ahtamattomassa moottorissa ilmahöyrysteisessä
suoraruiskutuksessa, käyrä 2 seinämähöyrysteinen suoraruiskutus, 3 jaetut
palotilat ja apukammiomenetelmät, käyrä 4 välijäähdytetty turboahdettu
moottori pakokaasupäästöjen suhteen optimoitu ruiskutus.
5.5 Sytytystulppa
Sytytystulpan tehtävänä on sytyttää seos sähkökipinän (SI) ja tämän avulla
seoksen syttymisen. Sytytystulpan merkitys moottorin toiminnan kannalta
on ratkaiseva niin kylmäkäynnistyksessä kuin kuuma-ajossakin.
palotilassa. Sähköenergia (60…120mJ)vapautuu palotilassa
korkeajännitteenä (25…30kV) tulpan elektrodien välillä synnyttäen
Sytytystulpan tulee olla kaasutiivis, eristetty jännitteen ylilyönneiltä,
riittävä lämmönjohtavuus ja riittävän korkea käyttölämpötila
karstanmuodostuksen eliminoimiseksi. Käyttölämpötilan tulee olla
vähintään 500C alhaisilla moottoritehoilla, jolloin on havaittavissa
osittainen karstanmuodostus. Korkealla teholla lämpötila voi olla noin
900C, jolloin on olemassa hehkusytytyksien vaara ja elektrodien
kulumisnopeuden kasvu. Kuvassa 45 on esitetty eri lämpöarvoluokan
sytytystulppien käyttölämpötilan kehittymien eri moottoritehoilla.
Moottorin valmistaja vastaa sytytystulppien testauksista ja luokittelusta
moottorin eri käyttöolosuhteissa.
Sytytystaajuus määritetään yhtälöstä
fz=ni/j (5.5.1)
missä n=moottorin pyörimisnopeus
i=sylinteriluku
j=toimintatapakerroin: j=2 , 4-tahtinen
j=1 , 2-tahtinen
Kuva 45. Sytytystulpan eri lämpöarvoluokkia vastaavat eristinjalkatyypit
ja elektrodin rakennetyypit sekä lämpötila-käyttäytyminen eri tehoilla ja
sytytyskipinävälityypit.
a)ilmakipinäväli
b)ilmaliukukipinä
c)liukukipinäväli
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
65
6 Kaasunvaihtojärjestelmät
6.1 Sylinterin huuhteluilmasuhde
Polttomoottoreiden kiertoprosessit ovat avoimia sisäisen palamisen
prosesseja, joissa 1)työaine palautetaan prosessin alkupisteseen ja
2)palamiseen tarvittava happi otetaan ympäröivästä ilmatilasta.
Kaasunvaihdon hyvyyttä arvioidaan DIN 1940 normin mukaan, jossa
määritetään moottorin läpivirtaavan ilman huuhteluilmasuhde, huuhteluaste
a.
thm
m
aλ
(6.1.1)
missä
m= työkierron aikana käytetyn ilman kokonaismäärä
mth=iskutilavuuden mukaan teoreettinen ilmamäärä
Täytössuhde määritellään venttiilien sulkeuduttua sylinteriin jääneen
tuoreen täytöksen massan suhteena iskutilavuutta vastaavaan massaan
seuraavasti
th
z
z m
mλ
(6.1.2)
missä
mz= venttiilien sulkeuduttua sylinteriin jääneen uuden,
tuoreen täytöksen massa
mth= teoreettinen ilmamäärä
Venttiilien ristiinmenon aikana osa uudesta täytöksestä virtaa
pakokanavaan ja ei näin ollen ole käytettävissä uudessa täytöksessä.
Tällöin uuden latauksen mittana käytetään määritelmää
m
mλ z
(6.1.3)
Sylinterin huuhteluaste s määritellään tuoreen latauksen ja edellisen työkierron jäännöskaasujen (mex) suhteena seuraavasti
mm
m
sλ
exz
z
(6.1.4)
6.2 Imu- ja pakoventtiilien ajoitusdiagrammit 4- ja 2-tahtisessa
moottorissa
Moottorin työkierto määräytyy toimintaperiaatteen mukaan. 2-
tahtimoottorissa työkierto tapahtuu yhden kampiakselin kierroksen aikana
t=1x2 rad=360KA rad ja 4-tahtisessa moottorissa vastaavasti kahden
kampiakselin kierroksen aikana t=2x2rad=4rad=720KA. 4-tahtimootorin työkierron vaiheet ovat: imutahti, puristustahti, työtahti(paisunta) ja
poistotahti. 2-tahtimoottorissa kaasunvaihto tapahtuu paisuntavaiheen
loppuosassa ja puristustahdin alkuosassa. Poisto- ja imuaukkojen ohjaus
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
66
tapahtuu männän liikkeen luistiohjauksessa. Kuvassa 46 on esitetty 4-
tahtisen moottorin sylinterikanteen sijoitettujen yläpuolisten(OHV)
venttiilimekanismien imu- ja pakoventtiilien ajoitusdiagrammit,
sytytysajoitus ja työkierron vaiheet. Kuvassa 47 on esitetty 2-tahtisen
moottorin imu- ja pakoaukkojen ajoitusdiagrammi, sytytysajoitus ja
työkierron vaiheet.
Kuva 46. 4-tahtisen moottorin imu- ja pakoventtiilien ajoitusdiagrammi,
sytytysajoitus ja työkierron vaiheet.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
67
Kuva 47. 2-tahtisen moottorin imu- ja pakoaukkojen ajoitusdiagrammi,
sytytysajoitus ja työkierron vaiheet.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
68
6.3 2-tahtisen moottorin huuhtelumenetelmät
Kaksitahtimoottoreissa mäntäohjattu imu- ja pakoaukkojen kautta tapahtuva
huuhtelu ei tuota sylinteritehovaatimuksiin nähden riittävää tuoreen
seoksen sylinteritäytöstä. Pyrittäessä korkeaan sylinterin
huuhteluasteeseen ja volymetrisen täytösasteen kohottamiseen, käytetään
kehittyneempiä huuhtelumenetelmiä. Tyypillisiä menetelmiä ovat:
poikittaisvirta-, mutka- ja pitkittäishuuhtelu-menetelmiä, kuva 48.
Kuvassa 49 on esitetty kaksitahtisen dieselmoottorin mutkahuuhtelu-
järjestelmän konstruktiiviset ratkaisut ja kuvassa 50 eri
huuhtelumenetelmien huuhteluasteet ja ideaalisia tapauksia I ja II
vastaavat käyrät.
a)Poikittaisvirtahuuhtelun imu- ja pakoaukkojärjestelyt
b)Mutkahuuhtelun imu- ja pakoaukkojärjestelyt.
c)Pitkittäishuuhtelun imuaukko- ja pakokanavien venttiiliratkaisu.
Kuva 48. Kaksitahtimoottoreiden huutelumenetelmät.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
69
Kuva 49. Kaksitahtisen dieselmoottorin sylinterin mutkahuuhtelu-
järjestelmä ja konstruktiiviset ratkaisut.
Kuva 50. Kaksitahtimootorin pitkittäis-, mutka- ja poikkittais-huuhtelun
huuhtelusasteet volymetrisen täytössuhteen funktiona.
a=Vg/Vzyl=sylinterin
volymetrinen
hyötysuhde(pmit,Tmit)
Vg=huuhteluilman
täytöstilavuus sylinterissä
Vzyl=sylinterin kok. tilavuus
Pitkittäishuuhtelu
Mutkahuuhtelu
Poikittaishuuhtelu
Uudet pitkittäishuuhdellut koneet
Teoreettinen
maksimiraja
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
70
6.4 4- ja 2-tahtisen moottorin pV-piirrokset
Kuvassa 51 on esitetty pV-piirroksessa 4-tahtimoottorin a) ja 2-
tahtimoottorin b) työkierron vaiheet imu- ja pakoventtiilien avautumis-
ja sulkeutumista vastaavat pisteet(4-t) sekä imu- ja pakokanavien
sulkeutumista vastaavat pisteet (2-t).
a) b)
Kuva 51. Nelitahtisen ja kaksitahtisen moottorin työkierron pV-
piirrokset.
6.5 Imu- ja pakokanavajärjestelyt
Kuvassa 52 a) on esitetty imu- ja pakokanavajärjestely
harjakattopalotilassa 4-venttiiliratkaisu ja b) sylinterikannessa imu- ja
pakokanavan sijoitus virtaukseen 1) poikittaisvirtahuuhtelu(imu- ja
pakokanava ovat vastakkaisilla puolilla sylinteriin nähden) muodostaen
yhdessä poikittaiskanavavirtauksen. Sovelletaan raskaan ajoneuvokaluston
moottoreissa 2) vastavirtakanaviston(imu-ja pakokanava ovat samalla
puolella), muodostavat vastavirtauksen. Sovelletaan ahdetuissa
moottoreissa.
a) b)
Kuva 52. Vasta- ja poikittaisvirtauskanaviston järjestelyt
sylinterikannessa.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
71
6.6 Venttiilien käyttömekanismit
4-tahtimoottoreissa käytetään tyypillisesti sylinterikanteen
sijoitettuja nokka-akselimekanismeja. Venttiilien käyttö tapahtuu
kampiakselin käyttämän hammaspyörä/ketju-mekanismin välityksellä nokka-
akselin pyörittämiseksi ja edelleen nokan seuraajamekanismin
välityksellä. Nokka-akselin seuraajaeliminä käytetään
työntötankoa(nosto-ohjaus), laahain- tai heiluriohjausta, keinuvipu- ja
nostinohjausta, kuva 53. Venttiilit sijoitetaan sylinterikanteen.
Korkeatehoisissa ottomoottoreissa ne on kallistettu pystytasoon nähden,
siten että venttiilien keskilinjat ovat V-kulmassa. Tällöin on
mahdollista suurentaa imu- ja pakoventtiilien (Dv)lautaspinta-alaa ja
vastaavasti kanavien poikkileikkausalaa sylinterin halkaisijan (D)
rajoissa (Dv/D).
Dieselmoottoreissa ja ottomoottoreissa(pienitehoiset moottorit)
venttiilit on sijoitettu yhdensuuntaisesti sylinterin keskilinjaan
nähden. Nokka-akselin seuraajaeliminä käytetään kuppinostinta, keinuvipu-
ja heilurimekanismia. Venttiilien kiihtyvyysarvot määritetään tutkimalla
nokka-akselin profiilin kinemaattiset suureet kuten nousu, nopeus,
kiihtyvyys ja kiihtyvyyden 1.aikaderivaatta. Esimerkiksi tavanomaisella
yläpuolisella nokka-akselilla varustetussa henkilöauton moottorissa
venttiilien kiihtyvyys arvo on n. 6000 m/s2(n.600xg), kun n=6000r/min,
keinuvipu- ja heilurimekanismilla, kuppinostinmekanimilla 7900 m/s2.
Hyötyajoneuvoissa alapuolisella nokka-akselilla venttiilien kiihtyvyys on
n. 2000 m/s2, kun n=200r/min.
a) b) c) d)
työntötanko- laahain tai keinuvipuohjaus nostinohjaus
ohjaus heiluriohjaus
Lyhenteet:OHV=overhead valves, OHC=overhead camshaft, DOHC=Double overhead camshaft
Kuva 53. Sylinterikanteen ja sylinterilohkoon sijoitettujen nokka-
akselien käyttömekanismit.
Kuvassa 54 A) on esitetty muuttuvan nokan profiilin ja nousun
muutoksella, siirtämällä nokka-akselia pituussuunnassa. Tällöin saadaan
huomattava sylinteritäytöksen suureneminen moottorin
pyörimisnopeusalueella ja vastaava vääntömomentin kasvu. Alakuvassa vas.
Kuvassa 54 B) on esitetty venttiilien ajoitusmekanismi(Valvetronic),
jossa on muuttuva nokan profiili ja nousu moottorin eri kuormitusasteille.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
72
A)
B)
Kuva 54. Portaaton venttiilien ajoitus nokan profiilia ja nousua
muuttamalla yhdistettynä nokka-akselin pitkittäisliikkeen avulla.
Kuvassa 55 on esitetty nokka-akselin kiertoliikemekanismilla toteutettu
muuttuva venttiilien ajoitus. Kuvassa 56 on esitetty a) Imuventtiilin
ajoitus muutetaan nokka-akselin kiertoliikkeellä aikaisemmaksi tai
myöhäisemmäksi hydraulisen toimilaitteen avulla. Tyhjäkäynnillä ja
korkeilla kierroksilla ajoitus siirretään myöhäiselle, jolloin
tyhjäkäynnillä imu- ja pakoventtiilien samanaikainen
aukioloaika(overlap)on pieni männän ollessa AKK:ssa tasoittaen moottorin
käyntiä. Korkeilla kierroksilla sylinteritäytös on parempi suurentaen
sylinteritehoa ja moottorin maksimitehoa. Matalalla- ja
keskikierroslukualueella imuventtiilin ajoitusta aikaistetaan, jolloin
sylinteritäytös kasvaa. Kuvassa 55 b) Venttiilien muuttuvan ajoituksen
toteutus nokan muotoa vaihtamalla imu- ja pakoventtiilien ajoituksessa.
Nokan perusprofiili (1) optimoi aukioloajat ja nousut matalalla ja
keskikierroslukualueella. Toinen nokan perusprofiili(2) tuottaa suuremmat
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
73
nousut ja pidemmät aukioloajat korkeilla kierroksilla. Toisen nokan
kytkentä tapahtuu nokan kierrosluvun perusteella siten, että
vakiokeinuvivun toiminta ohitetaan ns. vapaasti heilahtelevalla
keinuvivulla.
a) b)
Kuva 55. Venttiilien ajoitus nokka-akselin kiertoliikemekanismilla a) ja
nokan muodon vaihtalla heilahdusvipumekanismilla.
6.7 Nokka-akselin käyttömekanismit
Nokka-akselin käyttö tapahtuu hammaspyörä-hammasketjumekanismeilla.
Ketjujen ja hammaspyörien materiaaleina käytetään terästä ja
keinomateriaaleja, kuva 56.
Kuva 56. Nokka-akselien hammaspyörä-ketjukäyttömekanismi ja eri
ketjutyyppien kuormakollektiivi-kuvaajat.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
74
Ketjun ja hammaspyörien toiminta ja värähtelyt vaimennetaan
ohjainmekanismeilla moottorin pyörimisnopeusalueella. Kuvassa 57 on
esitetty eri tyyppisten ketjumekanismien ominaismassa ja jäykkyys.
Kuva 57. Hammaspyörä-ketjumekanismien ja elimien ominaismassa ja
jäykkyys.
Kuvassa 58 A) on esitetty eri hammasratastyyppejä a) sintrattu
kampiakselin hammaspyörä, b)hienomeistetty ketjupyörä c)
tiivistyspinnalla(kaulus) varustettu hammaspyörä d)kaksirivinen
hammaspyörä. Kuvassa 58 B) on esitetty eri ketjurakennetyyppejä a)
rullaketju b) hylsyketju hammasketjurakenne c).
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
75
A)
B)
Kuva 58. A)Nokka-akselin ja kampiakselin hammaspyörärakenteet, B) nokka-
akselin käytön ketjurakenteet.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
76
7 Polttomoottorin ahtaminen
Ahtamisen tavoitteena on suurentaa moottorin sylinteritehoa ja
maksimitehoa sekä pienentää polttoaineen ominaiskulutusta ja
pakokaasupäästöjä. Palamisilmamäärän suurentaminen mahdollistaa tietyin
edellytyksin suurentaa sylinterissä poltettavan polttoaineen massavirtaa
ja saada aikaan täydellisempi palaminen kuin ahtamattomassa moottorissa,
jolloin edellä mainitut tavoitteet on saavutettavissa. Ahdetuissa
moottoreissa joudutaan tinkimään huomattavasti ahtamattoman moottorin
puristussuhteen arvoista pienempiin arvoihin mekaanisten ja termisten
kuormitusten hallitsemiseksi. Puristussuhteen alentaminen pienentää
moottorin työkierron lämpöhyötysuhdetta. Tästä huolimatta ahdettujen
moottoreiden kokonaishyötysuhteen arvot ovat korkeammat kuin
ahtamattomien.
7.1 Imukanavan resonanssitaajuus
Imukanavien tehtävänä on kuljettaa palamisilma moottoriin eri kuormitus-
ja sääolosuhteissa. Kylmässä ilmastossa imukanava esilämmitetään
ilmansuodattimeen etupuolella järjestetyn pakokaasulämmityksen avulla.
Imuilman lämpötila pidetään vakiona säätimen avulla. Suodattimen
tehtävänä on puhdistaa palamisilma haitallisista epäpuhtauksista ja
toimia imuäänen vaimentajana. Henkilöauton moottoreissa tyypillisiä
suodattimia ovat kuivat paperisuodattimet ja paperi-öljykylpysuodattimet.
Kuorma-autoissa käytetään edellä mainittujen lisäksi sykloneja. Suodatin
sovitetaan moottorin koko kuormitusalueelle.
Imuäänen vaimentimen resonanssitaajuus fR määritetään yhtälöstä
VL
A
2
cfR
(7.1.1)
missä
c=äänen nopeus ilmassa c330m/s L=imuputken pituus (m)
A= imukanavan keskimääräinen poikkileikkausala(m2)
V=suodattimen tilavuus (m3)
Imuputken resonanssitaajuus fR tulee olla riittävän turvavälin
etäisyydellä moottorin kierroslukualueen tai pyörimistaajuuden
ulkopuolella.
Otto- ja dieselmoottoreissa imukanavat ovat tyypillisesti
horisontaalikanavia ja GDI- moottoreissa vertikaalikanavia.
Sylinteritäytöksen suurentaminen tapahtuu imukanavien
virtausdynaamisella mallinnuksella, ilmapatsaan värähtelytaajuuden ja
kanavaparametrien optimoinnilla. Tyypillisiä ns. viritettyjä
kanavaratkaisuja ovat: imuaalto-ahtaminen, resonassiahtaminen,
vaiheistetut imukanavat, mekaaninen ahtaminen ja pakokaasuahtaminen.
7.2 Ahtamismenetelmät
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
77
Imuaalto-ahtamisessa jokaisella sylinterillä on sovitettu imuputki
yhdistettynä kokoojaputkeen. Männän imutyö siirtyy kaasupatsaan liike-
energiaksi imutahdin aikana ja uuden täytöksen puritustyöksi.
Resonanssiahtamisessa tasaisin sytytysvälein toimivat sylinterit
yhdistetään lyhyin putkin resonanssisäiliöihin, jotka on yhdistetty
yhteiseen kokoojasäiliöön ja ulkoilmaan(Helmholz-resonaattori), kuva 59.
Vaiheistetussa imukanava-menetelmässä imukanaviston pituudet ovat
säädettäviä. Matalalla kierroslukualueella imuputkisto resonoi
resonanssikammoin kanssa. Korkealla kierroslukualueella imukanava
resonoi toisen resonaattorikammion kanssa. Imukanavien säädössä käytetään
usein ohjattuja läppämekanismeja, kuva 60.
Mekaanisessa ahtamisessa imuilman ahdin saa käyttöenergian
kampiakselilta. Käytön välityssuhde on kiinteä tai säädettävä, kuva 61
a). Ahtimen kytkentä tapahtuu mekaanisilla tai sähkömagneettisilla
kytkimillä. Kuristamattomassa 4-tahtidieselmoottorissa ahdin tuottaa
painehuippuja edustavan tilavuusvirran sylinteriin. Ahtimien
tilavuusvirta riippuu lineaarisesti moottorin kierrosluvusta. Tyypillisä
ahtimia ovat: mäntä-, siipirengas- ja Roots’in sekä muuttuvan
virtausgeometrian omaavat ahtimet, kuva 61 b). Haittana energian kulutus
ja täten polttoaineen kulutuksen kasvu. Etuina hyvä reagointi
kuormitusmuutoksiin pienin viivein. Differentiaali-välityksellä voidaan
parantaa moottorin sitkeys-ominaisuuksia.
Paineaaltoahtaminen perustuu pakokaasun ja ahtoilman energian vaihtoon
äänennopeudella erityisesti alhaisella pyörimisnopeusalueella. Haittana:
Rajoitettu sovitus moottoreihin, suuret pakokaasu- ja huuhteluilmamäärät,
korkea melutaso, virtausvastusten muutos pienentää ahtoastetta
matalapainekanavissa, kuva 62.
Pakokaasuahtamisessa energia saadaan pakokaasun liike- ja
lämpöenergiasta, joka muutetaan turbiinissa kompressorin
puristusenergiaksi ts. palamisilman ahtamistyöksi. Pakokaasuahtamisen
etuja ovat: moottorin tilavuustehon kasvu, edullinen
vääntömomenttikuvaaja koko pyörimisnopeusalueella, polttoaineen
ominaiskulutuksen ja pakokaasupäästöjen aleneminen. Haittoja puolestaan
ovat: kuumakestävien materiaalien käyttö, ahtimen ja välijäähdyttimen
tilan tarpeet, huono vääntömomenttitaso alhaisilla pyörimisnopeuksilla,
dieselmoottorissa käynnistysongelmat, hidas reagointi
kuormitusmuutoksiin ja usein liian pitkät toimintaviiveet ahtimen
sovituksesta riippuen, kuvat 63 ja 64. Kuvassa 65 on esitetty
kaksiportaisen ahtamisen periaatekytkentä matalapaine- ja
korkeapaineosaan sekä pakokaasun ohivirtaussäätö.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
78
a) b)
Kuva 59. Resonanssiahtimessa a)sylinterit on yhdistetty kokoojaputkeen.
Resonanssiahtamisessa matalakierrosalueella sylinteritäytös on
huomattavasti suurempi b) kuin normaali-imukanavalla varustettuna.
¨
Kuva 60. Virtausdynaaminen ahdin, jossa imukanavan pituus säädetään
läppäventtiileillä. Ahtamisefekti saadaan aikaan imukanaviston
virtausgeometrisella muotoilulla ja kanavapituuksia säätämällä.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
79
a) b)
Kuva 61. Mekaanisen ahtimen kytkentä moottorin kampiakselille
planeettavaihteen ja portaattoman hihnavälityksen avulla a), kuvassa b)
on esitetty turbiinipesän muuttuva virtausgeometria säädettävillä
virtauslevyillä.
Kuva 62. Paineaaltoahtimen rakenne (vas.) ja virtausdiagrammi roottorin
siipisolissa (oik.).
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
80
Kuva 63. Turboahtimen kytkentä moottorin imu- ja
pakokaasujärjestelmään sekä mekaaninen ahtopaineen wastegate-
säätöjärjestelmä.
Kuva 64. Kuorma-auton moottorin kahdella turbiinipesällä varustettu
turboahdin.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
81
Kuva 65. Kaksiportaisen ahtamisen periaatekytkentä matalapaine- ja
korkeapaineosaan sekä pakokaasun ohivirtaussäätö.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
82
8 Dieselmoottoreiden palotilat
8.1 Palotilatyypit
Dieselmoottoreissa käytetään apukammiot ja pyörrekammiota
palamistapahtuman käynnistämisessä, josta palaminen jatkuu sen jälkeen
pääpalotilassa. Edellä mainittuja sovelletaan lähinnä henkilöautojen
dieselmoottoreissa, hyvän käynnistyvyyden ja alhaisen melutason vuoksi.
Suoraruiskutuspalotilaa ja MAN-palotilaa käytetään pääasiassa
hyötyajoneuvojen ja työkoneiden moottoreissa, kuva 66. MAN-
palotilaratkaisussa palotila on sijoitettu mäntään hyvän pyörteisyyden ja
palamisen aikaansaamiseksi.
Kuva 66. Dieselmoottoreiden palotilatyypit: etukammio, pyörrekammio,
suoraruiskutuspalotila osittain männässä ja MAN-palotila.
Palamispaineen kehitys ja maksimiarvo riippuvat mm. palotilan muodosta,
palotilan pinta-ala tilavuussuhteesta, palotilan tilavuuden jakosuhteesta
sylinterikanteen ja mäntään(jaetut ja jakamattomat palotilat).
Suoraruiskutuspalotilassa palamispaine kasvaa jyrkimmin ja saavuttaa
terävän painemaksimin, pienellä kammenkulma-alueella (
yläkuolokohdan jälkeen, jolloin painegradientti(dp/d) on huomattavan suuri verrattuna palamisen alkuvaiheeseen. Etukammiolla ja
pyörrekammiolla varustetuissa palotiloissa palamispaineen maksimi on
huomattavasti pienempi ja esiintyy laajemmalla kammenkulma-alueella, kuva
67.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
83
Kuva 67.
Suoraruiskutuspalotilan, etukammiolla ja pyörrekammiolla varustettujen
palotilojen palamispaineen kehitys kammenkulman funktiona.
8.2 Polttoaineen ruiskutussuuttimet
Dieselpolttoaineen ruiskutus puristettuun, korkeapaineiseen ilmaan
tapahtuu ruiskutussuuttimen avulla. Ruiskutuspaine saattaa korkeimmillaan
olla jopa 2000 bar esimerkiksi pumppusuutin järjestelmässä. Suuttimen
virtauskanavien pituus, poikkileikkausala, ruiskun suunta ja
virtausreikien muoto vaikuttavat olennaisesti polttoaineen jakautumiseen
sylinterissä ja näin ollen vaikuttaa myös sylinteritehoon, polttoaineen
kulutukseen ja päästöjen muodostumiseen. Ruiskutustapahtuman pituus on n.
1 ms tai vähemmän. Ruiskutussuutin altistuu palamiskaasujen korkeille
lämpö- ja painekuormituksille, mikä tulee ottaa huomioon suuttimen
materiaalinvalinnassa. Tyypillisiä ruiskutussuuttimia ovat: reikäsuutin,
kuristintappisuutin ja pyörrekammiolla varustetuissa moottoreissa
(jaettu palotila) erityisesti kuristintappisuutin, kuva 68. Sisäänpäin
avautuva suutinneula muodostaa suuttimen akselin suuntaisen suihkun.
Virtauspoikkipinta-ala ja täten myös virtausmäärä on verrannollinen
suutinneulan nousuun. Määrättyyn nousuun saakka kuristintappi säätää
virtauksen poikkileikkausalaa ja kuristintapin poistuessa muodostuu
rengasmainen virtausala, jolloin polttoaineen massavirta huomattavasti
kasvaa. Kuristintapin virtaussäädöllä on suotuisa vaikutus palamismelun
alentamiseen.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
84
Kuva 68. Reikäsuutin (vas) ja kuristintappisuutin (oik) sekä suuttimien
tyypilliset muodot.
Suuttimien neulan kärkiontelon muoto ja reijitys vaikuttavat sylinteriin
vuotavan polttoaineen hiilivetyemissioiden muodostukseen. Pienin HC-
emissio muodostuu neulan vastepintaan reijitetyllä suuttimella.
Kartiomaisen ja sylinterimäisen suuttimen neulan suuri ontelotilavuus
aiheuttaa korkeat HC-emissiot, kuva 69.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
85
Kuva 69. Suutinneulan kärkiontelotilavuuden ja kanava- ja
reikäparametrien vaikutus HC-emissioiden muodostumiseen.
Ruiskutushetken aloitus optimihetkeen nähden saa aikaan liian aikaisessa
ruiskutuksessa korkeat NOx-emissiot ja myöhäisessä ruiskutuksessa korkeat
HC-emissiot. Ruiskutuksen aloittaminen optimikohdassa verraten kapealla
kammenkulman alueella alentaa NOx-ja HC-emissiot minimiin, kuva 70.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
86
Kuva 70. Ruiskutuksen aloitushetken vaikutus NOx- ja HC-emissioiden
muodostumiseen.
Pumppusuutin järjestelmää käytetään suoraruiskutusdieselmoottoreissa
henkilö- ja kuorma-autoissa. Pumppusuutin on yksisylinterinen
elektronisella ohjauksella ja magneettiventtiilillä varustettu sylinterin
kanteen asennettu ruiskutuspumppu. Ruiskutuspumppua käytetään nokka-
akselimekanismilla. Polttoaine pumpataan matalapainepiiristä
korkeapainetilaan, jossa ruiskutuspaine nostetaan 180..200MPa.
Järjestelmän hydraulinen joustavuus on verraten pieni. Adaptiivisen
sylinterikohtaisen ruiskutusmääräsäädön avulla on mahdollista tasata
moottorin pyörimisnopeusvaihtelut moottorin koko pyörimisnopeus-
alueella, kuva 71.
Kuva 71. Elektronisesti ohjattu, magneettiventtiilillä varustettu
pumppusuutinjärjestelmä.
Pumppusuutinjärjestelmä on yksikköpumppujärjestelmä, jossa jokaisella
sylinterillä on oma korkeapainepumppu suuttimella ja magneettiventiilillä
varustettuna. Sovellukset ovat henkilöautojen
suoraruiskutusdieselmoottoreissa. Pumppusuuttimen ruiskutuspaine on
verraten korkea, noin 2000 bar. Palamismelun alentaminen on toteutettu
polttoaineen esiruiskutusvaiheella ennen pääruiskutusta, kuva 72. Kuvassa
73 on esitetty yhteispaineruiskutusjärjestelmä. Se on verraten laajasti
käytetty henkilö- ja pakettiautojen suoraruiskutusdiesel-moottoreissa.
Ruiskutuspaine on 1350-1400bar. Ruiskutuspaine valitaan säätökäyrästöltä
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
87
moottorin kuormitustilan mukaan. Ruiskutustapahtuma on jaettu useaan
osaan palamismelun ja pakokaasupäästöjen vähentämiseksi.
Kuva 72. Pumppuputkisuutinjärjestelmän rakenne.
Kuva 73. Yhteispaineruiskutusjärjestelmän(CDI) rakenne.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
88
9 Moottoreiden tehon määritysstandardit
Kansainvälisen kaupan edistämiseksi on ollut tarpeen kehittää yhteisiä
standardeja. Moottoreiden tehomääritys suoritetaan niiden
käyttövaatimusten mukaan laadittujen kansainvälisten standardien
perusteella. Moottorin teho ja vääntömomentti ilmoitetaan
pyörimisnopeuden funktiona ominaispiirroksessa sekä
maksimivääntömomentin ja maksimitehon tehon arvot. Usein
ominaispiirrokseen lisätään polttoaineen omianiskuvaaja. Moottorin teho
ja pyörimisnopeus riippuvat moottorin käyttötarkoituksesta ts.
sovellusympäristöstä. Moottorin mitoituksessa usein tehoa rajoittavia
tekijöitä ovat: terminen a mekaaninen kuormitus, kaasumaiset ja kiinteät
päästöt, dieselmoottoreilla erityisesti parikkelit ja savutusraja.
Laivamoottoreissa teho ilmoitetaan jatkuvana tehona
nimellispyörimisnopeudella(maximum continuos rating, m.c.r.).
Lisävaatimuksena on 0%:n ylikuormituskyky yhden tunnin jaksona 12n tunnin
käyttöjaksossa. Moottorin valmistaja esittää myös useita tehoja
taloudellisen polttoaineen kulutuksen kannalta. Tällöin akseliteho ja
pyörimisnopeus ovat alhaisemmat kuin jatkuvan tehon määrittelyssä.
Moottorin tilaaja voi halutessaan painottaa moottorin mitoitusperustaksi
edullista polttoianeen kulutusta ja alhaisia pakokaasuemissioita.
Laivamoottorit kytketään potkuriin joko suoraan tai alennusvaihteen
välityksellä. Kiinteäsiipisen potkurin ottama teho on verrannollinen
pyörimisnopeuden kuutioon. Esimerkiksi 10%:n ylikuormitusta vastaava
potkurin pyörimisnopeus kasvaa 3,2%.
Voimalaitosten ja laivojen apukoneita käytetään sähköenergian tuotantoon,
jolloin tehot ilmoitetaan vaihtovirtaverkon taajuuksilla 50 Hz ja 60 Hz.
Käytettävän generaattorin napapariluku määrää moottorin
pyörimisnopeustason(vakio kaikilla kuormituksilla).
Moottoreiden tehon määritysstandardit on määritelty sovellusalueittain
seuraavasti: Auton moottorit: ISO 2534/1974, ISO 1585/1982,
Otto- ja dieselmoottorit: SAE J1995/1990, SAE J1349/1990,
Moottoriajoneuvojen moottorit: DIN 70020/1976, Moottoriajoneuvojen
dieselmoottorit: BS Au 141a/1972. Paikallis-, rautatie- ja merimoottorit:
ISO 3046/1/1986, DIN ISO 3046/1/1991 ja BS 5514/1987, (British Standard
Institution) .
Moottorin valmistajia edustava järjestö CIMAC(Congress International des
Machines a Combustion) on laatinut omat suositukset teollisuus-, veturi-
ja meridieselmoottoreille ns. CIMAC-suositukset vuosina
1961(ahtamattomat moottorit) ja 1971(ahdetut moottorit). Edellä mainitun
lisäksi järjestön tehtävänä on edistää mäntämoottoreiden ja
kaasuturbiinien tuotekehitystä ja tutkimusta sekä järjestää
kansainvälisiä konferensseja. CIMAC-suositukset määrittelevät
ahtamattomille dieselmoottoreille tehot: akseliteho, nettoteho jatkuva
ylikuormitettavissa oleva teho tai jatkuva ylikuormitettavissa oleva
teho, ylikuormitusteho ja rajoitettu ylikuormittamaton teho.
Koeolosuhteet: Ilman paine 736 mmHg(98,12kPa), ilman lämpötila 20C ja ilman suhteellinen kosteus 60% tai vaihtoehtoisesti Ilman paine 760
mmHg(101,3kPa), ilman lämpötila 30C ja ilman suhteellinen kosteus 50% Tehon korjauskertoimet määritetään DIN 6270-standardin mukaan.
Ahdetuille moottoreille CIMAC-suositus ei määritä edellä mainittuja tehon
käsitteitä erikseen. Koeolosuhteet: Ilmanpaine 1 bar(100kPa) ja ilman
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
89
lämpötila 300K(27C). Tehon korjauskerroin määritetään ISO 3046/1-
standardin mukaan.
ISO 2534 koskee autojen otto- ja dieselmoottoreita. Bruttoteho(engl.
Gross Pover, saks. Bruttoleistung) on moottorin valmistajan ilmoittamalla
pyörimisnopeudella kampiakselilta saatava teho varustettuna
vakiotuotannon mukaisilla lisälaitteilla. Lisälaitteisiin luetaan
seuraavat: Palamisilman imujärjestelmä; imuputkisto,
ilmansuodatin(vapaaehtoisesti), imuilman lämmitin, imuäänen
vaimennusjärjestelmä, kampikammoin emissioiden säätelyjärjestelmä,
Pakokaasulaitteisto: pakokaasuputkisto, jakoputkistot,
pakokaasupuhdistin (vapaaehtoisesti), äänen vaimennin,
Polttoainejärjestelmä: polttoaineen siirtopumppu, kaasutin,
ruiskutuslaitteet. Jäähdytysjärjestelmä: vesipumppu, tuuletin,
termostaatti (auki kytkettynä), ahdin ahtoilman jäähdytyin ja
ilmajäähdytyksen laitteet. Sähkölaitteet vakiotuotannon mukaan.
Koeolosuhteet: Imuilman paine 100kPa ja lämpötila 25C. Silloin, kun
koeolosuhteissa imuilman paine ja lämpötila eivät ole standardin
mukaisia, korjataan mitattu teho vertailuolosuhteita vastaavaksi ns.
korjauskertoimella e(normaalisti hengitttävät ja ahdetut ottomoottorit
s. 455, Bosch, Autoteknillinen taskukirja. 6. painos. Gummerus 2003.
Korjattu teho on tällöin Po=eP(kW), P on mitattu teho.
ISO 1585 –standardi koskee automoottoreiden (otto- ja dieselmoottorit)
nettotehoa(engl. Net Power, saks. Nettoleistung). Nettoteho on moottorin
valmistajan ilmoittamalla pyörimisnopeudella kampiakselilta saatava
teho, kun moottori on varustettu sen käyttötarkoituksen mukaan
välttämättömillä vakotuotannon mukaisilla lisälaitteilla.
Lisälaitteisiin luetaan seuraavat: Palamisilman imujärjestelmä;
imuputkisto, ja pyörimisnopeuden rajoitin. Pakokaasulaitteisto:
pakokaasuputkisto, jakoputkistot, pakokaasupuhdistin, äänen vaimennin ja
pakokaasujarru(lukitaan aukiasentoon). Jäähdytysjärjestelmä: jäähdytin,
tuuletin, tuulettimen kotelo(teho ilmoitetaan myös ilman tuuletinta),
ahtoilman jäähdyttimen säätöelin ja ilmajäähdytyksen lämpötilan
säätöelin. Ilmastolliset vertailuolosuhteet ja korjauskertoimien
määritys kuten ISO2534:ssä.
ISO 3046/1-standari koskee paikallis-, rautatie- ja merimoottoreita.
Kaikki ne laitteet ja laitejärjestelmät ,jotka ovat välttämättömiä
moottorin jatkuvassa tai toistuvassa käytössä, luetaan moottoriin
rakenneosiksi. Esimerkiksi turboahdin, polttoainepumppu. Lisälaitteet on
määritelty erillisiin luokkiin:
- Akselitehoon vaikuttava moottoriin liitetty
lisälaite.(jatkuva tai toistuva käyttö)
- Lisälaite, joka saa käyttövoimansa muualta kuin
moottorista.
- Lisälaite, joka ei ole välttämätön(jatkuva tai toistuva
käyttö)
Akselitehoa ilmoitettaessa lisälaitteet ilmoitetaan lisälaiteluokkien
mukaan. A= moottoriin liitetyt välttämättömät lisälaitteet, B=
Välttämättömät lisälaitteet, jotka saavat käyttövoimansa muualta, C= Ei
välttämättömät lisälaitteet, jotka saavat käyttövoimansa moottorista. A
–luokkaan luetaan mm. seuraavat: voiteluöljypumppu, jäähdytysvesipumppu,
raakavesipumppu, polttoaineen syöttöpumppu ja huuhteluilmapuhallin. B-
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
90
luokkaan luetaan esim. erillisillä käytöillä varustetut laitteet kuten
voiteluöljypumppu, jäähdytysvesipumppu, raakavesipumppu, polttoaineen
syöttöpumppu ja huuhteluilmapuhallin. C-luokkaan kuuluvat esimerkiksi
käynnistysilmakompressori, generaattori ja paineilmakompressori.
Indikoituteho ja akseliteho määritellään seuraavasti: Indikoitu teho
(engl. indicated power) on työsylinterin palotilassa palamiskaasujen
kehittämä kokonaisteho. Akseliteho (engl. brake pover) on kampiakselilta
tai –akseleilta mitattu teho tai tehojen summa.
Nettoakseliteho(engl. net brake power) on akseliteho, kun mittauksessa on
moottoriin kytkettynä välttämättömät lisälaitteet.
Jatkuva teho (engl. continuous power) on teho, jonka moottori kykenee
tuottamaan jatkuvasti huolto-ohjelman mukaan määrätyllä
pyörimisnopeudella ja määrätyissä ulkoisissa olosuhteissa, kuva 74.
Ylikuormitusteho (engl. overload power) tarkoittaa tehoa, joka voidaan
tuottaa määrätyissä ulkoisissa olosuhteissa välittömästi jatkuvalla
teholla kuormittamisen jälkeen. Käyttöaika riippuu moottorin
käyttösovelluksesta. Tyypillinen ylikuormitusarvo on 10% suurempi kuin
jatkuva teho. Lisäksi standardi määrittelee ylikuormittamattoman tehon(
engl. fuel stop power), jonka moottori kykenee tuottamaan määrätyn
käyttöajan kuluessa määrätyissä olosuhteissa, kun polttoaineen syöttö on
rajoitettu siten, että ylikuormittamatonta tehoa ei ole mahdollista
ylittää.
Käyttöteho (engl. service power) on teho, jonka moottori tuottaa
sovelluskäytössä määrätyissä ulkoisissa olosuhteissa.
Koeolosuhteet: Ilmanpaine 100kPa, ilman lämpötila 298 K(25C), ilman
suhteellinen kosteus 30% ja ahtoilmaa jäähdyttävän väliaineen lämpötila
298 K(25C).
Nettoakseliteho korjataan korjauskertoimella moottorityyppien
mukaisesti samoin polttoaineen ominaiskulutusarvot kertoimella ko.
standardissa esitettyjen laskentakaavojen mukaisesti.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
91
Kuva 74. Laivamoottorin teho pyörimisnopeuden funktiona. 1 =jatkuvan käytön alue, 2=lyhytaikaisen käytön alue , 3= lyhytaikaisen käytön alue ylikuormitettuna alueet1-
2-3. Jatkuvan tehon alueena sovelletaan alueita 1-2. ISO 3046/1: Reciprocating internal
combustion engines-Performance-Part 1.
Todettakoon, että englantilainen standardi BS 5514/1987 Part 1 vastaa ISO
3046/1/1991-standardia.
DIN 70020-standardissa bruttotehon määritys vastaa ISO 2534-standardia ja
nettotehon osalta ISO 1585-standardia. Termostaattiohjatun tuulettimen
ollessa käytössä ilmoitetaan joko kytkettynä tai vapaana sensijaan ISO-
standardissa erikseen kytkettynä ja erikseen vapaana. Ilmastolliset
koeolosuhteet ja tehon korjauskertoimet määritetään kuten ISO-
standardeissa.
Overload power
Nominal propeller
Power 3 curve
Continuous power
2 1
Speed
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
92
10 Mäntämoottorin kampiakseliteho ja tehollisen keskipaineen menetelmä
10.1 Kaasunpaineen tehollissuureet
Mäntämoottorin kampiakselilta saatava teho määritetään ns. tehollisen
keskipaineen menetelmällä. Sylinterissä palamiskaasun painevoiman Fk
suorittama työ dWk=FkdS välittyy männän vertikaalisen liikkeen
vaikutuksesta kiertokanki-kampiakselimekanismiin ja edelleen
vauhtipyörälle mekaaniseksi energiaksi. Tehollisen keskipaineen
menetelmässä palamiskaasun paine (p) jaetaan tasaisesti iskunpituuden
matkalle(S) indikoiduksi, teholliseksi ja häviökeskipaineeksi. Indikoitu
työ Wi on palamiskaasun luovuttama työ sylinterissä painetason ollessa
indikoitu keskipaine pi iskunpituuden matkalla S. Vastaavasti tehollinen
työ We on kampiakselilta saatava työ tehollisella keskipaineella pe.
Häviöenergia Wl kuluu kitkahäviöihin, kaasunvaihto-häviöihin ja
apulaitteiden käyttöön. Kuvassa 75 on esitetty tehollisen keskipaineen
menetelmä.
Kuva 75. Mäntämoottorin tehollisen keskipaineen tehollisssuureet.
Tehollinen keskipaine on eräs mäntämoottoreiden ominaisarvo, jonka
suuruus riippuu mm. moottorin toimintatavasta, seoksenmuodostus- ja
sytytysmenetelmästä, moottorin kaasunvaihto- ja ahtamisjärjestelmästä,
pyörimisnopeudesta sekä moottorin käyttötarkoituksesta. Palamispaine-
Fk p
TDC(YKK)
pe
S()
p dS S pe
p
D
BTC(AKK) TDC
L
Fkpalamiskaasun painevoima
pe=tehollinen keskipaine
D=sylinteriporauksen halkaisija
r S=iskunpituus, S=2r
r=kammensäde, kampi L=kiertokangen pituus =kampikulma, kampiakselin kiertokulma)
=kiertokangen heiluntakulma
S()=männän kulkema matka kampikulman funktiona
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
93
gradientti(dp/d) on palamisprosessin ohjauksen keskeinen tekijä, jolle on olemassa moottorityypille ja rakenteelle ominainen raja-arvo
(kPa/ºKK).
Tehollisen keskipaineen yhtälö johdetaan tehollisen keskipaineen tekemän
työn periaatteella. Otaksutaan sylinterissä vallitsevan ideaalinen
palamispaine ns. indikoitukeskipaine pi, jolloin indikoitu työ
sylinterissä on
dVpAdSpdW iii (10.1.1)
ja vastaavasti integraalifunktion muodossa
pdVWi
(10.1.2)
Indikoidun keskipaineen mukaan indikoitu työ sylinterissä on
iiiiVpASpW (10.1.3)
Kuvassa 76 on esitetty kaasunpainetyön komponentit sylinterissä pV-
piirroksessa.
Kuva 76. Kaasunpainetyön indikoitu, tehollinen ja häviötyö sylinterin
iskutilavuuden funktiona.
Yhtälössä (10.1.3) iskutilavuus Vi on
s
32
i4k
DS
4
DV
(10.1.4)
missä ks on iskusuhde ja määritellään D
Sks (10.1.5)
Iskusuhde on moottorityypille ominainen vakio ja ilmoitetaan
taulukkoarvona.
Indikoitu teho Pisyl saadaan jakamalla se työkierron kampiakselikulmaa cycle
vastaavalla kestoajalla t. Työkierron aikajakso t saadaan yhtälöstä
p
pi
pe
ph
0 Vi V
Wi=piVi
We=peVi
Wl=plVi
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
94
n
j
n2
j2
ω
θt
cycle
(10.1.6)
missä n
=kampiakselin kulmanopeus(rad/s) n=moottorin kierrosluku, pyörimisnopeus (r/s, rpm)
j=moottorin toimintatapakerroin
j= 1; 2-tahtinen
= 2; 4-tahtinen
Indikoidun keskipaineen mukaan sylinterin kampiakseliteho on
jdt
dsyl
nS
4
Dp
t
S
4
Dp
dt
dS
4
Dp
WP
2
i
2
i
2
i
i
i
(10.1.7)
ja moottorin indikoitu teho sylinteriluvun ollessa i on
j
np
j
np
j
nS
4
DpP ii
2
ii si ViVi
(10.1.8)
missä Vs on moottorin kokonaisiskutilavuus
is
iVV (10.1.9)
Mäntä-kampimekanismin kitka- ja kaasunvaihtotyö sekä apulaitteiden
vaatima energia tuotetaan ns. häviökeskipaineen pl avulla iskunpituuden
matkalla (S), jolloin
Wl=plAS=plVi (10.1.10)
Vastaavasti moottorin häviöteholle saadaan yhtälö
j
npPll sV (10.1.11)
Tehollisen keskipaineen tekemä työ on
S4
DpVpASpW
2
eieeesyl
(10.1.12)
, jolloin moottorin teho kampiakselilla tehollisen keskipaineen pe mukaan
on
j
np
j
nS
4
DpP
e
2
ee sVi
(10.1.13)
10.2 Sylinterin energia- ja painetase sekä mekaaninen hyötysuhde
Moottorin energiataseen mukaan on voimassa yhtälö
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
95
T
KR=tan
0 pe
ilieii
lei
VpVpVp
WWW
(10.2.1)
jolloin indikoitu keskipaine on
leippp (10.2.2)
ja häviökeskipaine vastaavasti
eilppp (10.2.3)
Moottorin mekaaninen hyötysuhde m voimaan määrittää energiataseesta
i
e
i
h
i
e
mp
p
W
W
W
Wη 1
(10.2.4)
Moottorin mekaaninen hyötysuhde on moottorityypille ominainen vakio.
Mekaaninen hyötysuhde ja painetaseet voidaan määrittää myös moottorin
tehotaseesta. Moottorin tehotase on
leiPPP (10.2.5)
jolloin kampiakselitehon yhtälö on
liePPP (10.2.6)
10.3 Moottorin vääntömomentti ja tehollinen keskipaine
Tehollisen keskipaineen mukaan kampiakseliteho ja vääntömomentin välillä
on seuraava yhteys
e
e
2
ee
p8j
DSiT
nT2ωTij
nS
4
DpP
(10.3.1)
Yhtälöstä (1.21) havaitaan, että moottorin vääntömomentti on muotoa
eRpkT (10.3.2)
missä
kR on moottorin rakennevakio 8j
DSiRk (10.3.3)
,kuva 77.
Kuva 77. Vääntömomentti tehollisen keskipaineen funktiona.
10.4 Ilmakerroinmenetelmä
10.4.1 Sylinterin volymetrinen hyötysuhde
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
96
Ilmakerroinmenetelmä perustuu sylinterin palamiseen tarvittavan ilman
massan määrittämiseen puristustahdin alussa. Toisaalta voidaan
määrittelyssä käyttää myös vastaavia seoksen suureita. Ilman tilasuureet
ovat: moottorin imukanavan imuaukossa(po, To,Vo ) ja sylinterissä
puristustahdin alussa (p1, T1,V1), kuva 78. Sylinterin täytöstä kuvaa ns.
volymetrinen hyötysuhde v. Volymetrinen hyötysuhde määritellään
imuventtiilin,(…en) (4-t) tai virtausaukkojen sulkeutuessa(2-t) ilman tai
seoksen tiheyksien suhteena
o
1
vρ
ρη (10.4.1)
missä
o= ilman tai seoksen tiheys normaaliolosuhteissa:po=101,3 kPa, To=273,15K
1= ilman tai seoksen tiheys puristustahdin alussa
ilman tiheys o=1,293 kg/m3(po, To)
Kuva 78. Sylinteritäytöksen suureet.
Ideaalikaasulain mukaan voidaan kirjoittaa yhteydet
1
1
1
111
o
o
o
ooo
RT
p
V
m mRTVp
RT
p
V
m mRTVp
o
o
(10.4.2)
missä m=ilman tai seoksen massa
R=yleinen kaasuvakio, R=8,314J/molK
Vo=22,41 dm3/mol, normaaliolosuhteissa(po,To)
V1=ilman tai seoksen tilavuus puristustahdin alussa
Sijoitetaan yhtälön 10.4.2 tulokset yhtälöön 10.4.1, jolloin
volymetriselle hyötysuhteelle saadaan esitys
po, To,Vo,
Vc TDC
Vi p1, T1,V1,
BTC
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
97
o
1o
1
1
o
o
1
v
T
Tp
p
T
T
p
pη
1 (10.4.3)
missä
p1=ilman tai seoksen puristustahdin alussa
po=ulkoilman paine normaaliolosuhteissa
To=ulkoilman lämpötila normaaliolosuhteissa
Volymetrinen hyötysuhde riippuu lineaarisesti painesuhteesta p1/po. Sen
suuruuteen vaikuttavat imukanavien virtausvastukset phr ja ahdetuilla
moottoreilla ahtopaine pca. Imukanavien virtausvastukset pienentävät
painesuhdetta ja ahtopaine puolestaan suurentaa mikäli se on pca >(po+phr).
Kuvassa 79 on esitetty painesuhteen ja lämpötilasuhteen vaikutus
volymetriseen hyötysuhteeseen.
Kuva 79. Painesuhteen (lin.) ja lämpötilasuhteen(epälin.)vaikutus
volymetriseen hyötysuhteeseen.
Lämpötilasuhteen T1/To suuruuteen vaikuttavat:
ulkoilman lämpötila
lämmönsiirto: imuputkistosta ja sylinterikannesta ja sylinterin
seinämistä
edellisen työkierron palamiskaasujäännökset
polttoaineen höyrystymislämpö(Ottomoottori)
ahdetuilla moottoreilla ahtoilman jäähdytys
venttiilien aukioloaikojen ristiinmenolla(overlap) aikaansaatava
palotilan huuhtelu
Käytettäessä ottomoottorin polttoaineena korkean kiehumispisteen omaavia
polttoaineita kuten moottoripetroolia tai korkean höyrystymislämmön
omaavia polttoaineita kuten alkoholeja, on seosta lämmitettävä palamisen
varmistamiseksi. Tämä huonontaa sylinterin seoksenottokykyä ja täten
volymetristä hyötysuhdetta. Saksalaisissa lähteissä käytetään nimitystä
Liefergrad, joka tuottosuhdetta ja englannin kielisissä volumetric
efficiency. Tuottosuhde lmääritellään
v
p1/po
T1/To
0
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
98
a
1a
1
1
a
a
1
l
T
Tp
p
T
T
p
pη
1 (10.4.4)
missä
pa= ulkoilman paine
Ta= ulkoilman lämpötila
Sylinteritäytöksen määrityksessä ei ole merkitystä sillä suoritetaanko
vertailu sylinterin vastaanottaman ilman tai seoksen suureita
normaaliolosuhteisiin tai ulkoisiin olosuhteisiin.
Sylinteritäytöksen määrityksessä ei ole merkitystä sillä suoritetaanko
vertailu sylinterin vastaanottaman ilman tai seoksen suureita
normaaliolosuhteisiin tai ulkoisiin olosuhteisiin. Taulukossa 9 on
esitetty ahtamattomien moottoreiden puristuksen alkupaine ja lämpötila
eri moottorityypeille.
Taulukko 9. Ahtamattomien moottoreiden puristuksen alkupaine- ja –
lämpötila, eri moottorityypeillä ja 2-tahtisten dieselmoottoreiden eri
huuhtelumenetelmillä, (2-t: p1’, T1’).
4-tahtisilla dieselmoottoreilla ilman lämpötila puristustahdin alussa
voidaan määrittää likiarvoyhtälöstä
ca1T
6
585T (10.4.5)
Kuvassa 80 on esitetty yksiportaisen ahtamisen ahtopainealueet tehollisen
4-tahtisille dieselmoottoreille tehollisen keskipaineen funktiona.
Moottorityyppi Puristuksen Puristuksen
alkupaine p1. p1'/ kPa alkulämpötila T1 , T1'/ K
4-tahtiset nopeakäyntiset ottomoottorit 90…100 330…340
4-tahtiset nopeakäyntiset dieselmoottorit 90…100 340…360
2-tahtiset nopeakäyntiset dieselmoottorit
poikittais- ja mutkahuuhtelu 120…150 360…380
pitkittäishuuhtelu 120…150 350…370
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
99
Kuva 80. 4-tahtisten turboahdettujen dieselmoottoreiden ahtopaine
yksiportaisessa ahtamisessa tehollisen keskipaineen funktiona.
Tca =ilman lämpötila ahtimen jälkeen(10.4.5) tai jäähdyttimen jälkeen
(10.4.6)
Yhtälön (10.4.5) mukaan, kun
moottori ei ole varustettu ahtoilman jäähdyttimellä
ei käytetä venttiilien ajoituksen ristiinmenolla aikaansaatavaa
palotilan huuhtelua
Kun moottori on varustettu ahtoilman jäähdyttimellä ja riittävällä
venttiilien ristiinmenolla palotilan huuhtelemiseksi, voidaan ilman
lämpötila puristustahdin alussa määrittää likiarvoyhtälöstä
ca1T
6
57T 0 (10.4.6)
Lämpötilan kasvu yksiportaisessa ahtamisessa määritetään yhtälöstä
1
1
c
c
oc
ac
isC
oc
cap
pTT
(10.4.7)
caocca
ΔTTT (10.4.8)
missä
Toc=kompressoriin virtaavan ilman lämpötila imuaukossa
pca=kompressorin ahtopaine
poc=puristuksen alkupainen kompressorissa poc=po-phr
phr=imukanavan virtausvatukset
c=ilman puristuksen isentroppivakio c=1,40.
isc=kompressorin isentrooppinen hyötysuhde
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
100
Pienet ahtimet isc=0,65…0,75
Keskisuuret ahtimet isc=0,75…0,80
Suuret ahtimet isc=0,80…0,85
Tca =363…434K(90…160ºC) ahtopaineesta ja kompressorin isentroopisesta
hyötysuhteesta riippuen.
Tca =313…363K(40…90ºC) ahtoilman jäädytyksen tehokkuudesta riippuen
Taulukossa 10 on esitetty eri moottorityypeille ahtoilman lämpötila
jäähdyttimen jälkeen.
Taulukko 10. Ahtoilman lämpötila jäähdyttimen jälkeen eri
moottorityypeillä ja jäähdytysparametreilla.
Kuvassa 81 on esitetty 2-tahtisten turboahdettujen dieselmoottoreiden
ahtopainealue tehollisen keskipaineen funktiona, yksiportaisessa
ahtamisessa.
Kuva 81. 2-tahtisten turboahdettujen dieselmoottoreiden yksiportaisen
ahtamisen ahtopaine tehollisen keskipaineen funktiona.
Moottorityyppi Ahtoilman lämpötila
jäähdyttimen jälkeen Tca/K
Keskinopeat ja hidaskäyntiset 313..318(40…45C)
Kulkunevomoottorit:ilma/ilma 323…338K(50…65C)
Kulkunevomoottorit:ilma/vesi 358…363K(85…90C)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
101
10.4.2 Sylinteritäytöksen ja akselitehon välinen yhteys
Moottorin kampiakseliteho yhtälön (1.4.1) mukaan on
fh
.ηP
fm
ee
Sylinterin vastaanottama polttoaineen massavirta
n
jt missä
.
.
t
m
ihη
P
f
fe
e
fm
myös
fm
Sylinterin vastaanottama polttoaineen massa on
nihη
jP
fe
et
.
fm fm
(10.4.5)
10.4.3 Sylinterin vastaanottama ilman ja polttoaineen massa
Tarkastellaan 4-tahtisen ahtamattoman ja ahdetun moottorin tapauksessa.
a) 4-tahtisen ahtamattoman moottorin sylinterin vastaanottama ilmamäärä
iovolVρηm a (10.4.6)
Ilman massa määritetään polttoaineen massan, ilmakertoimen ja
polttoaineen teoreettisen palamisen ilmamäärän perusteella seuraavasti
foa
mλLm (10.4.7)
missä
=palamisen ilmakerroin Lo=polttoaineen teoreettisen palamisilmatarve
4-tahtisen ahtamattoman moottorin sylinterin vastaanottama polttoaineen
massa voidaan esittää muodossa
nihη
jP
fe
e
o
iovol
fλL
Vρηm
(10.4.7´)
Sylinterin iskutilavuusvaatimus Vi
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
102
nihρη
jPλLV
fovole
eo
i
(10.4.8)
Moottorin iskutilavuusvaatimus VI on
nhρη
jPλLiVV
fovole
eo
iI
(10.4.9)
Ilmakertoimelle saadaan yhtälö
eo
Ifovole
eo
ifovole
PjL
nVhρη
PjL
niVhρηλ
(10.4.10)
b) 4-tahtinen ahdettu
Moottoriparametrit: ahdettu, välijäähdytetty tai imu- ja pakoventtiilien
aukioloaikojen ristiinmeno(over lap) vähintään 80 ºKK.
Sylinterin vastaanottama ilmamäärä on
iovolciovolV
1-ρη)V(Vρηm
a (10.4.11)
Sylinterin vastaanottama polttoaineen massa on
i
o
ovol
fV
λL
ρηm
1
(10.4.12)
Sylinterin iskutilavuusvaatimus on
nihρη
jPλLV
fovole
eo
i
1 (10.4.13)
Moottorin iskutilavuusvaatimus VI on
nhρη
jPλLiVV
fovole
eo
iI
1 (10.4.14)
Ilmakertoimelle saadaan vaatimus
e
If
o
ovole
e
if
o
ovole
P
nVh
1ε
ε
jL
ρη
P
niVh
1ε
ε
jL
ρηλ
(10.4.15)
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
103
10.5 Mäntämoottorin päämitoitussuureiden valinta
Polttomoottoreiden mitoitukseen on käytettävissä runsaasti taulukoituja
ominaisarvoja. Päämitoituksessa ominaisarvojen valinnat taulukoista ovat
perusteltuja, koska ne tukeutuvat rakennettujen moottorireiden
konstruktioon, toimintatapaan ja elinkaaritoimintaan. Moottoreiden
päämitoitus on monilta osin kuitenkin yksilöllinen, koska moottori
suunnitellaan käyttöympäristön vaatimusten mukaisesti. Suunnittelussa ja
mitoituksessa kulmakivinä ovat alhainen polttoaineen kulutus,
mahdollisimman vähäiset ympäristöhaitat, taloudellinen käyttöikä.
Seuraavassa on käsitelty lyhyesti muutamia valinnan kannalta oleellisia
seikkoja, kuten iskusuteen, männän keskinopeuden ja ilmakertoimen
valintaan vaikuttavista tekijöistä.
10.5.1 Puristussuhteen valinta
Puristussuhde on moottorin rakennevakio, joka vaikuttaa moottorin
työkierron lämpöhyötysuhteen suuruuteen ja konstruktioon.
Mäntämoottoreissa puristussuhteen valinnassa tulee ottaa huomioon mm.
polttoaineen puristuskestävyys, palotilaratkaisut ja palamisprosessin
hallinta. Puristussuhde määritellään sylinterin kokonaistilavuuden ja
puristustilavuuden suhteena ottamalla huomioon moottorin toimintatapa. 2-
tahtimoottoreissa iskutilavuus määritetään ns. tehollisen iskunpituuden
Se mukaan, kuva 80. Taulukossa 9 on esitetty muutamien moottorityyppien
puristussuhteen viitearvoja ja polttoaineiden ominaisuuksia.
Puristussuhteen valinnassa huomioon otettavat tekijät:
1. Ottomoottoreiden puristussuhde riippuu polttoaineen
nakutuskestävyydestä
Alkoholien ja maakaasun korkea itsesyttymislämpötila
bensiiniin verrattuna sallii korkeampien puristussuhteiden
käytön.
Moottoripetrolin nakutuskestävyys on verraten alhainen
2. Turboahtaminen ottomoottorissa kohottaa työkierron palamispaine-ja lämpötilatasoja.
Puristussuhde valitaan pienemmäksi kuin vastaavalla
ahtamattomalla moottorilla
3. Suuret ottoperiaatteella toimivissa kaasumoottoreissa ilman ja
polttoaineen seos on laiha(>1). Tällöin on mahdollista käyttää korkeita puristussuhteen arvoja.
4. Apukammiolla varustetuissa henkilöautojen dieselmoottoreissa
käytetään verraten korkeita puristussuhteen arvoja.
Tällöin syttymisviive merkittävästi lyhenee, mikä puolestaan
suurentaa moottorin pyörimisnopeutta.
Käynnistäminen kylmässä ilmastossa edellyttää korkeita
puristussuhteen arvoja.
Apukammiolla varustettujen moottoreiden sylinteri-halkaisijat
D<200 mm, koska palotilan lämpökuormitukset ovat huomattavan
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
104
korkeat ja polttoaineen ominaiskulutus korkeampi kuin
vastaavalla suoraruiskutusdieselmoottorilla.
5. Puristussuhde on moottorin rakennevakio, jonka suuruus vaikuttaa työkierron lämpöhyötysuhteeseen.
Valitaan korkein puristussuhteen arvo, jolloin polttoaineen
ominaiskulutus on alhaisin ja täten moottorin
kokonaishyötysuhde suurin.
Puristussuhde määritellään 4-tahtimoottoreissa seuraavasti
t-2 ; V
V
V
VVε
t-4 ; V
V
V
VVε
c
ie
c
cie
c
i
c
ci
1
1
(10.5.1)
missä
Vi =iskutilavuus; 4-tahtinen
Vie=tehollinen iskutilavuus; 2-tahtinen
Vc=puristustilavuus
Kuvassa 82 on esitetty periaate 4-t ja 2-t moottorin puristussuhteen
iskutilavuusmääritelyt.
Kuva 82. Puristussuhteen iskutilavuusmäärittelyt 4-tahtiselle ja 2-
tahtiselle moottorille.
Taulukossa 11 on esitetty eri moottorityyppien puristussuhteen
viitearvoja.
TDC TDC Vc
Vc Se Vie Vi BTC
BTC
4-tahtinen 2-tahtinen
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
105
Taulukko 11. Eri moottorityyppien puristussuhteen viitearvot.
Moottorityyppi Puristussuhde Polttoaineen
oktaaniluku
Ahtamattomat autojen ja moottoripyörien 7,0…8,5 < 92
ottomoottorit 8,5…9,5 < 96
9,0…10,5 100
Turboahdetut 4-tahtiset autojen
moottorit 7,5…9,0 100
Turboahdetut 4-tahtiset voimalaitos-ja
teollisuusmoottorit 11,0…12,0 Maakaasu
80-90% metaania
4-tahtiset alkoholimoottorit 10,0…12,0 metanoli
etanoli
Ahtamattomat 4-tahtiset petroli-
moottorit 7,0…7,5
Sylinterin iskutilavuus, 4-tahtinen moottori
s
32
i4k
DS
4
DV
(10.5.2)
missä ks on iskusuhde ja määritellään D
Sks (10.5.3)
S=iskunpituus
D=sylinteriporauksen halkaisija
Iskusuhde on moottorille ominainen vakio.
2-tahtiselle moottorille vastaavasti ns. tehollinen iskutilavuus on
e
2
ieS
4
DV
(10.5.4)
Taulukossa 12 on esitetty eri moottorityyppien iskusuhteen viite-
arvoja.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
106
Taulukko 12. Eri moottorityyppien iskusuhteen viitearvot.
Moottorityyppi Iskusuhde S/D
Nopeakäyntiset 4-tahtiset
kulkuneuvo-ottomoottorit 0,60…1,10
kulkuneuvodieselmoottorit 0,90…1,35
Nopeakäyntiset 2-tahtiset
kulkuneuvo-ottomoottorit 0,70…1,15
kulkuneuvodieselmoottorit 0,90…1,25
Nopeakäyntiset laiva-rautatie-
ja teollisuusmoottorit 0,90…1,40
Keskinopeakäyntiset laiva-rautatie-
ja teollisuusmoottorit 1,00…1,50
Hidaskäyntiset 2-tahtiset laiva-ja
voimalaitosdieselmoottorit
pitkittäishuuhtelu: pakoventtiili
sylinterinkannessa 2,00…3,80
muut huuhtelumemetelmät 1,30…2,10
Hidaskäyntiset 4-tahtiset 1,60…1,80
10.5.2 Männän keskinopeuden valinta
Männän keskinopeus määritetään yhtälöstä
2SnCm (10.5.5)
Männän keskinopeus on moottorin ominaisarvo. Taulukossa 13 on esitetty
eri moottorityyppinen männän keskinopeuden viitearvoja.
Taulukko 13. Eri moottorityyppien männän keskinopeuden viitearvoja.
Moottorityyppi Työkierto Toimintatapa Cm/m/s
Nopeakäyntiset kulkuneuvomoottorit:
Henkilöauton moottorit Otto 4-tahtinen 11,0 ... 15,5
" " Diesel 4-tahtinen 12,0 ... 14,0
" " Otto 2-tahtinen 8,0 ... 12,0
Kuorma-autojen ja traktorien moottorit Diesel 4-tahtinen 9,5 ... 12,0
" " " Diesel 2-tahtinen 8,0 ... 11,0
Lentokonemoottorit Otto 4-tahtinen 9,0 ... 16,0
Kilpamoottorit Otto 4-tahtinen 18,0 ... 25,0
Veturimoottorit: nopeakäyntiset Diesel 4-tahtinen 10,0 ... 12,0
keskinopeat Diesel 4-tahtinen 8,5 ... 10,0
Laiva- ja voimalaitosmoottorit: nopeak. Diesel 4-tahtinen 8,0 ... 12,0
" 2-tahtinen 8,5 ... 13,0
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
107
Männän keskinopeuden valinnassa huomioon otettavia tekijöitä
1. Männän keskinopeuden kasvaessa kaasunvaihtoprosessi
vaikeutuu, moottorin hengitysvaikeuksien vuoksi.
2. Suurilla männän keskinopeuksilla kuluminen kasvaa, sylinterit
ja laakerit. Myös kiertokangen alapään laakerin toimintavarmuus
huononee.
3. Moottorit, joissa on pieni sylinteriluku aiheuttaa korkea
männän keskinopeus värähtelyongelmia. Liikkuvia osia ei voida
täydellisesti tasapainottaa.
4. Ajoneuvokäyttöön tarkoitettujen moottorien yleisenä
suunnitteluohjeena on päämitoitusarvoja valittaessa pyrittävä
pieneen rakennemassaan ts. suunniteltava kevyiksi. Korkeisiin
tehoarvoihin pääseminen edellyttää usein korkeaa
pyörimisnopeutta ja männän keskinopeutta. Kilpa-autojen
moottorissa voidaan käyttää poikkeuksellisen korkeita männän
keskinopeuden arvoja, koska moottorin käyttöaika on vain muutaman
kilpailun mittainen.
5. Rautatiedieselmoottoreissa käytetään korkeaa männän
keskinopeusarvoa, koska niistä huipputehoja otetaan ulos varsin
harvoin.
6. 2-tahtimoottoreissa (hidaskäyntiset) jatkuvassa käytössä
pyritään alhaisiin männän keskinopeuksiin, jotta moottorin
kuluminen on pysyy kohtuullisena ja toimintavarmuus riittävänä.
10.5.3 Iskusuhteen valinta
Iskusuhde vaikuttaa moottorin rakenteellisiin mittoihin,
kokonais-hyötysuhteeseen ja pakokaasuemissioihin.
1. Männän keskinopeuden (Cm) pitämiseksi kohtuullisena etenkin
nopeakäyntisillä moottoreilla. Iskusuhteen(S/D) tulee olla
pieni, kuten yhtälöstä voidaan havaita Cm=2nS= 2n(S/D)D
2. Pieni iskusuhde mahdollistaa suuret venttiilit kannessa, mikä
parantaa mahdollisuutta nostaa sylinteritehoa.
3. Moottorin rakennekorkeus riippuu iskunpituudesta.
Iskunpituuden kasvattaminen suurentaa moottorin rakennekorkeutta
ja lisää samalla moottorin painoa. Iskunpituuden pienentäminen
vähentää moottorin rakennekorkeutta ja painoa.
4. Pidentämällä iskunpituutta jäähdytyshäviöt pienenevät, mikä
parantaa moottorin kokonaishyötysuhdetta. Iskusuhteelle on
etsittävä optimiarvo, koska iskunpituuden kasvaessa männän
keskinopeus kasvaa ja häviöt suurenevat.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
108
5. Laivamoottorit, joilla on alhainen pyörimisnopeus ovat
kytketty suoraan potkuriakseliin. Iskusuhde valitaan suureksi,
jotta männän keskinopeus olisi taloudellisella alueella.
6. Generaattorikäytössä moottorilta edellytetään korkeaa
pyörimis-nopeustasoa, jotta generaattorin valinta olisi
taloudellinen. Käytetään pientä iskusuhdetta.
7. 2-tahtimoottoreilla iskusuhteen valintaan vaikuttaa käytetty
huuhtelumenetelmä. Pitkittäishuuhtelussa on edullista käyttää
suurta iskusuhdetta. Paras tehokkuus saavutetaan
pitkittäishuuhtelumenetelmällä.
8. Iskusuhteen valinnalla on ratkaiseva merkitys sylinterissä
syntyviin hiilivetyemissioihin. Niitä syntyy runsaimmin silloin,
kun palotilan pinta-ala-tilavuussuhde on suuri. Suhteen
pienentäminen on välttämätöntä haluttaessa päästä alhaisiin
hiilivetyemissioihin.
Iskusuhteen suurentaminen pienentää pinta-ala-tilavuussuhdetta.
Iskutilavuuden suurentaminen pienentää ja puristussuhteen
suurentaminen kasvattaa palotilan pinta-ala-tilavuussuhdetta.
10.5.4 Ilmakertoimen valinta
1. Ajoneuvojen ottomoottoreilla korkein teho saavutetaan ilma-
alimäärällä (1). Osakuorma-alueella seos on teoreettisesti
oikea tai laiha ( = 1,0 ...1,25 ), jotta saavutetaan alhaisin polttoaineen kulutus ja pakokaasuemissiot. Dieselmoottorissa
seos on aina laiha so. moottori toimii aina ilmaylimäärällä.
2. Dieselmoottoreilla varustetuissa henkilöautoissa, joissa
käytetään apukammiopalotilaa, palaminen tapahtuu pienemmän
ilmaylimäärän vallitessa kuin kuorma-autojen ja työkoneiden
suoraruiskutus-dieselmoottoreissa.
3. Turboahdetuissa moottoreissa käytetään suurempaa
ilmakerrointa kuin ahtamattomissa. Tällöin moottorin termiset
kuormitukset voidaan pitää sallituissa rajoissa ja pakokaasun
lämpötila ei kohoa liian korkeaksi turbiinin kestävyyden
kannalta.
4. Voimalaitos- ja laivamoottoreilta vaaditaan vähintään 10 %
ylikuormitus-mahdollisuus. Tämä on otettava huomioon moottorin
päämitoituksessa, jolloin täydellä teholla moottorilla tulee
olla riittävä ilmanottokyky savutuksen raja-arvoja ylittämättä.
5. Kaasumoottoreissa seoksen tulee olla laiha, jotta polttoaineen
kulutus voidaan pitää kohtuullisena ja välttää nakutus.
Ilmakertoimen viitearvoja eri moottorityypeille on esitetty
taulukossa 4 s. 24.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
109
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
110
11 Mäntämoottoreiden yhdenmuotoisuussäännöt
11.1 Geometrinen yhdenmuotoisuus ja mekaaninen samanlaisuus
Moottorit ovat tietyllä tavalla yhdenmuotoisia joko
geometristen mittojen ja muotojen perusteella sekä lisäksi
päämitoitustekijöiden ja toimintatapojensa mukaan tarkasteltuna.
Polttomoottoreiden yhdenmuotoisuus ja samanlaisuus määritellään
geometrisesti yhdenmuotoisiin, ja mekaanisesti samanlaisiin sekä
geometrisesti että mekaanisesti yhdenmuotoisiin ja samanlaisiin
moottoreihin. Kuva 81 esittää yhdenmuotoisuuden perusjaon.
Kuva 81. Polttomoottoreiden yhdenmuotoisuus ja samanlaisuus
11.2 Mäntämoottoreiden yhdenmuotoisuusyhtälöt
Vertaillaan esimerkin avulla geometrista yhdenmuotoisuutta ja
mekaanista samanlaisuutta kahden moottorin välillä käyttämällä
hyväksi polttomoottoriopin peruskaavoja. Vertailut voidaan tehdä
kuinka suurelle otosjoukolle tahansa.
Geometrisesti yhdenmuotoisissa moottoreissa vertailu suoritetaan
moottorin päämittoja vertailemalla. Olkoon moottori M1, jossa
sylinterin halkaisija on D1 ja iskunpituus S1 ja vastaavasti
moottorissa M2 ovat D2 ja S2. Jos moottorit ovat geometrisesti
yhdenmuotoisia, niin silloin
2
2
1
1
D
S
D
S (11.2.1)
Kun moottorit ovat mekaanisesti samanlaisia, männän
keskinopeuden perusteella voidaan kirjoittaa
21 mmC C (11.2.2)
Yhtälömuodossa esitys on
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
111
2211S2nS2n ,
jolloin moottorin pyörimisnopeuksien suhteeksi saadaan
1
2
1
2
2
1
D
D
S
S
n
n (11.2.3)
missä
n1=moottorin 1 pyörimisnopeus
n2=moottorin 2 pyörimisnopeus
Määritetään parametri
2
1
D
Dα (11.2.4)
Sijoitetaan yhtälöön (11.2.3), jolloin saadaan
12
1
2
αnn
n
nα
(11.2.5)
missä
= mittakaavatekijä
Sovelletaan tehollisen keskipaineen menetelmää ottamalla
huomioon männän keskinopeus
iC8j
DpP
m
2
ee
(11.2.6)
Kirjoitetaan muotoon 3
1DkPe (11.2.7)
missä
k1= peCmi/8j
vakio k1 on geometrisesti ja mekaanisesti samanlaisilla
moottoreilla yhtä suuri, jolloin kampiakselitehojen suhde on
e2
2
e1PαP (11.2.8)
Moottorin pyörimisnopeuksien ja kampiakselitehojen välinen
yhteys voidaan esittää muodossa
e2
e1
12P
Pnn (11.2.9)
Moottorin iskutilavuuksien suhteeksi saadaan geometrisesti ja
mekaanisesti samanlaisilla moottoreilla
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
112
i2
3
i1VαV (11.2.10)
Kirjoitetaan sylinterin iskutilavuus muotoon
3Dk
4
(S/D)D
4
SDV
2
32
i
(11.2.11)
missä
4
(S/D)k2
Vastaavasti moottorien massojen suhde on muotoa
2
3
1mαm (11.2.12)
Yhtälössä 11.2.12 moottorin massa otaksutaan olevan
verrannollinen sylinteriporauksen kuutioon.
3
3Dkm , k3= vakio
Moottorin teho sylinterin iskutilavuusyksikköä Vi kohti voidaan
johtaa edellä esitetyillä kaavoilla ja esittää muodossa
D
1k
Dk
DkP
43
2
2
1
VI (11.2.13)
,jolloin geometrisesti yhdenmuotoisilla ja mekaanisesti
samanlaisilla moottoreilla moottorien tehot iskutilavuutta
kohden suhtautuvat seuraavasti
Vi1Vi2
1
2
Vi2
Vi1
αPP
α
1
D
D
P
P
(11.2.14)
Moottorin teho sylinterin iskutilavuutta kohden on sitä suurempi
mitä pienempi on sylinterin halkaisija. Tällä on erityistä
merkitystä varsinkin kilpa-autojen moottoreissa, joissa
moottorin iskutilavuus on rajoitettu.
Taulukon 1 mukaan s.13 moottorin teho iskutilavuutta kohti on 2-
tahtisilla moottoripyörillä Pe/VI=40…100 kW/dm3, 4-tahtisilla
Pe/VI=30…70 kW/dm3, henkilöauton ahtamattomilla ottomoottoreilla
Pe/VI=35…65 kW/dm3 ja ahdetuilla Pe/VI=50…100 kW/dm3, ahtamattomilla
dieselmoottoreilla Pe/VI=20…35 kW/dm3 ja ahdetuilla Pe/VI=30…45 kW/dm3,
kuorma-autojen ahtamattomilla dieselmoottoreilla Pe/VI=10…20 kW/dm3 ja
ahdetuilla Pe/VI=15…40 kW/dm3 ahtoasteesta ja ahtoilman
jäähdytysmenetelmästä riippuen.
Moottorin massa sylinterin iskutilavuusyksikköä kohden on vakio,
koska
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
113
I2I1
i
VV
53
2
3
3
I
V
mm
kDk
Dk
V
mm
(11.2.16)
Yhtälöön (12.1.16) nähden on syytä huomata, että moottorin massa
sylinterin tilavuusyksikköä kohti on riippumaton sylinterin
halkaisijasta. Todellisuudessa pienillä moottoreilla suhde
kasvaa rakenteellisista tekijöistä johtuen.
Moottorin massa tehoyksikköä kohden geometrisesti
yhdenmuotoisilla ja mekaanisesti samanlaisilla moottoreilla
määritellään
1
6
p1
p2
2
1
3
3
e
p
m
m
Dk
Dk
P
mm
iDk
(11.2.17)
Moottorin massa tehoyksikköä kohti kasvaa suoraan
verrannollisesti sylinterin halkaisijan suurentuessa.
Taulukon 1 mukaan s.13 ottomoottoreilla 2-ja 4-tahtisilla
moottoripyörillä m/Pe=5…0,5 kg/kW, henkilöauton ottomoottoreilla 3…1
kg/kW, henkilöauton dieselmoottoreilla vastaavasti 5…2 kg/kW ja kuorma-
autojen dieselmoottoreilla 9…2,5 kg/kW ahtoasteesta ja ahtoilman
jäähdytysmenetelmästä riippuen.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
114
Lähdekirjallisuus
Heywood, John B.,Internal Combustion Engine Fundamentals. McGraw-Hill
Book Company. 1988.
Stone, R, Inrtoduction toIntenal Combustion Engines. Third
Edition.SAE.1999.
Pitkänen, J., Polttomootoritekniikan perusteet. Teknillinen
korkeakoulu. Otaniemi. 1999.
Basshuysen&Schäfer.; Internal Combustion Engine Handbook. SAE. 2002.
Heisler, H., Vehicle and Engine Technology. Second Edition. 1999.
Oxford.UK.
Kevin L. Hoag; Vehicular Engine Design. SAE International. Harbound
2006. Co-publised with Springer-Verlag
Bosch., Kraftfahrtechnisches Taschenbuch. 23. Auflage. Bosch.
Merker, G.P., Stiesch,G., Technische Verbrennung. Motorische
Verbrennung. B.G.Teubner Stuttgart, Leipzig 1999.
Dietzel,F., Wagner, W., Technische Wärmelehre. Vogel-Buchverlag. 7.
Auflage. 1998. Bosch.
Internal Combustion EnginesI 5,0 CR Mechanical Engineering University of Oulu Mauri Haataja 2016
115
OULUN YLIOPISTO Koneensuunnittelun tutkimusryhmä
464124A Polttomoottoritekniikan perusteet
Internal Combustion Engines Professori Mauri Haataja
Luentomoniste I
Moottoribensiinin valintaopas
Dieselpolttoaineopas
NESTEOIL
>1