Motorul CU Ardere Interna

MOTORUL CU ARDERE INTERNĂ-Generalități

Părți componente ale motorului cu ardere interna

Mărimi și indici caracteristici ai motorului

CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE NATURALĂ

Alegerea (destinderea) parametrilor de calcul

Alegerea fazelor de distribuție

Determinarea mărimilor caracteristice ale admisiei

CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE

Alegerea parametrilor de calcul și a tipului camerei de ardere

Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de comprimare

Calculul politropei de comprimare prin puncte

Calculul duratei procesului de comprimare

CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE

Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul

Calcul oxigenului și a aerului minim necesar arderii complete

Calcul marimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere

Calcul compoziției și parametrilor caracteristici ai proceselor

de ardere

CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE

Alegerea parametrilor de calcul

Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de destindere

Calculul politropei de destindere prin puncte

Calculul duratei procesului de destindere5

CALCULUL INDICILOR DE PERFECȚIUNE AI MOTORULUI

Calculul indicilor indicați și efectivi

Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului

CARACTERISTICA EXTERIOARĂ A MOTORULUI………………30

Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul……………..……..…30

Calculul prin puncte a curbelor caracteristice……………….….…….30-31

=== CAP1 ===

MOTORUL CU ARDERE INTERNĂ – Generalități

Motorul cu ardere internă transformă energia chimică produsă prin arderea unui combustibil în lucru mecanic obținut la arborele sau motor.

În interiorul m.a.i. se produce atât procesul de ardere(transformarea energie chimice în căldură) cât și procesul de transformare a căldurii în lucru mecanic.

Motoarele cu combustie internă cu piston folosite la automobile se clasifică după următoarele criterii:

După natura combustibilului

motoare la care se întrebuințează drept combustibil benzina, și au carburator sau pompă de injecție.

motoare la care se întrebuințează drept combustibil motorina și au pompă de injecție (motoare diesel).

motoare cu gaz la care se întrebuințează drept combustibil un combustibil gazos sau un amestec de combustibil.

După felul de realizare a ciclului motor în :

motoare în patru timpi.

motoare în doi timpi.

După felul producerii amestecului carburant în :

motoare cu formare exterioară a amestecului carburant (motoare cu carburator sau injecție).

motoare cu formare interioară a amestecului carburant (motoare diesel).

După felul aprinderii amestecului carburant

motoare cu aprindere prin scânteie (prescurtat MAS). După admisia și comprimarea amestecului carburant în cilindrii motorului, la PMI (punctul mort inferior) al pistonului, are loc aprinderea. Aceasta se realizează prin producerea unei scântei între electrozii bujiei, care aprinde amestecul carburant. Arderea are loc într-un interval de timp foarte scurt, în care presiunea și temperatura gazelor din cilindru cresc brusc până la presiunea de 30-40 daN / cm3 și temperatura de 1.800 – 2.000oC. Datorită presiunii gazelor din cilindru, care acționează asupra pistonului, acesta se deplasează spre PMS (punctul mort superior), și rotește prin intermediul sistemului biela-manivela, arborele motor. Această cursă a pistonului, se mai numește și cursă activă sau cursă motoare.

PMI – (punctul mort inferior) este poziția extremă a pistonului corespunzătoare distanței maxime față de axa arborelui cotit.

PMS – (punctul mort superior) este poziția extremă a pistonului corespunzătoare distanței minime față de axa arborelui cotit.

motoare cu aprindere prin compresie (prescurtat MAC sau Diesel). La sfârșitul compresiei, combustibilul este introdus sub presiune în cilindru, fiind pulverizat foarte fin cu ajutorul injectorului, montat în chiulasă. Datorită contactului cu aerul fierbinte din interiorul cilindrului, particulele pulverizate se aprind și ard, iar presiunea din cilindru crește brusc. Gazele rezultate în urma arderii apasă asupra pistonului, făcând posibilă deplasarea acestuia spre PME, efectuând cursa activă. Pe toată durata acestei curse, supapele rămân închise.

După așezarea cilindrilor sunt :

motoare cu cilindrii în linie.

motoare cu cilindrii în V.

motoare cu cilindrii in W.

motoare cu cilindrii și pistoanele opuse, boxer.

motoare înclinate, la care cilindrii au axele situate în același plan, însă înclinat față de planul vertical

motoare cu cilindrii așezati în stea, utilizate cu precădere în aviație.

Date:

1.1 Părți componente ale unui motor cu ardere internă.

1.piston

2.bielă

3.arbore cotit

4.cilindri

5.chiulasă

6.carter inferior

7.pompă de ulei

8.sistem de distribuție

9,10.supape de admisie

11.arbore cu came

12.pompă de apă

13.elice

1.2 Marimi și indici caracteristici ai motorului

1) Alezajul (D) reprezintă diametrul nominal al cilindrului.

2) Cursa pistonului (s) este spațiul parcurs de piston între cele doua puncte moarte (P.M.I) și (P.M.S):

3) Punct mort superior (PMS) este poziția extrema a pistonului corespunzatoare volumului minim ocupat de gaze (Vk), sau poziția pistonului corespunzătoare distanței maxime dîntre aceasta și axa de rotație a arborelui cotit (l+r), poziție pentru care α = 0 și β= 0.

4) Punct mort inferior (PMI) este poziția extrema a pistonului corespunzatoare volumului maxim ocupat de gaz (Va ) sau pozitia pistonului corespunzatoare distantei minime între acesta și axa pistonului corespunzatoare distanței minime dîntre aceasta și axa de rotație a arborelui cotit (l-r), poziție pentru care α = 180 și β =0.

5) Raza manivelei (r) reprezinta distanta dintre axa fusului palier și axa fusului maneton,ale arborelui cotit:

6) Cilindreea unitară (VS) reprezintă volumul generat de piston prin deplasarea sa între cele doua puncte motoare pe cursa S

=

7) Numarul de cilindri (i)

8) Cilindreea totala sau litrajul (Vt) reprezintă suma cilindreelor unitare ale tuturor cilindrilor. Cum cilindrii unui motor policilindric sunt constructiv identici, rezultă :

9) Raportul cursa-alezaj () este un parametru constructiv al motoarelor și se exprimă prin relația :

=

După acest criteriu motoarele se clasifică astfel :

=1 (S=D) – motoare pătrate ; se întâlnește mai ales la MAS

<1 (S>D) – motoare subpătrate ;se întâlnește la MAS

>1 (S<D) – motoare suprapătrate ;se întâlnește mai ales la MAC și mai puțin la MAS

Pentru MAS = 0,57…0,93

Pentru MAC = 1,05…1,3

10) Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei (Λ) este un parametru constructiv foarte important al motorului, cu influență mare în cinematica și dinamica mecanismului motor. Este definit de relația :

Λ =

Pentru motoarele de automobile acest raport ia valori între limitele 1/3,0 …1/4,2 dupa cum urmează :

-autoturisme : Λ = 1/3,0…1/3,8 – biele scurte ;

-autocamioane : Λ = 1/3,8…1/4,2 – biele lungi.

În funcție de destinația motorului se poate adopta pentru Λ orice valoare pentru care numitorul este multiplu de 0,05, deci 1/3.00 ; 1/3.10…1/4.20. Asadar dacă se cunoaste cursa pistonului se poate calcula lungimea bielei cu relația :

/ = =

Volumul camerei de ardere (Vk) reprezintă volumul minim ocupat de fluid motor, când pistonul se gașeste la PMS

Întalnim mai multe variante constructive de camere de ardere:

Camere de ardere în chiulasă:

emisferică

pană

pent roof(în acoperiș)

Cameră amplasata în piston

emisferică

tronconică

omega

disc

Camera de ardere mixtă: amplasată parțial în chiulasă și parțial în piston

=

12) Raportul de comprimare reprezintă raportul dintre volumul maxim ocupat de fluidul motor, când pistonul se gasește la PMI și volumul minim ocupat de acesta, când pistonul se gasește la PMS

Raportul de comprimare are influențe extrem de severe în cea ce privește:

Puterea maximă

Economicitatea

Concentrația de emisii poluante

Incarcari termice și mecanice

Riscul de ardere detonată

Schimbarea parametrilor de reglaj

Pentru MAS

MAS supraalimentat sau MAS cu carburanți ce au cifra octanică redusă(75…..92)

MAS de uzanță generală

MAS sport

Pentru MAC lent(Diesel)

injecție directă

supra alimentare

aspirat(nesuperalimentat)

Pentru MAC rapid Ricardo

cu injecție separată în CSV

motor supraalimentat

aspirat

13) Volumul absolut al cilindrului (Va) reprezintă volumul maxim ocupat de fluidul motor, când pistonul se gasește la PMI.

14) Viteza medie a pistonului (Wp) este acea viteză, convențional considerată constantă, cu care pistonul ar parcurge doua curse succesive 2×S, în intervalul de timp în care arborele cotit efectuează o rotație completă. Se exprimă în m/s :

=

15) Unghi de rotație a arborelui cotit (º RAC) reprezintă unghiul făcut de manivelă cu axa cilindrului. Originea unghiului se alege corespunzător poziției pistonului în PMI. Se observă că o cursa completă a pistonului corespunde la un unghi =180 º RAC, iar pentru =360 º RAC arborele cotit efectuează o rotație completă în timp ce pistonul parcurge două curse simple.

16) Turația motorului (n) reprezintă numărul de rotații efectuat de arborele cotit într-un minut. Între , n și t există urmatoarele relații :

n

Deci, timpul în secunde necesar arborelui cotit pentru a realiza o rotație copletă este 60/n [s/rot].Aplicând regula de trei simpla rezultă relația de legatură între mărimile menționate mai sus:

17) Viteza unghiulară a arborelui cotit (ω) este acea viteză cu care arborele cotit efectuează o rotație completă. Se execută prima în [rad/s] sau [grd/s].

=

18)Ciclu motor reprezintă succesiunea proceselor (admisie, comprimare, ardere + destindere și evacuare ), care repetă periodic în cilindrii motorului.

19)Timpul motor ( τ )reprezintă partea din ciclu motor care se efectuează într-o cursă simplă a pistonului.

Un motor care execută un ciclu complet în patru curse ale pistonului (τ=4); dacă ciclul se execută în două curse, se numește motor în doi timpi (τ=2). rezultă că pentru a efectuarea unui ciclu complet, la motoarele în patru timpi, sunt necesare doua rotații ale arborelui cotit (α = 720˚RAC), iar la motoarele în doi timpi o rotație a arborelui cotit (α = 360˚RAC).

20)Numarul de cicluri ( Nc ) reprezintă numarul grupărilor de procese (A, D, C, E), care se repetă periodic în cilindrii unui motor, în unitatea de timp. Se exprimă în [cicl/cil] ; [cicl/min] sau [cicl/h].

La n [rot/min] corespund n/60 [rot/s], dar la 1 rot corespund 2 curse. rezultă ca la n/60 [rot/s]] corespund 2xn/60 [cuse/s]. Însă un ciclu complet nu are loc decât dupa τ curse ale pistonului.

Nc =

Nc =

Tinand cont de relatiile de mai sus rezulta:

=== CAP2 ===

2.Calculul procesului de admisie

Generalități

Procesul de admisie(admisia) reprezintă procesul in cursul căruia fluidul proaspăt pătrunde in cilindrul motorului .

Procesul de admisie este de două feluri:

-procesul de admisie naturală-admisia naturală;

-procesul de admisie forțată-admisia forțată.

Admisia normală are loc când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea mediului ambiant, asociată cu efectul de deplasare a pistonului.

În acest caz aerul, înainte de a pătrundere în cilindru sub acțiunea mediului ambiant are presiunea P0 și temperatura T0. Admisia forțată are loc când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea unei suflante care îl comprimă în prealabil asociată cu deplasarea pistonului.

În cazul admisiei forțate, fluidul proaspăt, înainte de a pătrunde în sistemul de admisie are presiunea Ps și temperatura Ts care se stabilesc la ieșirea din organul de refulare al suflantei.

La motoarele în patru timpi, admisia forțată se numește supraalimentare. Motorul în patru timpi cu admisie forțată se numește motor supraalimentat.

2.1 Alegerea(determinarea) parametrilor de calcul

2.2.Alegerea fazelor de distribuție.

Perioadele și momentele de deschidere și închidere a orificiilor de curgere a gazelor din/în cilindru se numesc faze de distribuție. Intervalul de timp dintre cele două momente măsurate în RAC, reprezintă perioada de deschidere a orificiului, notat cu a pentru admisiune și e pentru evacuare; hs este ridicarea supapei. Fazele de distribuție se definesc fie prin unghiul , măsurat față de originea ciclului, fie prin unghiul precizat față de punctele moarte de referință. În primul caz, fazele sunt definite de unghiurile DSA, ÎSA, pentru momentele de deschidere a supapei de admisie (DSA) respectiv pentru închiderea supapei de admisie (ÎSA). În al doilea caz unghiul reprezintă avansul a sau întârzierea î la deschiderea sau închiderea supapei față de punctele moarte de referință. Reprezentarea grafică a fazelor de distribuție se numește diagrama fazelor de distribuție.

Fazele de distribuție se optimizează. Prin faze optime de distribuție se înțelege acele faze care conduc:

1) la eficiență maximă a schimbului de gaze, adică la un grad de umplere maxim,

2) la un coeficient minim al gazelor reziduale,

3) la cel mai mic lucru mecanic de pompaj,

4) la cea mai bună valoare a coeficientului de baleiaj,

5) la cea mai redusă valoare a concentrației de substanțe nocive din gazele de evacuare.

La MAC avansul la deschiderea supapei de admisie poate avea următoarele valori:

Întârzierea la închiderea supapei de admisie poate avea următoarele valori

Durata totală de deschidere a supapei de admisie: .

2.3 Determinarea mărimilor caracteristice ale admisiei.

Calculand parametrii punctelor evidentiate in figura de mai sus avem urmatoarele:

Punctul 0 (intrarea in compresor):

unde

Punctul 1 (iesirea din compresor, intrarea in intercoler):

Adoptand gradul de supraalimentare specific motoarelor supraalimentate la presiune medie

(=1.5…2.5), =2,3 si coeficient adiabatic (raportul caldurilor specifice) k=1,4 se pot detrmina:

Se constata ca:

presiunea a crescut deoarece aerul s-a comprimat

densitatea a crescut cu 0.74 kg/mcub deoarece aerul s-a comprimat

Punctul 2 (iesirea din intercoler):

Dupa adoptarea diferentei de temperatura datorita intercoleru-lui si presiunea pierduta in intercoler se pot determina:

Coeficientul de umplere se determină rezolvând ecuația de mai jos:

Adopt marimile:

Din reprezentarea grafica din figura de mai jos

Presiunea în galeria de admisie.

Punctul a:

Presiunea de admisie.

Coeficientul gazelor reziduale.

Temperatura gazelor la sfârșitul admisiei.

Viteza medie a gazelor prin galeria de admisie:

= Viteza medie de curgere a gazelor pe sub supapa de admisie :

=

=== CAP3 ===

3.Calculul procesului de comprimare.

Calculul procesului de comprimare are drept scop determinarea stării momentane a fluidului motor din cilindru (presiunea P1, temperatura T1, volumul V) și cu deosebire a stării amestecului inițial în momentul declanșării injecției (punctul c’) în momentul declanșării arderii (punctul d) sau la sfârșitul cursei de comprimare (punctul c’’). Aceleași temperaturi pot fi calculate în punctul a’, adică în momentul închiderii supapei S.A.

Procesul de comprimare îndeplinește trei funcții:

-1. sporește randamentul termic al motoarelor;

-2. permite aprinderea combustibilului (fundamental pentru M.A.C.);

-3. generează mișcări organizate al fluidului motor în camera de ardere.

Pentru calculul volumului ocupat de gaze în toate punctele caracteristice, menționate anterior, este necesară însă cunoașterea poziției pistonului, corespunzătoare acestor puncte. Ea se determină cu relația:

unde r-este raza nominală dată în mm;

– este raportul dintre raza manivelei și lungimea manivelei;

– este unghiul de rotație al manivelei.

3.1 Alegerea parametrilor de calcul și tipul camerei de ardere.

3.1.1.Alegerea parametrilor de calcul.

Presiunea la sfârșitul admisiei:

s-a calculat la capitolul 2, .

Temperatura la sfârșitul admisiei.

s-a calculat la capitolul 2,

3.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de comprimare.

3.2.1.Determinarea mărimilor de stare în punctul a.

a) Volumul gazelor în punctul a’

b) Presiunea gazelor în punctul a’

c) Temperatura gazelor în punctul a’

3.2.2.Determinarea mărimilor de stare în punctul c|.

a) Volumul gazelor în punctul c’

b) Presiunea gazelor în punctul c’

c) Temperatura gazelor în punctul c’.

3.2.3. Determinarea mărimilor de stare în punctul d.

a) Volumul gazelor în punctul d.

b) Presiunea gazelor în punctul d.

c) Temperatura gazelor în punctul d.

3.2.4.Determinarea mărimilor de stare în punctul c’’.

a) Volumul gazelor în punctul c’’.

(3.10)

b) Presiunea gazelor în punctul c’’.

(3.11)

c) Temperatura gazelor în punctul c||.

(3.12)

3.3.Calculul politropiei de comprimare prin puncte.

Se pot întocmi graficele:

=== CAP4 ===

4.Calculul procesului de ardere.

Calculul procesului de ardere urmărește să precizeze legea de variație a presiunii p() în perioada degajării căldurii de reacție, în vederea:

1. determinării presiunii maxime din cilindru care definește solicitarea mecanică a organelor;

2. precizării temperaturii fluidului motor care definește încovoierea termică a organelor în contact cu gazele fiebinți.

Se consideră că arderea se declanșează cu un avans față de PMS, în punctul d și se dezvoltă în faza arderii rapide după evoluțiile politrope d-c (c-punctul de pe ciclu situat în PMS) și c-y (y-punctul în care P=Pmax); în faza arderii moderate sau finale arderea continuă după izobară y-y’ și după izoterma y’-t. Se admite în plus variația căldurilor specifice cu temperatura după relațiile:

– căldura specifică medie la V=ct, pentru amestecul inițial Cvai;

– căldura specifică medie la V=ct pentru gaze arse Cvga.

Se admite deasemenea variația compoziției chimice a fluidului motor și pierderea de căldură prin pereți.

4.1.Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul.

4.1.1.Adoptarea combustibilului.

În cazul motoarelor cu aprindre prin comprimare se utilizează cu precădere combustibili lichizi. Dintre combustibilii lichizi cea mai largă utilizare o are motorina (pentru MAC).

Combustibilul utilizat pentru ardere în motorul de proiectat este motorina, cu următoarele proprietăți:

Tabelul 5.1

4.1.2Parametrii de calcul.

a) Coeficientul de exces de aer.

Se adoptă .

b) Coeficientul gazelor reziduale.

A rezultat din calculul procesului de admisie, .

c) Unghiul în punctul d.

A rezultat din calculul procesului de comprimare, .

d) Temperatura gazelor în punctul d.

A rezultat din calculul procesului de comprimare .

e) Presiunea gazelor în punctul d.

A rezultat din calculul procesului de comprimare .

f) Coeficientul căldurii utile .

La MAC . Se adoptă

g) Viteza medie de creștere a presiunii.

4.2Calculul oxigenului și aerului minim necesar arderii complete.

4.2.1.Calculul oxigenului minim necesar arderii complete.

unde

4.2.2.Calculul cantității de aer minim necesar arderii complete.

4.3.Calculul mărimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere.

a) Numărul de kmoli de substanță pentru 1kg combustibil.

b) Numărul de kmoli de substanță inițiali care participă la reacția chimică.

c) Numărul de kmoli de amestec inițial.

d) Calculul coeficientului chimic de variație molară.

e) Numărul de kmoli de gaze arse.

f) Coeficientul total de variație molară.

g) Puterea calorică uniformă a combustibilului.

(4.14)

h) Căldura degajată ca urmare a arderii incomplete.

i) Puterea calorică a amestecului de aer-combustibil.

j) Căldura disipată care se transformă în lucru mecanic și energie internă.

k) Întârzierea arderii.

l) Durata întârziarii la aprindere.

4.4. Calculul compoziției și parametrilor caracteristici ai proceselor de ardere.

4.4.1.Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul c.

a) Unghiul corespunzător punctului c.

b) Presiunea gazelor în punctul c.

c) Volumul gazelor în punctul c.

d) Raportul de volum în timpul arderii.

e) Exponentul politropic.

f) Temperatura în punctul c`.

4.4.2.Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul y.

a )Unghiul corespunzător punctului y.

b) Presiunea gazelor în punctul y.

c) Volumul gazelor în punctul y.

d) Raportul volumului în timpul arderii.

e) Exponentul politropic.

f) Temperatura în punctul y.

4.4.3. Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul y’.

a) Unghiul corespunzător punctului y’.

b) Presiunea gazelor în punctul y’.

c) Volumul gazelor în punctul y’.

d) Raportul de volume în timpul arderii.

e) Temperatura în punctul y’.

(solutia ecuatiei de gradul II – rel 4.27)

4.4.4. Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul t.

a) Unghiul corespunzător punctului t.

b) Presiunea corespunzătoare punctului t.

c) Volumul gazelor în punctul t.

d) Raportul de volum în timpul arderii.

=== CAP5 ===

5.Calculul procesului de destindere

Generalități

Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor în care se produce fracțiunea principală din lucrul mecanic disponibil.

Intervalul de timp în care se desfășoară destinderea este cuprinsă între momentul încetării arderii (punctul t din ciclu) și deschiderii supapei de evacuare (punctul u` ); în ciclul teoretic destinderea se prelungește până la PME).

Calculul procesului de destindere presupune determinarea mărimilor de stare în punctele u și u` .

5.1 Alegerea parametrilor de calcul

Exponentul politropic al destinderii

.Se adoptă

Avansul la deschiderea supapei de evacuare

.Se adoptă .

Unghiul corespunzător punctului t

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Presiunea gazelor în punctul t

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Volumul gazelor în punctul t

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Temperatura gazelor în punctul t

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Exponentul politropic al comprimării

Sa adoptat la calculul procesului de comprimare și anume

Presiunea medie în cursa de evacuare

Sa adoptat la calculul procesului de admisie și anume

Presiunea la sfârșitul admisiei

A rezultat din calculul procesului de admisie și anume

Temperatura la sfârșitul admisiei

A rezultat din calculul procesului de admisie și anume

Presiunea gazelor în punctul y

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Temperatura gazelor în punctul y

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Unghiul corespunzător punctului y

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Temperatura gazelor în punctul y’

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Unghiul corespunzător punctului y’

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Presiunea gazelor în punctul c

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

Temperatura gazelor în punctul c

A rezultat din calculul procesului de ardere și anume

5.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de destindere

5.2.1.Calculul mărimilor de stare în momentul deschiderii supapei de evacuare(punctul u’)

Unghiul corespunzător deschideri supapei de evacuare

Volumul gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare

Presiunea gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare

5.2.2.Calculul mărimilor de stare în punctul u

Unghiul crespunzător punctului u

Volumul corespunzător punctului u

Presiunea corespunzătoare punctului u

Temperatura corespunzătoare punctului u

5.2.3.Calculul mărimilor de stare în punctul u*

Unghiul corespunzător punctului u*

Presiunea corespunzătoare punctului u*

Volumul gazelor corespunzător punctului u*

h)Temperatura gazelor corespunzător punctului u*

5.3. Calculul politropiei de destindere prin puncte

=== CAP67 ===

6. Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului

6.1. Trasarea diagramei indicate

Centralizarea rezultatelor:

CALCULUL INDICILOR INDICATI

CALCULUL INDICILOR EFECTIVI

CALCULUL INDICILOR DE PERFECTIUNE AI MOTORULUI

7.Caracteristica exterioară a motorului

Generalități

Prin caracteristica exterioară a motorului se înțelege dependența puterii efective, momentului motor efectiv, consumului orar și specific efectiv, în funcție de turația arborelui cotit, în condiții de sarcină totală, deci pentru doză maximă de combustibil pe ciclu și cilindru.

Turațiile semnificative într-o astfel de caracteristică sunt:

Turația minimă de mers în sarcină : nmin

Turația de moment maxim : nM

Turația economică (nec) fiind turația pentru care consumul specific efectiv de combustibil este minim

Turația de putere maximă: nP

Turația maximă de mers în sarcină: nmax

Raportul a două turații caracteristice menționate anterior determină relația:

unde:

Ce-coeficient de elasticitate și are valori cuprinse între .

Între nmax și nP există relația:

8.1Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul

Pentu calculul caracteristicii exterioare sunt necesare urmatoarele date de intrare:

8.2 Calculul prin puncte a punctelor caracteristice

Pe cale analitică , curba de variație a puterii motorului în funcție de turație, se

poate obține cu relația:

unde:

Curba de variație a momentului motor efectiv se obține pe baza relației:

iar cea a consumuli specific efectiv, de combustibil cu relația:

:

Aplicând relațiile de mai sus rezulta

=== cap7 ===

Cap. 7. CARACTERISTICA EXTERIOARĂ A MOTORULUI

7.1 Alegerea parametrilor de calcul

Prin caracteristica exterioară a motorului se înțelege dependența puterii efective, momentului motor efectiv, consumului orar și specific efectiv de combustibil, în funcție de turația arborelui cotit, în condiții de sarcină totală, deci pentru doză maximă de combustibil pe ciclu și pe cilindru .

La proiectarea unui motor de autovehicul este necesară cunoașterea acestei caracteristici.

Ridicarea prin calcul a unei asemenea caracteristici este relativ simplă la MAS, deoarece experiența arată că factorii de care depinde alura caracteristicii (ηv, ηi, λ și ηm) variază cu turația aproximativ după aceeași lege .

Turațiile semnificative într-o astfel de caracteristică sunt:

turația minimă de mers în sarcină, nmin ;

turația de moment maxim, nm ;

turația economică (nec) fiind turația pentru care consumul specific efectiv de combustibil este minim;

turația de putere maximă, np;

turația maximă de mers în sarcină, nmax;

Coeficientul de elasticitate Ce este raportul a două turații caracteristice :

(7.1)

7.2. Calculul prin puncte a curbelor caracteristice

Pe cale analitică, curba de variație a puterii motorului în funcție de turație P= f(n), se poate obține cu relația:

[kW] (7.2)

unde: – n este turația curentă, cuprinsă între nmin și nmax, iar nmin ≈1000 rot/min.

– coeficienții a, b și c se determină cu relațiile:

(7.3)

(7.4)

(7.5)

Curba de variație a momentului motor efectiv Me=f(n) se obține pe baza relației:

(7.6)

Curba de variație consumului specific efectiv de combustibil se obține cu relația:

(7.7)

unde: cep=636,2 .

Curba de variație a consumului orar de combustibil se poate determina cu relația:

Cc=10-3·ce·Pe (7.8).

=== CAP8 ===

8.CINEMATICA MECANISMULUI MOTOR

Cinematica mecanismului motor se studiază în următoarele ipoteze simplificatorii:

Când arborele cotit are o mișcare de rotație unghiulară, viteza unghiulară rezultă din relația:

În ipoteza că =ct. , rezultă că unghiul de rotație al arborelui cotit , este proporțional cu timpul, conform relației:

Pe baza acestei dependențe, toate mărimile cinematice vor fi exprimate în funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit. Se consideră poziția inițială

pentru unghiul (atunci când = 0), cea corespunzătoare poziției pistonului în P.M.I.

Fig. 8.1

8.1 Cinematica pistonului

Deplasarea pistonului este identică cu deplasarea piciorului bielei sau cu a punctului P (vezi fig.8.1).

Folosind notațiile din figură, expresia deplasării momentane a pistonului în raport cu P.M.I. este:

cu

– raza manivelei

și

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei

Deplasarea pistonului poate fi considerată suma a două funcții armonice:

cu

– armonica de ordinul I

– armonica de ordinul II

Graficul variației acestei deplasări se obține prin puncte însumând cele două armonici.

Valorile mărimilor ce definesc deplasarea pistonului în funcție de unghiul manivelei arborelui cotit sunt redate în tabelul 9.1

Viteza pistonului se obține derivând relația deplasarii pistonului în raport cu timpul.

Avem:

Ca urmare

Viteza pistonului se mai poate scrie

Aceasta se anulează pentru cazul în care

relație este valabilă numai în cazul în care sin =0 (adică =0,180,360) datorită faptului că <1 și deci 1+cos >0.

Ca urmare se constată că viteza pistonului este nulă doar în punctele moarte.

Viteza maximă a pistonului se obține pentru acea valoare a lui pentru care:

Viteza pistonului poate fi de asemenea scrisă ca sumă a două armonici:

unde:

– armonica de ordinul I

– armonica de ordinul II

Graficul de variație al vitezei se obține prin puncte.

Valorile mărimilor ce definesc viteza pistonului în funcție de unghiul manivelei arborelui cotit sunt redate în tabelul 8.1.

Accelerația pistonului se obține derivând de două ori expresia spațiului

adică:

Accelerația pistonului se anulează în punctele în care :

Accelerația maximă se obține în acele puncte în care este valabilă egalitatea:

În acest caz armonicele accelerației sunt:

– armonica de ordinul I

– armonica de ordinul II.

Valorile mărimilor ce definesc accelerația pistonului în funcție de unghiul manivelei arborelui cotit sunt redate în tabelul 8.1:

9.2.Cinematica bielei

Biela are o mișcare plan-paralelă complexă. Se poate considera că fiecare punct al bielei are o mișcare de translație identică cu cea a punctului P și o mișcare de rotație în jurul punctului P cu o viteză unghiulară .

Mișcarea bielei se studiază în funcție de unghiul care poziționează biela în mișcare.

Spațiul unghiular al bielei se determină cu relația:

în care este unghiul făcut de axa bielei cu axa cilindrului.

Valoarea maximă a oblicității bielei se obține pentru valoarea maximă a funcției sin adică pentru =90° și =270° RAC, adică:

Viteza unghiulară a bielei se obține prin derivare spațiului unghiular în raport cu timpul:

Viteza unghiulară a bielei este nulă pentru =(2k+1)·90° deci când oblicitatea bielei este maximă.

Această viteză unghiulară atinge valori extreme în punctele pentru care

sau

adică atunci când =k·180° (cu k=0,1,2,3,4.)

Accelerația unghiulară se poate determina prin derivare în raport cu timpul a expresiei vitezei unghiulare

Această accelerație atinge valoarea zero pentru unghiuri de rotație ale arborelui cotit =k·180° ( unde k= 0,1,2,…) adică în punctele moarte și este maximă pentru =(2k+1)·90° (unde k= 0,1,2…)

Valorile mărimilor ce definesc mișcarea bielei în funcție de unghiul manivelei arborelui cotit sunt redate în tabelul 8.2:

Se pot intocmi graficele:

=== CAP9 ===

9.Dinamica mecanismului motor

9.1 Generalități. Clasificări ale forțelor din mecanismul motor

În timpul funcționării motorului, în elementele mecanismului motor iau naștere o serie de eforturi determinate de forțele ce apar în mecanismul motor, eforturi a căror cunoaștere este necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, pentru calculul variației momentului motor și dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor.

În mecanismul motor apar patru tipuri de forțe, împărțite în funcție de fenomenul fizic care le produce:

Dintre aceste forțe, cele de frecare și de greutate au valori mici în raport cu celelalte două categorii. De aceea pentru calcule prezintă importanță doar forțele de presiune și cele de inerție.

9.2 Forța de presiune a gazelor

Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului de către gazele care evoluează în cilindru determină o forță de presiune, a cărei determinare se face cu relația:

unde:

D=80 mm – alezajul cilindrului

pcil [Mpa] -presiunea gazelor din cilindru

pcart [Mpa] – presiunea gazelor din carter care lucrează la partea inferioară a capului pistonului (pcart=0,1MPa).

Forța de presiune are o alură de variație în timp proporțională cu cea a presiunii fluidului.

În ceea ce privește direcția acestei forțe ea este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului iar sensul este prezentat în figura: când FP >0 ea este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit, iar când FP <0 este orientată spre chiulasă.

Calculul variației forței FP se face prin puncte.

9.3 Forțele de inerție

Forțele de inerție sunt produse de masele cu mișcare accelerată ale mecanismului bielă- manivelă și anume: grupul piston, grupul bielei și arborele cotit.

Pentru simplificarea calcului dinamic se trece la un sistem de mase echivalent care să înlocuiască sistemul real al maselor în mișcare.

Se consideră astfel că piesele mecanismului motor execută doar următoarele două tipuri de mișcări

mișcare de translație a grupului piston și a unei părți (m1) din masa bielei;

mișcare de rotație a arborelui cotit și a celeilalte părți (m2) din masa bielei.

Forțele de inerție care acționează în mecanismul motor sunt deci de două feluri:

forțele de inerție ale maselor mj aflate în mișcare de translație (Fj);

forțele de inerție ale maselor mr aflate în mișcare de rotație (Fr).

9.3.1 Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație

Masa care execută mișcare de translație accelerată este:

unde mgp este masa grupului piston compus din piston, bolț și segmenți, masă care se consideră concentrată în axa bolțului.

Masa bielei se descompune în cele două mase: m1 concentrată în axa bolțului și care efectuează mișcare de translație și masa m2 concentrată în axa fusului maneton, care execută o mișcare de rotație.

Între cele două mase (m1 și m2 ) și masa bielei există următoarele relații:

În concluzie, ținând cont de cele de mai sus, se poate calcula masa în mișcare de translație:

Cunoscând această masă se poate determina forța de inerție a maselor aflate în mișcare de translație:

Direcția acestei forțe este întotdeauna paralelă cu axa cilindrului, iar sensul este cel din fig. când Fj>0 este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit iar când Fj<0 este orientată spre chiulasă.

9.3.2 Forța de inerție a maselor în mișcare de rotație

Masa totală aflată în mișcare de rotație, pentru un singur fus maneton care dă naștere forței de inerție, este formată din masa neechilibrată a cotului (mk) arborelui cotit și masa (m2) corespunzătoare bielei articulate pe fusul maneton :

adică masa neechilibrată a unui cot este compusă din masa fusului maneton (mM) al cărui centru de greutate se află la distanța r=S/2 de axa de rotație a arborelui cotit și din masele brațelor (mbr) ale căror centre de greutate se află la o distanță r față de aceeași axă.

Aceste mase dau forțe de inerție cu punctul de aplicație în poziții diferite față de axa de rotație a arborelui cotit

Se poate scrie deci, că:

în care

Forța de inerție a maselor în rotație Fr este o forță rotitoare de mărime constantă care acționează într-un plan normal pe axa de rotație a arborelui cotit

9.4 Forțele rezultante din mecanismul motor

Considerând acțiunea simultană a forței de presiune a gazelor și a forțelor de inerție se obține schema forțelor (fig 10.5) unde se admite convenția de semn precizată în figură.

Forța rezultantă F care acționează asupra pistonului este:

Forța F se descompune în componentele N, care aplică pistonul pe cilindru și B care acționează asupra bielei:

;

Deplasând forța B, ca vector alunecător în centrul fusului maneton (punctul M) și descompunând-o după două direcții ,una normală la maneton – forța Z- și cealaltă tangentă la maneton – forța T- , se obțin forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier:

;

Pentru a pune în evidență momentul motor se procedează în felul următor: în centul de rotație al arborelui cotit se plasează două forțe T’ și T” egale și de sens contrar și paralele și egale în modul cu forța T; în același centru, se deplasează forța Z pe linia ei de acțiune (notată Z’).

Forțele T” și Z’ dau rezultanta B’ care se descompune în componentele F’ și N’ egale cu F și respectiv cu N.

Cu ajutorul programului Catia pentru determinarea maselor si aplicand relatiile de mai sus obtinem:

În tabelul umator sunt prezentate valorile ce definesc dinamica mecanismului motor pe întinderea unui ciclu de funcționare:

Se intocmesc graficele din figurile 9.1, 9.2, 9.3.

10.8. Momentul motor total

10.8.1 Alegerea configurației arborelui cotit

La motoarele cu i cilindrii în linie, arborele cotit are i coturi. Problema fundamentală este cum să se dispună cele i coturi în jurul și în lungul axei arborelui cotit. Pentru a stabili această poziție se va folosi steaua manivelelor. Fiecare cot definește un plan (p1, p2) numit planul cotului. Întrucât toate coturile lucrează asupra aceluiași arbore, planele coturilor formează un fascicul ce se intersectează pe axa de rotație a arborelui cotit. Steaua manivelelor reprezintă proiecțiile planelor coturilor pe un plan normal axa arborelui cotit.

Pentru a realiza o funcționare uniformă a motorului, aprinderile la cilindrii trebuie să fie uniform distribuite în interiorul unui ciclu, asta presupunând decalajul dintre două aprinderi succesive să fie:

În cazul motoarelor în patru timpi, decalajul unghiular dintre manivelele cilindrilor în care se produc succesiv aprinderile este de 720/i, iar arborele cotit execută două rotații; se realizează aprinderi uniform decalate dacă în jumătate din numărul cilindrilor (i/2) aprinderile au loc în prima rotație, iar ceilalți i/2 cilindrii în cea de-a doua rotație.

Conform literaturii de specialitate se alege ordinea de aprindere:

;

10.8.4 Calculul momentului motor sumar și a puterii indicate

Se obtine