Motor cu Aprindere Prin Comprimare
Cuprins
Notiuni introductive 3
Studiu de nivel 6
2. Calculul termic al motorului cu aprindere prin comprimare 8
2.1.Parametrii inițiali 8
2.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor: 9
2.3.Parametrii procesului de comprimare 10
2.4.Parametrii procesului de ardere 10
2.5.Parametrii procesului de destindere 12
2.6.Parametrii principali ai motorului 12
2.7.Dimensiunile fundamentale ale motorului 13
2.8.Diagrama indicată 14
2.9.Caracteristica externă 15
3.Calculul cinematic si dinamic al motorului 17
3.1.Cinematica mecanismului biela-manivelă 17
4.Calculul principalelor piese din mecanismul motor si din mecanismul de distributie 28
Blocul motor si chiulasa 28
4.1.Date de intrare 30
4.2. Calculul cilindrului motorului: 30
4.2.1. Verificarea tensiunilor sumare: 31
4.3. Calculul pistonului: 32
4.3.1. Verificarea capului pistonului: 33
4.3.2. Verificarea secțiunii slăbite: 33
4.3.3. Verificarea mantalei: 33
4.3.4. Determinarea diametrului pistonului la montaj: 33
4.4.Calculul bolțului: 34
4.4.1.Verificarea la uzură: 35
4.4.2. Verificarea la încovoiere: 36
4.4.3 Verificarea la forfecare: 37
4.4.4. Calculul la ovalizare: 38
4.4.5. Calculul deformației de ovalizare: 39
4.4.6. Calculul jocului la montaj: 39
4.6. Calculul segmenților: 40
4.6.1. Presiunea medie elastică 41
4.6.2. Tensiunea la montarea pe piston: 41
4.6.3. Grosimea radială t: 41
4.6.4. Tensiunea maximă: 42
4.6.5. Jocul la capetele segmentului în stare caldă: 42
4.6.6. Jocul la capetele segmentului : 42
4.7. Calculul bielei: 43
4.7.1.Calculul piciorului bielei: 43
4.7.2. Calculul corpului bielei: 48
4.7.3.Calculul la intindere și compresiune: 49
. 7.4.Calculul la flambaj: 49
4.7.5.Calculul coeficientului de siguranță: 50
4.7.6.Efort unitar de întindere în secțiunea dinspre picior 51
4.7.7 Calculul capului bielei: 51
4.7.8.Calculul coeficientului de siguranță pentru ciclul pulsator:
4.7.9. Calculul șuruburilor de biela: 52
4.8. Calculul arborelui cotit: 54
4.8.1.Calculul bratului arborelui cotit 54
4.8.2. Verificare la oboseală: 56
4.8.2.1. Verificarea fusurilor la presiune si incalzire 56
4.8.2.2. Calculul fusului maneton la oboseală: 57
4.8.3.Calculul brațului arborelui cotit: 59
4.9. Calculul mecanismului de distribuție: 61
4.9.1. Parametri principali ai distribuției: 62
4.9.2. Determinarea profilului camei: 63
4.9.3. Calculul de rezistență al pieselor mecanismului: 66
4.9.4.Calculul arcurilor supapei 66
4.9.5. Calculul arborelui de distribuție: 67
5.Calculul instalatiilor de racire si ungere 69
5.1.Calculul instalatiei de racier 69
5.1.1Calculul cantității de căldură evacuată prin sistem 69
5.1.2.Calculul radiatorului 69
5.1.3.Debitul de lichid ce trebuie sa treacă prin radiator pentru a prelua căldura: 71
5.1.4.Calculul numărului de tuburi 71
5.1.5.Capacitatea sistemului de răcire 72
5.1.6. Calculul ventilatorului 73
5.1.7. Calculul pompei de lichid 74
5.1.8..Raza paletelor la intrare r1 75
5.1.9.Debitul teoretic al pompei 75
5.1.10.Debitul real al pompei 75
5.1.11. Viteza periferică u2 76
5.1.12.Raza rotorului r2 76
5.1.13.Puterea absorbită de pompă 76
5.1.14Vitezele relative 76
5.1.15.Lățimile paletelor la ieșire și intrare: 77
5.2. Calculul instalatiei de ungere 78
5.2.1. Calculul lagarelor arborelui cotit pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii 78
5.2.2.Caldura dezvoltată prin lagăr 81
5.2.3.Debitul de ulei al instalației 82
5.2.3.1. Asigurarea debitului necesar ungerii tututor lagărelor 82
5.2.3.2. Preluarea cantității de căldură care trebuie disipată prin ulei 83
5.2.3.3. Calculul pompei de ulei 83
6.Consideratii privind sistemul de alimentare 85
6.1Calculul injectorului 85
7.Procesul tehnologic de realizare a pistonului 87
8.Studiu privind tendintele in domeniul echipamentelor de injectie 90
Concluzii 123
Notiuni introductive
La inceput, motorul Diesel a fost folosit acolo unde vibratiile si zgomotul care-i insoteau functionarea nu deranjau pe nimeni, dar, treptat, constructorii si-au dat seama de potentialul pe care-l are si au inceput, incet-incet, sa-l perfectioneze.
Mai intii, a functionat pe principiul injectiei directe, cu pompa de injectie pe fiecare cilindru in parte. Injectia directa cauza vibratii si zgomote foarte mari, inacceptabile pentru autoturisme, asa ca urmatorul pas a fost folosirea injectiei indirecte, cu precamera de ardere, care comunica direct cu cilindru si unde era injectata motorina. In precamera, carburantul era incalzit gratie bujiei si se pregatea arderea, iar in cilindru se declansa, prin compresie, aprinderea. Acest tip a fost mentinut o perioada indelungata, dupa care s-a dovedit ca motorul de la care s-a pornit era mai economic si mai performant, cu conditia ca injectia sa fie controlata, iar camera de ardere sa dispuna de forme optimizate.
Doua principii clare: injectia directa brevetata de Volkswagen si common-rail-ul descoperit de Peugeot
Volkswagen a brevetat unul din cele doua concepte de motoare Diesel existente si in prezent. Constructorul german furnizeaza celebrele TDI-uri (titulatura completa fiind TDI-PD, adica injectie turbodiesel pompa-diuza) si le monteaza si pe alte marci ale grupului, printre care Audi, Seat si Skoda.
In corpul injectorului este inclusa si o pompa, deci nu mai exista pompa de injectie de inalta presiune. Exista o pompa de alimentare ce furnizeaza o presiune intermediara catre aceste injectoare-pompa, injectorul recapatindu-si rolul mai vechi de corp comun cu pompa. "Este o solutie performanta, deoarece e mult mai usor sa fie compresate doua miligrame de combustibil, cit sint necesare la o injectie la 2.000 de bari, fata de 100 de mililitri sau chiar mai mult la modelele common-rail. La acest concept, pompa de injectie comprima si mentine o presiune de 1.400 de bari in toata acea rampa comuna. Motorul care functioneaza pe principiul common-rail este oarecum mai putin fiabil, pentru ca toate acele piese sint supuse la o presiune foarte mare. Presiunea de injectie este foarte importanta la pulverizarea combustibilului, conducind la un amestec mai bun cu aerul, in asa fel incit sa se poata face aprinderea", "Vechiul sistem Diesel insemna o pompa care avea patru capete de iesire, pentru fiecare injector cite o conducta, iar in prezent pompa are o singura iesire, care se duce intr-o rampa. Din rampa respectiva pornesc conductele in injectoare. Presiunea carburantului in rampa se ridica la 1.300-1.400 de bari, iar deschiderea injectoarelor este comandata electronic", Performante fara a fi ajutat de calitatea motorinei
Practic, intre masinile pe motorina si cele pe benzina nu mai exista diferente esentiale raportat la performante, fiind edificator faptul ca asistam la o reducere semnificativa a diferentei de putere si de zgomot intre benzina si Diesel. Daca, in trecut, un motor Diesel de 1,9 litri dezvolta 60 CP, acum se ajunge pina la 150 CP. Consumul de combustibil este mult mai mic la Diesel, zgomotul a fost considerabil redus, iar poluarea a scazut semnificativ. "Pretul motorinei este mai mic decit al benzinei, iar motoarele Diesel tin mult mai mult acum fara a se umbla la ele, iar de luat in seama este cuplul motor puternic ce se obtine la o turatie mai mica", este de parere dl Mustata. "Nu se mai poate spune ca ar mai exista defecte la Diesel, ci ca ar mai putea fi perfectionat. Poate fi redus zgomotul, chiar si consumul. Dar problema principala este ca toate aceste performante au fost posibile fara un aport foarte mare din partea combustibilului, adica motorina a ramas oarecum aceeasi. Deci nu a fost nevoie de o perfectionare a combustibililor, cum s-a intimplat la motoarele pe benzina, unde orice imbunatatire a fost legata si de calitatea carburantului. Cred ca de acum inainte se va muta ponderea si pe combustibil, deoarece, daca va fi la fel de prost, nu stiu cit vor mai putea fi crescute performantele motoarelor In ultima vreme, masinile pe benzina aproape ca nici nu mai conteaza, preferintele indreptate spre Diesel fiind incontestabile. Sandra Automobile vine masini pe motorina in proportie de 70 la suta. "Cel mai bun motor este, momentan, 1,9 l de 100 si 130 CP, care, la Volkswagen, este montat pe Passat, Bora, Golf si Polo. Aceeasi tehnologie a fost folosita si pe motorul V10 instalat pe tot-terenul Touareg", spune Nicusor Radu, in timp ce Mihai Mustata sustine ca Dieselul se bucura la Servunion de o proportie de peste 75 la suta din totalul vinzarilor. "Propulsorul 2,0 l HDI, in variantele 90 si 110 CP, echipeaza toata gama, dar mai intra in discutie cel de 1,4 l HDI, care este pus pe 206 si 307, excelent pentru masini micute in oras. Dar asteptam acel V6 HDI care va fi montat pe 407 si 607. Va fi un motor de 2,5 l, care va dezvolta 180-190 CP", a conchis seful de service de la Servunion.
Zgomote violente, fum negru, putere scazuta, toate aceste atribute au disparut din vocabularul motoarelor Diesel, fie ca se numesc TDI, HDI, TDCI sau DTI. Practic, se pare ca acestea vor fi propulsoarele secolului XXI…
Studiu de nivel
Acest studiu a fost realizat pe un numar de noua autoturisme, din aceeasi clasa, avand aceleasi caracteristici tehnice ale motoarelor, datele lor fiind folosite pentru a compara rezultatele obtinute in calculele efectuate pentru motorul proiectat.
Tabel nr. 1.1 (date tehnice motoare)
Formule utilizate
– consumul specific – C = C/Pe
– viteza mediea pistonuli – Vmp = S · n/30
– puterea litrica – Pl=Pe/Vt
– puterea specifica – Ps = 4 · Pe/I · 3.14 · D²
– presiunea medie efectiva – pm = (Pe · 30 · υ)/Vt · n
– densitatea de putere – φa = pme·Vmp
– factor de compartimentare – φv = (1/Vs)1/3
– factor de solicitare termica – θ = φa/φv
– raportul cursa alezaj – φ = S/D
2. Calculul termic al motorului cu aprindere prin comprimare
Puterea nominală Pn = 110 kW 149.6 CP
Turația nominală nn = 4000 rot/min
Numărul de cilindrii i = 4
2.1.Parametrii inițiali
T0 = 293 K temperatura inițială
p0 = 0,102 ∙ 106 N/m2 presiunea inițială
Tr = 700 K {700-900} temperatura gazelor reziduale
pr = 0,13 ∙ 106 N/m2 presiunea gazelor reziduale
λ = 1,5 {1,25…2,25} coeficientul de exces de aer
ε = 21 {14….23} raportul de comprimare
pk = 1,3 ∙ p0
pk = 0,1326 ∙ 106 N/m2 presiunea aerului la ieșirea din compresor
Tat = 300 K temperatura aerului la intrarea în turbosuflantă
ΔTi = 20 K răcirea aerului în intercooler
χ = 1,4 exponent politropic de comprimare
ηad = 0,61 randament adiabatic
πs = pk/p0 = 1,3 gradul de comprimare
ΔTs = 38,283 K încălzirea aerului în turbosuflantă
Tk = 325,283 K temperatura aerului din compresor
2.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor:
Se adoptă:
pa = 0,14 ∙ 106 N/m2 presiunea la sfârșitul admisiei
ΔTt = 7 K {10…25} încălzirea aerului care iese din turbosuflantă până e la o turatie mai mica", este de parere dl Mustata. "Nu se mai poate spune ca ar mai exista defecte la Diesel, ci ca ar mai putea fi perfectionat. Poate fi redus zgomotul, chiar si consumul. Dar problema principala este ca toate aceste performante au fost posibile fara un aport foarte mare din partea combustibilului, adica motorina a ramas oarecum aceeasi. Deci nu a fost nevoie de o perfectionare a combustibililor, cum s-a intimplat la motoarele pe benzina, unde orice imbunatatire a fost legata si de calitatea carburantului. Cred ca de acum inainte se va muta ponderea si pe combustibil, deoarece, daca va fi la fel de prost, nu stiu cit vor mai putea fi crescute performantele motoarelor In ultima vreme, masinile pe benzina aproape ca nici nu mai conteaza, preferintele indreptate spre Diesel fiind incontestabile. Sandra Automobile vine masini pe motorina in proportie de 70 la suta. "Cel mai bun motor este, momentan, 1,9 l de 100 si 130 CP, care, la Volkswagen, este montat pe Passat, Bora, Golf si Polo. Aceeasi tehnologie a fost folosita si pe motorul V10 instalat pe tot-terenul Touareg", spune Nicusor Radu, in timp ce Mihai Mustata sustine ca Dieselul se bucura la Servunion de o proportie de peste 75 la suta din totalul vinzarilor. "Propulsorul 2,0 l HDI, in variantele 90 si 110 CP, echipeaza toata gama, dar mai intra in discutie cel de 1,4 l HDI, care este pus pe 206 si 307, excelent pentru masini micute in oras. Dar asteptam acel V6 HDI care va fi montat pe 407 si 607. Va fi un motor de 2,5 l, care va dezvolta 180-190 CP", a conchis seful de service de la Servunion.
Zgomote violente, fum negru, putere scazuta, toate aceste atribute au disparut din vocabularul motoarelor Diesel, fie ca se numesc TDI, HDI, TDCI sau DTI. Practic, se pare ca acestea vor fi propulsoarele secolului XXI…
Studiu de nivel
Acest studiu a fost realizat pe un numar de noua autoturisme, din aceeasi clasa, avand aceleasi caracteristici tehnice ale motoarelor, datele lor fiind folosite pentru a compara rezultatele obtinute in calculele efectuate pentru motorul proiectat.
Tabel nr. 1.1 (date tehnice motoare)
Formule utilizate
– consumul specific – C = C/Pe
– viteza mediea pistonuli – Vmp = S · n/30
– puterea litrica – Pl=Pe/Vt
– puterea specifica – Ps = 4 · Pe/I · 3.14 · D²
– presiunea medie efectiva – pm = (Pe · 30 · υ)/Vt · n
– densitatea de putere – φa = pme·Vmp
– factor de compartimentare – φv = (1/Vs)1/3
– factor de solicitare termica – θ = φa/φv
– raportul cursa alezaj – φ = S/D
2. Calculul termic al motorului cu aprindere prin comprimare
Puterea nominală Pn = 110 kW 149.6 CP
Turația nominală nn = 4000 rot/min
Numărul de cilindrii i = 4
2.1.Parametrii inițiali
T0 = 293 K temperatura inițială
p0 = 0,102 ∙ 106 N/m2 presiunea inițială
Tr = 700 K {700-900} temperatura gazelor reziduale
pr = 0,13 ∙ 106 N/m2 presiunea gazelor reziduale
λ = 1,5 {1,25…2,25} coeficientul de exces de aer
ε = 21 {14….23} raportul de comprimare
pk = 1,3 ∙ p0
pk = 0,1326 ∙ 106 N/m2 presiunea aerului la ieșirea din compresor
Tat = 300 K temperatura aerului la intrarea în turbosuflantă
ΔTi = 20 K răcirea aerului în intercooler
χ = 1,4 exponent politropic de comprimare
ηad = 0,61 randament adiabatic
πs = pk/p0 = 1,3 gradul de comprimare
ΔTs = 38,283 K încălzirea aerului în turbosuflantă
Tk = 325,283 K temperatura aerului din compresor
2.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor:
Se adoptă:
pa = 0,14 ∙ 106 N/m2 presiunea la sfârșitul admisiei
ΔTt = 7 K {10…25} încălzirea aerului care iese din turbosuflantă până la închiderea supapelor
νp = 1,2 coeficient de postumplere
Se determină prin calcule
Coeficientul gazelor reziduale
Temperatura la sfârșitul admisiei
K
Coeficientul de umplere
{0,75…0,9}
2.3.Parametrii procesului de comprimare
Se adoptă:
n1 = 1,36 coeficient politropic de comprimare
Se determină
Presiunea la sfârșitul comprimpării
Pc = pa ∙ εn1 8,797 ∙ 106 N/m2
Temperatura la sfârșitul comprimării:
Tc = Ta ∙ εn1-1 992,916 K
2.4.Parametrii procesului de ardere
Se adopta c = 0,857 kg compoziția motorinei
h = 0,133 kg compoziția motorinei
o = 0,01 kg compoziția motorinei
Qi = 41868 kJ/kg
kcal/kg
ξ = 0,9 [0,75..0,9] coef de utilizare a căldurii
π˙= 1,7 [1,3..2,5] coef de creștere a presiunii
Aerul minim necesar arderii combustibilului este
Lmin = = 0,497 kmol aer/kg comb
Cantitatea reală necesară arderii combustibilului
L = = 0,745 kmol aer/kg comb
Coeficientul teoretic de variație molară a încărcăturii proaspete este
= 1,140
Coeficientul real de variație molară a încărcăturii proaspete
= 1,138
Căldura specifică molară medie a amestecului inițial
37,277 kJ/kmol K
Rm = 8,314
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru lambda>1
26,133 + 0,002 ∙ Tz
26,133 + 24,700 ∙ 10-4 Tz
Cμv΄΄= 26,133 + 24,7 ∙ 10-4 ∙ Tz
Temperatura la sfârșitul arderii
– 28,108 ∙ 10-4 ∙ Tz2 – 39,200 ∙ Tz + 100715,874 = 0
Δ = 2668993
Tz1 = 2216,893 K {1800…2400}
Presiunea la sfârșitul arderii
14955302,362 N/m 2 14,955 ∙ 106 N/m2
Gradul de destindere prealabilă se calculează din
= 1,495
2.5.Parametrii procesului de destindere
Se adoptă n2 = 1,28 {1,18…1,28}
Gradul de destindere
= 14,051
Presiunea la sfârșitul destinderii
= 50784,435 N/m2 0,508 ∙ 106 N/m2
Temperatura la sfârșitul destinderii
= 1057,759 K {900..1200}
2.6.Parametrii principali ai motorului
Se adoptă: coef. de rotunjire a diagramei μr = 0,98 {0,94..0,98}
randamentul mecanic ηm = 0,82
Presiunea medie a ciclului teoretic se obține din
pi' = 1,707 ∙ 106 {7,5…15} N/m2
Presiunea medie indicată
1,673 ∙ 106 N/m2
Randamentul indicat al motorului
ηi = 0,473
Presiunea medie efectivă
pe = 1.372 N/m2
Randamentul efectiv
ηe = 0,388
Consumul specific efectiv de combustibil
0,222 kg/kWh 221,554g/kWh
2.7.Dimensiunile fundamentale ale motorului
Se adoptă: FI = S/D = 0,97 {0,96…1,3}
Capacitatea cilindrica necesară
Vh = = 0.601 l
Se determină alezajul și cursa:
D = (4Vh/π ∙ Ф)1/3 0,924 dm 92,425 mm
0,092 m
S = Ф ∙ D 0,897 dm 89,652 mm
0,090 m
Viteza medie a pistonului
Wm = Sn/30 = 11,954 m/s {10..12}
Cilindreea totală
Vt = i ∙ Vh = 2,406 l
Puterea litrică
Pl = Pn/Vt 45,719 kW/l
2.8.Diagrama indicată
Volumul la sfârșitul admisiei
Va = Vh ∙ ε/(ε – 1 ) = 0,632 dm3
Volumul la sfârșitul compresiei
Vc = Va/ε = 0,030 dm3
px = pa(Va/Vx)n1
px = pz(Vz/Vx)n2
Se adoptă:
unghi de avans la aprindere {20…40oRAC} 30oRAC 0,524 rad
unghi de avans la DSE αas= 40oRAC 0,698 rad
raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei αev= λb = 1/3,5 =0,286
Xs = S/2{(1 – cos(αs)) +λs/4(1 – cos(2αs))} = 7,607 mm
pc" = {1,15…1,25} pc = 1,2 pc = 10,557∙ 106 N/m2
Xev = S/2{(1 – cos(αev)) + λs/4(1 – cos(2αev)) = 13,133 mm
pa' = 1/2(pa + pb) = 0,324 ∙ 105 N/m2
Vc' =π∙ D2 ∙ Xs/4 = 0,055dm3
Vb' = Va – π∙ D2 ∙ Xev = 0,563 dm3
Vz =ρVc=0,045 dm3
Vb = ρΔVc =0,632 dm3
2.9.Caracteristica externă
Puterea efectivă
Pex = Pemax[anx/np + b(nx/np)2 – (nx/np)3]
Consumul specific
gex = gep[c – dnx/np + k(nx/np)2]
Consumul orar
Gcx = Pex ∙ gex ∙ 10-3
Momentul motor
Mex = 3 ∙ 104 ∙ Pex/(π ∙ n)
Constante
Tabel nr2.1. (Valorile constantelor-functie de tipul camerei de ardere)
Tabelul nr2.2. (valorile parametrilor din caracteristica exterioara)
Momentul mediu
Mm = Σ(M1, M4)/71 = 267,4133878
Verificarea puterii
π = (Mmed ∙ nn)/7162 = 149,3512359
3.Calculul cinematic si dinamic al motorului
3.1.Cinematica mecanismului biela-manivelă
`
α unghiul de rotație al manivelei
β unghiul de înclinare al axei bielei
ω viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit
S cursa pistonului
R raza manivelei
L lungimea bielei
λ raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei
Fig2.1.Cinematica mecanismului biela-manivela
ω = π ∙ n/30 = 418,88
R = S/2 = 44,82621
λ = R/L = 1/3,6 1/3,0…1/3,8
0,27778
β max = 15 o{12..18}
L = R/λ = 161,3743mm
Ap = πD2/4 = 0,006709 m2
Deplasarea pistonului
Sx = R[(L – cos α) + 1/λ(1 – cosβ)]
Sx = R[(L – cos α) + – λ /4(1 – cos 2 α)]
Volumul cilindrului la un moment dat
Vp = πD2 ∙ Sx/4
Viteza pistonului
vp = ρω(sinα + -λ/2 ∙ sin2α)
α vmax = arccos{sqrt((1/4 λ) 2 + 1/2) -1/4 λ } unghiul de viteza maxima
Accelerația pistonului
j = rω 2 ∙ (cosα + – λ cos2α)
Tabelul nr. 3.1. (valorile parametrilor din calculul cinematic)
D = 0,0924 m p0 = 102000 N/m2 λ = 0,286
S = 0,08965 m pa = 140000 N/m2 n1 = 1,360
Ap = 0,0067 m/s2 pr = 130000 N/m2 ρ= 1,495
pz = 14955302 N/m2 n2 = 1,280
R =S/2 = 0,04482621
p'I = 1706796,08/m2
Va = 0,632 ω = πn/30 = 461rad
Vc = 0,030 rad/sec
Vz = 0,045
Vt = 2,406
mb = 1,34183893 kg 200 kg/m2
mp = 1,27474699 kg 190 kg/m2 N = Ftgβ
vp = rω ∙ (sinα + λa/4cos2α)
mAC = 1,0063792 kg 150 kg/m2 S = F/cosβ
ap = rω 2 ∙ (cosα – λcos2α)
T = Ssin(α + Beta)
β = arcsin(λsinα)
mj = mp + mIb = 1,643752694 kg/m2 Z = Scos(α +β)
m1b = 0,275 mb = 0,369005707 kg/m2 M = F ∙ R
m2b = 0,725 mb = 0,972833227 kg/m2
Fg = (pg – p0) ∙ Ap
Fj = – mj rω 2(cosα + λcos2α)
F = Fg + Fj
Ψ (unghiul dintre manivele în grade)=180 Fcb = – m2b ∙ ω2 ∙ R = – 7651,52
4.CALCULUL PRINCIPALELOR PIESE DIN MECANISMUL MOTOR
SI DE DISTRIBUTIE
Blocul motor si chiulasa
Blocul de cilindri preia eforturile de explozie si fortele de inertie ale mecanismului biela manivela. Conditia esentiala pe care trebuie sa o aiba un bloc este aceea de a asigura o rigiditate maxima.
Blocul de cilindri se realizeaza prin turnare. In ce priveste constructia se recomanda ca el sa fie realizat sub forma unui corp cu zabrele. Acestea vor fi constituite din nervurile piesei turnate, iar peretii vor fi atat de subtiri cat permite tehnologia de fabricare.
In partea superioara a blocului se fixeaza suruburile pentru prinderea chiulasei. Diametrul lor variaza in limitele F=(8-10) mm, iar adancimea de insurubare esre de (1.5-2)F cand blocul este din fonta.
Daca eforturile ce trebuie preluate sunt mai mari, atunci se mareste numarul de prezoane nu si diametrul lor
In jurul camasilor se va cauta sa se faca sectiuni pe cat posibil mai mici pentru trecerea apei, cu scopul de a mari viteza de curgere. Aceasta nu trebuie sa depaseasca insa 3.5 m/s pentru ca exista pericolul antrenarii depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele.
Pentru a avea dimensiuni minime penru carter se descrie infasuratoarea conturului bielei la o rotatie completa apoi se traseaza sectiunea carterului astfel ca locurile cele mai strimte dintre perete si corpul bielei sa fie de minim (8-10) mm din cauza barbotajului si a corpurilor straine
Din motive de rigiditate grosimea peretilor va fi de (4.5-5) mm pentru blocurile turnate din fonta
Un indice de apreciere a calitatii blocului motor este greutatea acestuia. se recomanda ca greutatea blocului sa nu depaseasca 25% din greutatea motorului.
Compactitatea motorului este determinata in principal de distanta intre axele cilindrilor ; aceasta este determinata de arhitectura arborelui cotit, de lungimea fusurilor maneton si palier, de tipul si grosimea camasilor de cilindru, de marimea interstitiului camerei de apa dintre cilindri.
Blocurile de cilindri se confectioneaza din Fonta cenusie Fc 200; Fc210; Fc240; Fc250; Fc280 STAS568-87 Daca blocul nu are camasile amovibile el se toarna din fonta de calitate pentru cilindri.
Chiulasa se toarna frecvent din aliaje de aluminiu Un astfel de aliaj se compune din 5% Si; 1.3% Cu; 0.5% Mg; restul aluminiu.
Chiulasele se toarna din aluminiu si nu se recomanda turnarea sub presiune
Capacele lagarelor arborelui cotit se toarna din otel pentru motoarele mai putin solicitate si se forjeaza la motoarele mai intens solicitate.
Prezoanele se executa din oteluri aliate, de imbunatatire, cu crom ori nichel.
.
4.1.Date de intrare
Pn = 110 kW (puterea nominală)
nn = 4000 rot/min (turația nominală)
ε=21 (raportul de comprimare)
i = 4 (nr. de cilindri)
S = 92 mm (cursa)
D = 90 mm (alezajul)
Vt = 2.406 l (cilindrea totală a motorului)
4.2. Calculul cilindrului motorului:
Se alege soluția constructivă cu camășa uscată.
Fig 4.1. Bucsa uscata
D =92 mm (alezajul)
S =90 mm (cursa)
pmax = 14.95MPa (presiunea maximă a gazelor)
δ = 0,065 ∙ D
δ = 5,98 mm (grosimea cilindrului)
Se adoptă grosimea
δ = 6 mm
D1 = D + 2 ∙ δ
D1 = 102,8 mm
Se adoptă D1 = 103
4.2.1. Verificarea tensiunilor sumare:
Dmed =
` Dmed = 97,5 mm
nc =
nc = 1,122
Se adoptă Dbe = 113 mm
nb =
nb = 1,094
ξ =
ξ = 8,892
ξb=
ξb = 11,141
pf =
σec = ξc ∙ pf
σec = 35.567 bar
σeb = ξb ∙ pf
σeb = 44.564 bar
4.3. Calculul pistonului:
Fig 4.2. Pistonul
Se adoptă următoarele valori:
H =84 mm (lungimea pistonului)
L = 57 mm (lungimea mantalei)
l1 = 55,5 mm
l2 = 28,5 mm
h = 9,5 mm (înălțimea de protecție a segmentului de foc)
δ = 17 mm (înălțimea camerei de ardere)
c1 = 13 mm
ri = 13,5mm (raza interioară)
4.3.1. Verificarea capului pistonului:
σf =
σf = 6,598 MPa ≤ 30 MPa
4.3.2. Verificarea secțiunii slăbite:
Aa = 5641mm2
σc =
σc = 17,618 MPa 40 MPa
4.3.3. Verificarea mantalei:
Nmax =
Nmax = 7695
Aev = D ∙ L
Aev = 5244 mm2
p =
p = 1,467 MPa 1.5 MPa
4.3.4. Determinarea diametrului pistonului la montaj:
αp = 17,5 ∙ 10-6 1/K (aluminiu)
αc = 10,7 ∙ 10-6 1/K (fontă)
Tc = 373 K (temperatura cilindrului)
Tp = 473 K (temperatura pistonului)
T0 = 293 K (temperatura inițială)
Δs = 0,184 mm (jocul pistonului la partea superioară)
` Δi = 0,125 mm (jocul pistonului la partea inferioară)
Dp =
Dp = 91,606 mm
Di =
Di = 91,665 mm
4.4.Calculul bolțului:
Boltul de piston este solicitat in timpul lucrului de o sarcina mecanica variabila ca valoare si sens iar in unele perioade de functionare a motorului caracterul solicitarii se apropie de cel de soc. Miscarea oscilanta si temperatura relativ ridicata de la umerii pistonului determina conditii nefavorabile pentru realizarea unei frecari lichide : de aici si uzura accentuata a boltului. Aceste conditii impun ca boltul de piston sa aiba miez tenace si strat superficial dur, cu un grad de netezime foarte mare. in functie de otelul din care se executa, boltul de piston se cementeaza la suprafata pe o adancime de (0.5-2) mm ori se caleste superficial prin C.I.F. pe o adancime de (1-1.5) mm. Duritatea stratului superficial trebuie sa fie HRC=58-65 , iar a miezului HRC=36
Pentru calculul boltului se considera o grinda pe doua reazeme incarcata cu o forta uniform distribuita pe lungimea piciorului bielei. Schema de incarcare se vede in figura. Conventional forta ce actioneaza asupra boltului se considera a fi forta maxima de presiune a gazelor diminuata de forta de inertie data de masa pistonului.
Se adoptă ca soluție constructivă: bolț fix
Se adoptă urmatoarele mărimi:
db = 32,5 mm (diametrul exterior al bolțului)
dbi = 18,5 mm (diametrul interior al bolțului)
l = 78,5 mm (lungimea bolțului)
j = 1,8 mm (jocul dintre piciorul bielei si bosaje)
lp = 25,5 mm (lungimea bosajelor pistonului)
b = 26,7 mm
Fig. 4.1. Boltul
4.4.1.Verificarea la uzură:
Fgmax = 58338 N
Fjmax = 7251 N
F = Fgmax + Fjmax
pb =
pb = 87,744 MPa 90 MPa (presiunea pe suprafața piciorului bielei)
pp =
pp = 39,571 MPa 54 MPa (presiunea pe suprafața umerilor pistonului)
Fig. 4.2. Schema de calcul
4.4.2. Verificarea la încovoiere:
σi = 173,273 MPa
σia = 350 MPa
βk = 1 (coeficientul efectiv de concentrare la sarcină variabilă)
ε = 0,8 (factorul dimensional)
γ = 1,3 (coeficientul de calitate al suprafeței)
σ = 340 MPa (rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere)
σ0 = 1,5 ∙ σ
σ0 = 510 MPa (rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere)
(coeficientul tensiunilor)
n1 =
n1 = 1,01
n1 = 1,01 2,2 (coeficientul de siguranță)
4.4.3 Verificarea la forfecare:
Fig. 4.3.Distributia eforturilor
MPa≤220 MPa
4.4.4. Calculul la ovalizare:
Fig. 4.4 Eforturi unitare intr-o sectiune oarecare
η1 = 13
η2 = 7
η3 = 3,8
η4 = 8,8
kov = 1,38
σ1 =
σ1 =293,078 MPa
σ2 =
σ2 = 179,96 MPa
σ3 =
σ3 = 97,693 MPa
σ4 =
σ4 = 226,235 MPa
Valorile maxime admisibile pentru aceste eforturi sunt σ a = (150-300) MPa
4.4.5. Calculul deformației de ovalizare:
Δδmax = 0,0002 mm
Δ1 = 0,0005 ∙ db
Δ1 = 0,016 mm
Δδmax = 0.0002 mm ≤ mm
4.4.6. Calculul jocului la montaj:
αol = 12 ∙ 10-6 1/K (coeficientul de dilatare al materialului bolțului – oțel aliat)
αal = 20 ∙ 10-6 1/K (coeficientul de dilatare al materialului pistonului – aluminiu)
tb = 423 K (temperatura bolțului)
tb = 427 K (temperatura pistonului)
t0 = 293 K (temperatura mediului ambiant)
Δ =
Δ = – 0,02mm
4.6. Calculul segmenților:
In ansamblul lor segmentii realizeaza etansarea pe baza efectului de labirint, cu alte cuvinte spatiile dintre segmenti permit destinderea treptata a gazelor si prelungesc drumul parcurs de acestea. astfel in zona ultimului segment viteza de curgere si cantitatea de gaze scad pina la valori practic neglijabile
Se considera o eficienta normala, daca presiunea gazelor dupa ultimul segment reprezinta 3-4% din valoarea presiunii in cilindru, iar volumul de gaze scapate este cuprins intre 0.2-1% din volumul incarcaturii proaspete admise in cilindri. Aceste valori se determina experimental
Calculul segmentului urmareste stabilirea urmatoarelor obiective: determinarea presiunii medii elastice pentru stabilirea formei segmentului in stare libera si montata: determinarea celor doua dimensiuni de baza a segmentului: verificarea eforturilor unitare ce apar in segment la deschiderea lui astfel incat la montaj sa nu depaseasca valoarea admisibila:determinarea jocurilor la rece si la cald precum si verificarea rosturilor la cald pentru a preveni impactul intre capete in timpul functionar
Fig 4.5. Tensiuni la montare pe piston
4.6.1. Presiunea medie elastică:
Se adoptă fontă aliată cu grafit nodular având următoarele caracteristici:
– 300 … 380 HB
E = 1,2 ∙ 105 MPa
g elast = 0,196
S0 = 12
t = 4 mm
pe =
pe = 0,223 MPa ≤ 0,4 MPa (pentru segmenții de compresie)
4.6.2. Tensiunea la montarea pe piston:
p = 2 (coeficient care depinde de metoda de montaj a segmentului)
MPa ≤ 230 MPa
4.6.3. Grosimea radială t:
kn = 1,742
σa = 300 MPa
x =
x = 23,159
t =
t=3,973mm
4.6.4. Tensiunea maximă:
MPa ≤ 450 MPa
4.6.5. Jocul la capetele segmentului în stare caldă:
Δ’3 = 0,0015 ∙ D
Δ’3 = 0,138 mm
4.6.6. Jocul la capetele segmentului :
Δ3 = 0,003 ∙ D
Δ3 = 0,276 mm
4.7. Calculul bielei:
In timpul functionarii biela este solicitata de fortele de presiune a gazelor si de fortele de inertie variabile ca marime si sens. Datorita acestor forte, biela este solicitata la compresiune, intindere si incovoiere transversala
4.7.1.Calculul piciorului bielei:
Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din literatura de specialitate
Ochiul bielei este solicitat la intindere de forta de inertie a ansamblului pistonului, la compresiune de forta de presiune a gazelor.
Pentru a efectua calculele de rezistenta se considera piciorul bielei ca o bara curba incastrata in regiunea de racordare C-C cu corpul bielei.
Forta de inertie se considera ca actioneaza uniform repartizara pe jumatatea superioara apiciorului bielei
In sectiunea periculoasa C-C va apare momentul incovoietor
Fig.4.6. Piciorul bielei
Diametrul exterior al piciorului
de = 1,53 ∙ db
de = 49,4 mm
Grosimea radială
hp = 0,2 ∙ db
hp = 5,85 mm
Grosimea radială a bucșei
hb = 0,08 ∙ db
hb = 2,6
Unghiul de încastrare
=2.094 rad
Forța de întindere
n = 4000
Fjp =
Fjp = 16763
rm =
rm = 21,775 mm
0
Ma =
Ma = 639,464 N ∙ m
Fn =
Fn = – 74027,089
Fn = – Fn
Fn = 74027,089
Tensiunile de întindere în secțiunea A-A:
Ep = 2,1 ∙ 105 MPa
Eb = 1,15 ∙ 105 MPa
a = 24,6 (lățimea piciorului bielei)
k =
k = 0,82 mm
în fibra exterioară
= MPa
în fibra interoară
= MPa
Solicitarea de compresiune:
rad (unghiul de încastrare)
Piciorul bielei este solicitat și la compresiune de forța Fc.
Fc =
Fc = 82618,77 N
M’0 = Fc ∙ rm ∙ 0,0011
M’0 = 1978,926 N · m
N’0 = Fc ∙ 0,003
N’0 = 247,856 N
Nc = 1100,265N
Mc = – 16582,278N · m
σce = – 105,139 MPa (efortul de compresiune din fibra exterioară)
σci = 150,763 MPa (efortul de compresiune din fibra interioară)
Intervalul pentru valorile admisibile ale tensiunilor de comprimare
150- 300 MPa
Tensiuni produse de presiunea dintre bucșă și picior
Δm = 0,01
d = db
Δt = (de – 2 ∙ hp)(18,10-6 – 10 ∙ 10-6)(400 – 297)
Δt = – 0,04
ν = 0,3 coeficientul lui Poisson
di = de – 2 ∙ hp
di = 37,7
c = ; c = 0,001
f =
f = 0,002
pf =
pf = 13,137 MPa
Eforturile unitare la fretaj
σi = MPa
σi = 112 MPa
σe = MPa
σe = 99 MPa
Coeficientul de siguranță conform ciclului simetric de încărcare
Se alege oțel aliat cu
σt = 370
βk = 1
ε = 0,8
γ = 0,7
ψ = 0,12
σa = 1
Deformația piciorului
I =
I = 383,72 mm4 (momentul de inerție al piciorului bielei)
δ = 0,028 mm (deformația bielei datorita forțelor de inerție)
4.7.2. Calculul corpului bielei:
Fig.4.7. Schema de calcul a bielei
Dimensiunile caracteristice
HII = 0,75 ∙ db mm
HII = 24.375mm
HIII = 1,35 ∙ HII
HIII = 32,906 mm
B = 0,75 ∙ HII
B = 18.281mm
mp = 0,882 kg (masa pistonului)
mb = 1,434 kg (masa bielei)
m1b = 0,275 ∙ mb
m1b = 0,394 kg (masa piciorului)
m2b = 0,725 ∙ mb
m2b = 1,04 kg (masa capului)
mcp = 0,3 ∙ m2b
mcp = 0,312 kg (masa capacului de biela)
r = 31 ∙ 10-3 m (raza manetonului)
n = 4000 rot/min (turația nominală)
4.7.3.Calculul la intindere și compresiune:
mj = (m1b + mp)
mj = 1,276 kg
F =
F = – 8584,67 N
Fcp =
Fcp = 90797,101N
A = 362 mm2 (aria secțiunii care se calculează)
σc =
σc = 250,821MPa
σi =
σi = – 23,715 MPa
σadm = 150 – 300 MPa
4.7.4.Calculul la flambaj:
Fig4.8. Schema de flambaj
σf =
σf = 275,903 MPa σadm = 150 – 300 MPa)
4.7.5.Calculul coeficientului de siguranță:
σ1t = 450 MPa
β = 1
ε = 0,7
ψ = 0,2
γ = 1,1
σmax = σf
σmin = σi
σa =
σa = 149,8 MPa
σm = 126,1 MPa
c =
c = 2,048 (c recomandat = 2 – 2,5)
4.7.6.Efort unitar de întindere în secțiunea dinspre picior
σt = 20,03 MPa
4.7.7 Calculul capului bielei:
Capul bielei se verifica la intindere sub
actiunea fortei de inertie
Ipotezele de calcul sunt :
-forta de inertie se repartizeaza
pe capac dupa o lege sinusoidala.
-sectiunea periculoasa se afla in
dreptul locasurilor suruburilor de biela
-capul bielei este o bara curba continua,
capacul fiind montat cu strangere.
-cuzinetii se deformeaza impreuna cu
capacul bielei preluind o parte din efort
proportional cu momentul de inertie al
sectiunii transversale.
In aceasta situatie efortul unitar de
intindere infibra interioara este :
Fig4.9.Capul bielei
Fjc =
Fjc = – 12415,418 N
Icp = 5716,66 mm4 (momentul de inerție al capacului)
Ic = 32,5 mm4 (momentul de inerție al cuzinetului)
Acp = 328 mm2 (aria secțiunii capacului)
Ac = 72,6 mm2 (aria secțiunii cuzinetului)
Wcp = 816,66 mm3 (modulul de rezistență al capacului)
lp = 77,7 mm (distanța dintre axele șuruburilor bielei)
MPa (σadm = 160 – 300 MPa)
4.7.8.Calculul coeficientului de siguranță pentru ciclul pulsator:
c =
c = 1,919 (c recomandat = 2.5-3)
Calculul deformației:
mm
4.7.9. Calculul șuruburilor de biela:
z = 2
χ = 0,15
Fi = Fjc
Fi =
Fi = – 6207,7 N
Fsp = 2 ∙ Fi1
Fsp = – 12415,4 N
Fs = Fsp + χ ∙ Fi1
Fs = – 13346,6 N
cc = 2 (coeficient de siguranță)
c1 = 1,3 (factor ce ține seama de solicitările la torsiune)
c2 = 1,2 (factor ce ține seama de curgerea materialului)
σc = 1200 MPa (limita de curgere a materialului șuruburilor)
ds =
ds = 7,95 mm (daimetrul șurubului)
Se adoptă ds = 8 mm
d’s =
d’s = 8,4 mm (diametrul părții nefiletate)
Se adoptă d’s = 9 mm
Calculul coeficientului de siguranță:
As =
As = 49,63 mm2 (aria șurubului la diametrul fundului filetului)
MPa
MPa
MPa
MPa
β = 5,2
ε = 0,85
γ = 1,2
ψ = 0,2
σ1 = 600 MPa
c =
c = 3,82 (c recomandat = 2.5-4)
4.8. Calculul arborelui cotit:
Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la presiune specifica si incalzire, la oboseala si la vibratii de torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prin prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti.
4.8.1.Calculul bratului arborelui cotit
Fig.4.10 Bratul arborelui cotit
dm = 0,64 ∙ D
dm = 57,92 mm diametrul fusului maneton
lm = 0,7 ∙ dm
lm = 32,8 mm lungimea fusului maneton
dp = 0,87 ∙ D
dp = 80,04 mm diametrul fusului palier
h = 0,35 ∙ dm
h = 22,5 mm grosimea brațului
Se adoptă următoarele mărimi:
dm = 57,5 mm (diametrul fusului maneton)
lm = 32,3 mm (lungimea fusului maneton)
dp =80 mm (diametrul fusului palier)
lp = 35,5 mm (lungimea fusului palier)
b = 100 mm (lațimea brațului)
h = 23 mm (grosimea brațului)
a = 26 mm
Rmmax = 46621N (forța maximă ce încarcă fusul maneton)
Rpmax = 38274 N (forța maximă ce încarcă fusul palier)
pmmax =
pmmax = 25.102 MPa
ppmax =
ppmax = 13.477 MPa
Rmm = 6579 N (media aritmetică ale forțelor care încarcă fusurile
manetoane)
Rpm = 12548 N (media aritmetică ale forțelor care încarcă fusurile paliere)
pm =
pm = 3.542 MPa
pp =
pp = 4,418 MPa
ξ = 1,06
Km =
Km = 2714521,246
Kp =
Kp = 4975191,294
4.8.2. Verificare la oboseală:
4.8.2.1. Verificarea fusurilor la presiune si incalzire
Fig.4.11. Sensul fortelor pe fusurile arborelui cotit
Mpmin = -3023,6 N · m
Mpmax = 5107,42 N · m
Wp =
Wp = 50265,482 mm3
MPa
MPa
τ1 = 180
γ = 1,2
x = 2,5
τ0 = 1,8 ∙ τ1
ψr =
Cp =
Cp = 1,054 (coeficient de siguranță pentru solicitarea la încovoiere)
4.8.2.2. Calculul fusului maneton la oboseală:
Mtmax = 505560 N · m
Mtmin = -262876 N · m
Wpm =
Wpm = 37327,888 mm3
MPa
MPa
βτ = 2
εr = 0,7
ψr = 0,1
γt = 1,1
τ1 = 180
τa =
τ m =
Cτ =
Cτ = 6,652 (coeficientul de siguranță pentru solicitarea la torsiune)
Mimax = 492823 N · m
Mimin = – 379376 N · m
Wm =
Wm = 37327.888 mm3
MPa
MPa
βσ = 2
εr = 0,7
ψr = 0,1
γσ = 0,8
σ1 = 280
σa =
σm =
Cσ =
Cσ = 6,686 (coeficientul de siguranță pentru solicitarea de încovoiere)
Cm =
Cm = 4,716 (coeficienul de siguranță global)
4.8.3.Calculul brațului arborelui cotit:
Fig.4.12 Bratul arborelui cotit
Bzmax = 76423
Bzmin = 65924
MPa
MPa
σm =
σa =
γσ = 1,1
ψσ = 0,1
x = 1,5
σ1 = 280
Cσ =
Cσ = 5,796 (coeficientul de siguranță pentru solicitarea de încovoiere)
K = 0,27
Tmax = 23545
Tmin = – 9854
MPa
MPa
MPa
x = 2
ψt = 0,1
γt = 1,1
Ct =
Ct = 6,37 (coeficientul de siguranță pentru solicitarea la torsiune)
Cbr =
Cbr = 4,287 (coeficientul de siguranță global)
4.9. Calculul mecanismului de distribuție:
Fig.4.13. Fazele de distributie
Fig.4.14 Supapa
4.9.1. Parametri principali ai distribuției:
da = 38 mm (diametrul talerului supapei de admisie)
dca = 0,925 ∙ da
dca = 33,15 mm (diametrul canalului de admisie)
de = 33 mm (diametrul talerului supapei de evacuare)
dce = 0,865 ∙ de
dce = 28.5 mm (diametrul canalului de evacuare)
δ = 6,5 mm (diametrul tijei supapei)
Wm =
Wm = 12 m/s (viteza medie a pistonului)
i = 2 (numărul supapelor de admisie și evacuare)
Wca =
Wca = 42,559 m/s (viteza gazelor la admisie – se recomandă să fie între limitele 40..80 m/s)
Wce =
Wce = 65,734 m/s (viteza gazelor la evacuare – se recomandă să fie între limitele 70..100 m/s)
Aca =
Aca = 937,194 mm2 (aria secțiunii efective de trecere la admisie)
Ace =
Ace = 606,773 mm2 (aria secțiunii efective de trecere la evacuare)
h =9 mm (înălțimea maximă de ridicare a supapelor)
Asamax =
Asamax = 792,721 mm2
Asemax =
Asemax = 660,668 mm2
Wsa =
Wsa = 65,709 m/s (viteza gazelor la admisie pentru înălțimea maximă de ridicare a supapelor – se recomandă să fie între limitele 70..90 m/s)
Wsea =
Wse = 78,67 m/s (viteza gazelor la evacuare pentru înălțimea maximă de ridicare a supapelor – se recomandă să fie între limitele 80..100 m/s)
4.9.2. Determinarea profilului camei:
Se folosește o camă profilată dupa metoda polinomială
a = 8
p = a + 2
q = p + a
r = q + a
s = r + a
hm = 0,004
…
Cp =
Cq =
Cr =
Cs =
C2 =
4.9.3. Calculul de rezistență al pieselor mecanismului:
md’ = 40 g/cm2
md = md’ ∙ Aca ∙ 10-2
md = 374,878 g (masele reduse ale mecanismului)
4.9.4.Calculul arcurilor supapei
ps = 1,4 ∙ 105 N/m2 (presiunea de supraalimentare)
pr = 1,1 ∙ 105 N/m2 (presiunea în cilindru în timpul evăcuarii)
kr = 2 (coeficient de rezervă)
Fga =
Fga = 29,11 N
F0 = 25 N
Fmax = Kr ∙ F0
Fmax = 50 N
Dr = 0,9 ∙dca
Dr = 28,82 mm (diametrul arcului)
γ = 1,24
τ = 500 MPa (rezistența admisibilă pentru oțelul de arc)
d =
d = 3,017 mm (diametrul sârmei de arc)
G = 8,1 ∙ 104 MPa (modulul de elasticitate transversal)
ir =
ir = 5,153
i = ir + 2
i = 7,152(numărul spirelor active)
mm (jocul minim între spirele arcului)
t =
t = 5,251 mm (pasul arcului)
4.9.5. Calculul arborelui de distribuție:
Fig.4.15. Arborele de distributie
Fr = 15,6 N
Fjmax = 16,5 N
Fg = 13,2 N
ls = 41 mm
l1 = 50 mm
lt = 104 mm
b = 21 mm
Ft =
MPa σadm=600..1200 MPa)
l = 125 mm
d =28 mm (diametrul arborelui)
f =
f = 0,079 mm (săgeata de încovoiere)
5.Calculul instalatiilor de racire si ungere
5.1.Calculul instalatiei de racire
Puterea nominală Pe = 110 kW
Turația nominală nn= 4000 rpm
Instalațiile de răcire au rolul de a evacua spre exterior o anumită cantitate de caldură dezvoltată prin arderea amestecului carburant în scopul asigurării unui regim termic normal de funcționare a motorului.
5.1.1Calculul cantității de căldură evacuată prin sistem
Fracțiunea de caldură evacuată prin sistemul de răcire:
fr = 20 – 25 % [M.A.C.]
Fluxul termic notat cu Qr este parametrul de bază utilizat pentru calculul
instalației de răcire.
Valoarea lui se stabileșt e astfel:
cu ajutorul relației:
se adoptă "criteriul de încărcare specifică" qr = 2000 (kJ/kWh)
( 220000(kJ/h)
5.1.2.Calculul radiatorului
Radiatorul este un schimbător de căldură cu curenți încrucișați așa cum reiese din figura
Fig.5.1 Radiatorul
Se adoptă urmatoarele mărimi:
Temperatura aerului la intrare (tia) 40°C
Temperatura aerului la ieșire (tea) 52°C
Temperatura lichidului la intrare (til) 98°C ..(1)
Temperatura lichidului la ieșire (tel) 92°C
Folosind aceste notații se pot stabili următorii parametrii:
Temperatura medie a aerului în radiator (tma)
Temperatura medie a lichidului în radiator (tml)
Radiatorul trebuie sa preia fluxul de căldură conform legii:
Se adoptă Krad = Caer = 250(kJ/m2hk) (85…500)
K rad – Coeficientul global de schimb de căldură
Suprafața de schimb de căldură în contact cu aerul :
1817,25 m2
5.1.3.Debitul de lichid ce trebuie sa treacă prin radiator pentru a prelua căldura:
12643,68 (l/h)
unde:
Se adoptă viteza de curgere a lichidului prin radiator
w1 = (0.4…0.8) m/s
w1= 0,7 = 2520 m/h
5.1.4.Calculul numărului de tuburi
Se adoptă raza tubului r = 3,5 mm
At = 38,485 mm2 = 0,0385 m2
Numărul de tuburi (it)
130.37 tuburi
Se adoptă it = 130 tuburi
Suprafața de răcire în contact cu lichidul
se adoptă hrad = 600 mm Înălțimea radiatorului
1,715m2
Coeficientul de nervurare
9,76 (admis între valorile 7…10)
Statistic s-a constatat că
(0.15…0.2) (m2/kW)
0,16 (m2/kW)
5.1.5.Capacitatea sistemului de răcire
V1 se determină din condiția că numarul de treceri ale lichidului prin circuit să fie
Zt = 10 – 20 treceri într-un minut.
zt = numărul de treceri într-un minut = 720
(10…20) treceri/oră
0,018 (m3/trecere) = 17,56 (kg/trecere)
Valori admise Vl/Pe = (0,11…0.22) (l/kW) = 0,16(l/kW)
Coeficientul de compactitate (jcom) care reprezintă raportul dintre suprafața de răcire în contact cu aerul și volumul elementului de răcire:
Se adoptă Lrad = 0,65 m
lrad = 0,04 m Adâncimea radiatorului
Af = 0,39 m2 Aria frontală a radiatorului
1106,08 (m2/m3)
Se adoptă construcția cu tuburile amplasate pe orizontală .
5.1.6. Calculul ventilatorului
Calculul ventilatorului trebuie să se desfășoare în stransă legatură cu radiatorul cu care lucrează.
Se adoptă:
K1 = 1,1
K2 = 1,03
Af = 0,39 m2
Wa = 11 m/s (9…13) m/s
Debitul de aer pe care trebuie să-l asigure ventilatorul:
2
Căderea de presiune în circuitul de aer:
Căderea de presiune în radiator = 235 (N/m2)
Căderea de presiune în montajele anexe (0.35…1.10)Dpar
Puterea necesară ventilatorului:
2276,7306 (W) = 2,52 (KW)
Sarcina hidraulică a ventilatorului
31,53 (m)
unde γaiv = 1,11 (kgf/m3)
Se adoptă jocul axial între ventilator și carcasă s = 5
(s/D) ∙ 1000 = 9,259%
Se adpotă pe baza metodei lui H. Marcinowski diametrul.
Se adoptă: D = 540 (mm)
n = 6 numărul de palete
a = 0.25 D a = 135 (mm)
l = 0.175 D l = 94,5(mm)
h = 0.333 D h = 179,8(mm)
r = 0.4 D r = 216,0 (mm)
d = 0.02 D d = 10,8 (mm)
5.1.7. Calculul pompei de lichid
Fig 5.2. Pompa de lichid
Pompa de lichid se așează în partea inferioară a motorului în circuitul rece al apei. Pompa trebuie să realizeze o cădere de presiune ’Δp’ suficientă pentru a învinge rezistențele hidraulice la deplasarea forțată a lichidului.
Se adoptă urmatoarele elemente:
d0 = 35 [mm]
Randamentul hidraulic (0,6…0,7)
Coeficientul de scăpări (0,8…0,9)
c1 = 2 [m/s] (1…2,5) m/s
Z = 8 numărul de palete .(1)
10 Grade (8…12)°
10 Grade
50 Grade (40…55)°
45 Grade (35…50)°
4 Grosimea paletei (3…5) mm
Pompa de lichid este centrifugă, cu palete drepte sau curbate înspre spatele sensului de rotație. Se execută din fontă, aluminiu sau bronz.
5.1.8..Raza paletelor la intrare r1
5.1.9.Debitul teoretic al pompei
6,92(m3/h)
5.1.10.Debitul real al pompei
comparat cu debitul de lichid Vl = 12,64 (m3/h)
9 mH2O 1 mH2O = 1 atm = 1,013×105 Pa (N/m2)
5,85 mH2O
5.1.11. Viteza periferică u2
18,55 m/s
5.1.12.Raza rotorului r2
0,040 m = 44,29 mm
5.1.13.Puterea absorbită de pompă
Valori admise
Pp = (0,005…0,01)
Pn = 0,561
5.1.14Vitezele relative
2,611 m/s
5.1.15.Lățimile paletelor la ieșire și intrare:
4 (mm)
1 10(mm)
5.2. Calculul instalatiei de ungere
Condițiile de lucru ale motorului cu ardere internă impun existența în ansamblu constructiv a sistemului de ungere, care asigură prezenta unei cantități de ulei între suprafețele elementelor aflate în mișcare relativă. Ca efect imediat rezultă micșorarea frecării, deci se reduc pierderile mecanice și uzura; în același timp uleiul are și un rol protector împotriva coroziunii.
În construcția motorului se utilizează ungerea mixta unde anumite piese (lagărele, bolțu) se ung cu ulei sub presiune, iar altele (cilindrul, pistoanele) sunt unse cu ceață de ulei.
5.2.1. Calculul lagarelor arborelui cotit pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii
Lagărul de biela (maneton este mai încărcat decât cel de palier, astfel ca acestea vor fi asimilate lagărelor de biela, ceea ce este acoperitor. Calculul la încălzire și la încărcare se face la regim nominal de funcționare.
1 – baia de ulei
2 – sorbul pompei
3 – pompa de ulei
4 – supapa de limitare a presiunii maxime din instalație
5, 9 , 10, 14, 15 – conducte și canale
6 – filtru brut
7 – filtru fin
8 – supapa de scurtcircuitare a filtrului brut în cazul înfundării acestuia
11 – rampa centrală de ungere (magistrala ungerii)
12 – radiatorul de ulei
13 – supapa de protecție a radiatorului de ulei
:
Fig.5.3. Schema instalației de ungere
rc = 28,55 mm rc – raza cuzinetului
rf = 28 mm rf – raza fusului maneton
dc = 2 ∙ rc
dc = 57.1 mm
df = 2 ∙ rf
df = 56 mm
ρ = rc – rf
ρ = 0,056 mm – jocul radial
δ = 2 ∙ ρ
δ = 0,112 mm – jocul diametral
mm – jocul relativ
lf =28 mm – lungime fus
e = 0,045
er = 0,804 – excentricitate relativă
hmin = ρ ∙ (1 – er)
hmin = 0,011
hmax = ρ ∙ (1 + er)
hmax = 0,101
Încărcarea lagarului
Φ = 4,4 – coeficient de încărcare a lagarului
Grad de încărcare
β = 1,7 – coeficient de frecare lichidă în lagăr
p = 6,286 Mpa – presiunea medie pe fusuri
– lucrul mecanic de frecare în lagăr
5.2.2.Caldura dezvoltată prin lagăr
Qfl = Lfl
Ql = 0,1 ∙ qfl
Λ = 1800
Λ = u ∙ cu ρu – densitatea uleiului
cu – căldura specifică a uleiului
tue = 105 tue – temperatura uleiului la ieșire
tui = 80 tui – temperatura uleiului la intrare
βv = 6
Vul = 1,047 ∙ 10-3 ∙ n ∙ δ∙ 10-3 ∙ df2 ∙10-3 ∙ βv
Vul = 0,009 – volumul uleiului din lagăr
Qu = Λ ∙ Vul ∙ (tue – tui) Qu – caldura disipată prin ulei
Qfl = Ql = Qu Ql – caldura evacuată prin lagăr
Coeficientul de siguranță la ungere
hadm = 5 μm
hmin = 7 μm
5.2.3.Debitul de ulei al instalației
Debitul de ulei care trece prin instalația de ungere este de fapt debitul care trece prin magistrala de ulei (rampa centrală de ungere).
Debitul de ulei se calculeaza din două condiții:
5.2.3.1. Asigurarea debitului necesar ungerii tututor lagărelor
b = 8
b – numărul de lagăre
Vu1 = 6∙b∙Vul
Vu1 = 0,439 l
5.2.3.2. Preluarea cantității de căldură care trebuie disipată prin ulei
Vu2 = 10 ∙ Pe
Vu2 = 1100 l/h
Capacitatea instalației de ulei
Este volumul uleiului ce trebuie să existe în baia de ulei și se determină din ipoteza că uleiul trebuie să efectueze 100 … 250 treceri pe oră.
Vuc = Vu2/200
Vuc = 5.5 l
5.2.3.3. Calculul pompei de ulei
Debitul pe care trebuie să-l asigure pompa de ulei se stabilește ținând seama că el trebuie să fie mai mare decât cel ce se scurge prin magistrală, pentru că o parte trece prin supapele de siguranță.
Vpu = 1,5 ∙ Vu2
Vpu = 1650
ηpu = 0,85 – randamentul volumentric al pompei de ulei
h = 10 – înălțimea dintelui
npu = 1750 – turația pompei de ulei
Wpu = 5 – viteza periferică a roții dințate
Wpu < (5-6) m/s
Dp = – diametrul de divizare
l =
l = 38,824 mm – lățimea roții dințate
z = 10 – numărul de dinți
p =
p = 6,286 – pasul roții dințate
m = 1 – modul roții dințate
Puterea necesară angrenării pompei de ulei
ηm = 0,85 – randamentul mecanic
Δpu = 5 ∙ 10-3
Δpu – căderea de presiune în instalație
Ppu =
Ppu = 0,337 Kw
6.Consideratii privind sistemul de alimentare
Instalatia de alimentare la M.A.C. este alcatuita, in general din urmatoarele elmente: rezervor de combustibil, pompa de alimentare, pompa de injectie, injectoare, conducte de joasa si inalta presiune, regulator de turatie.
Instalatia de alimentare trebuie sa asigure dozarea cantitatii de combustibil pe ciclu in functie de incarcarea motorului,crearea unei presiuni ridicate la injector,necesara pulverizarii combustibilului in raport cu camera de ardere potrivit cerintelor de formare a amestecului; declansarea injectiei combustibilului la un moment determinat pe ciclu, precum si injectarea combustibilului ce trebuie sa se realizeze dupa un anumit crteiriu stabilit in mod uniform la toti cilindrii.
6.1Calculul injectorului
Injectorul este dispozitivul din instalatia de alimentare, care asigura introducerea, pulverizarea si distribuirea combustibilului in camera de ardere pentru a obtine o ardere completa si rapida a acestuia. Injectorul trebuie sa indeplineasca doua functii principale: a) sa asigure pulverizarea fina a combustibilului;b) sa asigure o distributie uniforma apicaturilor de combustibil in intreaga camera de ardere.
Pulverizarea fina a combustibilului depinde indeosebi de constructia injectorului, in schimb distributia sa uniforma in camera de ardere depinde atat de constructia injectorului, cat si de miscarea adecvata a aerului in camera de ardere in timpul procesului de injectie.
numarul orificiilor de pulverizare
= 0.67…0.7
coeficientul de debit al orificiului
Se adopta
presiunea de injectie
[grade RAC]
durata injectiei
puterea efectiva a motorului
Se adopta:
numarul de cilindrii
presiunea la sfarsitul comprimarii ( s-a calculat la calculul termic al motorului)
= 2…3
mm;
se alege:
Diametrul orificiilor pulverizatorului se calculeaza cu relatia:
do
= 0.24 mm
F0 – tensiunea initiala a acului injectorului
= 220…320
Se alege
Inaltimea de ridicare a acului injectorului se calculeaza cu relatia :
ha = 0.58 mm
ha adm = (0.3….0.7) mm
7.Procesul tehnologic de realizare a pistonului
Condiții tehnice, materiale, semifabricate
Condiții tehnice. Asigurarea unei rezistente înalte la oboseala și rigiditate corespunzătoare determină condiții tehnice specifice pentru execuție.
În ceea ce privește geometria pistonului, profilele longitudinale si transversala se vor executa conform normei.Se va aplica tratament de stabilizare(205C timp de cinci ore.Dupa finisare completa se va aplica stanarea prin imersie in baie de stsnst de sodiu.Sortarea se va face dupa trei criterii:
-in functie de greutate, in grupe de cinci grame
-in functie de dimensiunile suprafetei exterioare in tri grupe de 10μm
-in functie de dimensiunile boltului in doua grupe de 2 μm
Referitor la rugozitatea suprafețelor prelucrate se indică valorile Ra=0.6…0.2 μm pentru suprafața exterioara Ra = 1.4…0,8 μm pentru canalele port segment; Ra=0.4…0.2 μm pentru alezajul boltului.
Pentru a asigura uniformitatea echilibrajului diferența da masă a pistoanelor montate la un motor se recomandă să nu depășească± 0.5…2g si in general 2…7g.
Pentru a evita șocurile, la montajului cu bolț flotant se prescriu la piciorul bielei jocuri foarte strânse de ordinul 5… 10 μm. Acestea sa pot obține prin sortarea bielelor în grupa dimensionale după toleranțele de execuție a alezajului piciorului bielei. dinamometrică după prescripțiile uzinei constructoare.
Materiale. Cee mai adegvate materiale pentru pistoane pentru motoare de automobile sunt aliajele de aluminiu deoarece au conductivitate termica ridicata, densitate mica , proprietati antifrictiune, uzinare usoara.Aceste aliaje pot fi pe baza de: -siliciu – silumin : Al – Si – Cu – Mg – Ni
– cupru- (aliaj Y): Al – Cu – Ni – Mg
Semifabricate. Asigurarea unei rezistențe înalte la oboseală se realizează printr-o turnare corectă a metalului cu o repartizare corespunzătoare a fibrelor în semifabricat și prin metode speciale de durificare a straturilor superficiale ale pistonului
Semifabricatele pentru pistonse pot executa în treivariante : în prima variantă prin turnare in cochila, o adoua varianta este matritarea (este necesar un fibraj cat mai continu) iar atreia varianta o reprezinta sinterizarea
Tratamentele termice aplicate pistonului sunt: călire la temperaturi de 500… 520 oC timp 4… 6 h.răcire în apă si imbătrânire artificială temperaturi de 170… 190 oC, timp 6…12 h.
Acoperiri de protecție:
– grafitare: strat 8… 15 μm, grafit coloidal în suspensie în soluție de alcool metilic 82%, acetat de metil 15% și nitroceluloză 3%.
– cositorirea sau plumbuirea: strat 5… 30 μm prin galvanizare.
– oxidarea electrolitică (eloxarea) și oxidarea chimică: strat 10… 30 μm.
:
8.Studiu privind tendintele in domeniul echipamentelor de injectie
Continut
-Scurt istoric in privind evolutia sistemelor de alimentare M.A.C.
-Etapa de pionierat
-Etapa de dezvoltare a echipamentelor de injectie clasice
-Etapa de perfectionare a echipamentelor clasice in linie si aparitia
celor cu distribuitor rotativ
-Etapa pompelor cu distributie de mare performanta
-Etapa pompelor de injecte controlate electronic
-Sisteme de injectie cu pompe cu pistonase radiaale si distribuitor rotativ
-Constructie si funtionare
-Reglarea avansului la inceputul injectiei
-Gestiunea sistemului de injectie cu ajutorul reglarii electronice
-Sisteme de injectie cu acumulare de presiune tip: Common Rail
-Constructie si funtionare
-Procesul de injectie in cazul sistemelor de injectie cu acumulator C.R.
-Gestiunea sistemului de injectie cu ajutorul reglarii electronice
Sisteme de injectie cu pompe unitare de tip pompa injector
-Constructie si funtionare
-metode constructive
-sisteme de actionare
1.Istoric
In evolutia echipamentelor de injectie pot fi distinse mai multe etape :
Etapa de pionierat 1895-1925
Este caracterizata de predominanta sistemelor de injectie fara pompa produse intr-o mare varietate de producatorii de motoare:
-motorul cu gaz Lenoir 1860
-motorul Brayton 1890
-motorul Akroyd 1890
Pornind de la recomandarile franezului Carnot si ale elvetianului Isaac de Rivaz,facute asupra posibilitatii aprindere a unui amestec format din combustibil si aer
Doar prin itermediul caldurii de sfarsit de comprimare Rudolf Diesel a fost primul care a descoperit un motor in care procesul de comprimare este atat de mult prelungit incat prin caldura degajata de acesta sa fie posibila autoaprinderea amestecului .Diesel a fost primul care a vut idea de dirija in asa maniera procesul de ardere, prin procesul de injectie, astfel incat randamentul motorului sa atinga valoarea maxima,cea indicate de ciclul ideal Carnot. In anul 1892 tot el a fost cel care a inventat pulverizatorul inchis si prima pompa de injectie la care a intampinat mari greutati. Au urmat in continuare o perioada de rapida adaptare a sistemelor inventate de Diesel, cum ar fi:
-instalatia de injectie pentru motoarele cu camera divizata 1909 Deutz
-pulverizatorul comandat hydraulic 1914 Mckechnie
-sistem pompa injector dupa Diesel 19005
Prima pompa de inalta presiune cu posibilitatea reglarii debitului a fost inventata de firma Bosch in anul 1924 si sta la baza functionarii pompei de injectie in linie, dispunand de un manson rotativ cu muchie inclinata. Prima pompa cu distribuitor rotativ a fost conceputa in anul1913 de belgianul Feyens
Etapa de dezvoltare a echipamentelor clasice 1925-1960
Este caracterizata de aparitia si extinderea echipamentelor de injectie cu piston sertar cu rampa inclinata.Etapa a debutat cu concepera in 1925 si lansare in fabricatie de serie a in 1927 de catre Robert Bosch a pompei in linie PE .
Fig 1.1 Pompa de injectie in linie dupa patentul Rorert Bosch – 1927
In paralel mai ales la inceputul intervalului au fostdezvoltate si alte solutii de echipamente cu piston:
-pompa individuala Lanz,cu culbutor cu punct de oscilatie variabil
-pompa individuala Guldner cu de rivatie laminate a refularii
-pompa in linie Hanomag cu elementi orizontali si cu came cu profil
variabil
-pompa Deckel cu supapa de derivatie comandata
Spre sfarsitul acestei etape , sistemul Bosch cu piston sertar cu rampa inclinata de descarcare se generlizeaza, unele firme iesind din competitie iar celelalte adoptand mici modificari sistemului Bosch
Etapa de perfectionare a echipamentului de injectie classic in linie si aparitia pompelor de injectie cu distributie 1960-1975
Etapa se caracterizeaza prin concentrarea si tipizarea productiei in sistem Bosch (injectoarele si pulverizatoarele se standardizeaza),prin aparitia pompelor in linie compacte si prin aparitia pompelor cu distributie cu constructie simplificata, prêt redus, performante si fiabilitate medie.
Aceasta etapa este inugurata de aparitia primei pompe compacte P7 afirmei Maier in Austria. Prin prelucrarea acesteia Bosch lanseaza o noua familie de pompe intre 1962-1979.Acelasi sistem este adoptat de firma Ambac la pompa Model 300, iar firmele japoneze Nippondenso si Kiki Diesel cumpara licenta pompelor p si MW, radicand bariera presiunilor de injectie la 1000-1200 bari
Aparitia pompelor de injectie cu distributie s-a produs prin conceperea de catre Vernon Roosa in 1950 a pompei cu pistoane radiale opuse, actionate de un inel cu came interioare. Firma Stanadyne a lansat in serie modelul A(dpa) al acestei solutii perfectionat in continuare prin:
-pompa D in 1956-cu ax de comanda orizontal si avans de sarcina
-pompa DB in 1958- cu rotor 23.35 comun c rotorul PT si supapa de refulare centrala unica
-pompa DC in 1964 cu 4 pistoane in cruce
-pompele C si C8 in 1969 de constructie compacta
-pompa DM in 1972 cu cap hydraulic cu racorduri axiale
-pompa DB2 in 1977 cu reguator de doua regimui
Etapa pompelor cu distribuitor de mare performanta si de perfectionare in continuare a pompelor in linie 1975-1985
Este caracterizatade aparitia unei noi generatii de pompe de injectie cu distributie de constructie compacta, cu cap hidrauliccu racorduri axiale, mijloc de control extern al debitului, care permite crectia de supraalimentare sau cuplu, dispozitive si sisteme auxiliare de functionar optima la toate regimurile.
Pompele din aceasta categorie sunt:
-DP 15-Lucas CAV-1975
-VE-Bosch-1975
-PRS-Sigma-1973
-DPS-LucasCAV-1982
In ceea ce priveste pompele in linie, se remarca aparitia in 1977 a elementului inchis al firmei L’Orange care permite atingerea presiunilor de injectie de 1700 bar, apropiind astfel performantele pompelor in linie de cele ale pompelor injector, precum si sistemul de pompe in linie supercompacte L’Orange, constand din pompe individuale imersate , introduce intr-un corp comun, care prin aceasta unficare si tipizare pare a deschide noi perspective pompelor in linie.
Etapa pompelor de injectie cu control electronic 1985-prezent
Se caracterizeaza prin preocuparea sustinuta a marilor firme de a realize o electronizare a echipamentelor de injectie clasice, precum si altele neconventionale, de natura sa asigure un motor cu functionare optima la toate regimurile si in consecinta nepoluant si economicos.
Echipamentele de acst tipse bazeaza pe controlul electronic al debitului (se solicita prezenta obligatorie aechipamentelor de control a avansului la inceputul injectie, in functie de datele primate de la diversi senzori dispusi in system.Iata cateva pompe lansate in aceasta perioada:
-pompa in linie cu avans electronic
-pompa in linie cu regulator electronic
-pompa cu distribuitor rotativ si control electronic
-pompa in linie cu control electronic complet
-pompa injector cu control electronic
In anul 1989, firma Bosch a realizat o pompa de marime P cu reglarea debitului prin manson de descarcare, controlata electronic, precum si o pompa injector controlata electronic(PDE). In anul 1998 tot firma Bosch a introdus in fabricatia de serie doua noi sisteme de injectie destinate alimentarii motoarelor de automobile de mic litraj :
-un sistem de injectie cu pompa de injectie cu pistonas axial si distribuitor rotativ
gestionata electronic, la care masurarea cantitati de combustibil injectate este
realizata de catre o supapa electromagnetica
-un sistem de injectie UIS(unit injector sistem- o varianta inbunatatita a pompei PDE) cu o presiune maxima de injetie de 2000 bari si cu psibilitatea realizarii pre-injectarii amestecului in scopul reducerii nivelului sonor.
2. Sisteme de injectie cu pompe cu pistonase radiale cu distribuitor rotativ
2.1 Constructie si functionare
Se folosesc in cazul motoarelor de autoturisme si utilitare caracterizate de cilindree mica si care lucreaza la turatii ridicate.daf si in cazul motoarelor care indeplinesc functii stationare;motoare carenecesita o instalatie de injctie cu o capacitate ridicata de putere, cu posibilitatea realizarii de injectii succesive cu frecvente ridicate, masa constructicva scazuta si un volum ocupat redus.
2.1.1.Functiile sistemului
Un sistem de alimentare cu pompa de injectie cu pistonase radiale si distribuitor rotativ dispune de comanda electronica pentru reglarea electronica Diesel:
-unitate de gestiune electronica pentru pompa de injectie
-unitate electronica pentru managementul motorului
In timp ce unitatea de gestiune a pompei de injectie prelucreaza datele pe care le primeste de la senzorii interni(de turatie a motorului si temperatura acombustibilului) pe baza carora determina punctul de inceput de injectie, unitatea de management motor centrala prelucreaza semnalele provenite de la toti ceilalti senzori externi(senzori motors si senzori ambient) si determina (calculeaza )actiunile de urmat pentru atingerea unui punct de functionare optimizat.
Privind in detaliu, senzorii unitatii centrale de comanda ofera toate datele referitoare la regimul de functionare al motorului, cum sunt
-temperatura aerului aspirat de motor
-temperatura lichidului de racier
-temperatura combustibilului
-turatia motorului
-presiunea de supraalimentare
-pzitia pedalei de acceleratie
-viteza de deplasare a autovehiculului
Modulele electronice situate la intrarea in unitatea de comanda pregatesc aceste date pentu ca mai apoi microprocesoarele sa calculeze, tinand cont de starea de functionare(sarcina, turatia, etc.) a motorului, semnale de reglare ce vor fi trimise actuatorilor, pentu a obtine o stare de funcionare optima.
Fig 2.1. Sistem de injectie cu pompa cu pistonase radiale cu distribuitor rotativ
Functiile de baza ale sistemului
Functiile de baza gestioneaza injectia combustibilului in momentul optim, in cantitatea optima si cu presiune cat mai mare posibil.Se asigura astfel o functionare economica, lipsita de emisii poluante si un mers linistit al motorului
Functii suplimentare ale sistemului
Functiile de comana si regale suplimentare sunt necesare pentru reducerea emisiilor esapate, o reducere aconsumului de combustibil, o micsorare a nivelului sonor si creterea sigurantei in functionare sia confortului.Printre acestea se numara spre exemplu:
– recilcularea gazelor de evacuare
-reglarea presiunii de supraalimentare
-reglarea vitezei de deplasare
-imobilizarea antifurt electronica
2.1.4.Pompe de injectie cu pistonase radiale si cu distribuitor rotativ
Fig 2.2 Pompa de injectie cu pistonase radiale si cu distribuitor rotativ
La pompele de injectie cu pistonase radiale si cu distribuitor rotativ combustibilul este livrat de catre o pompa de transfer(pompa cu palete radiale).O pompa cu pistonase radiale, cu un inel cu came interioare si cu 2 pana la 4 elmenti de pompare dispusi radial preia sarcina ridicarii presiunii si a refularii.O supapa electromagnetica de presiune ridicata dozeaza apoi cantitatea de combustibil necesara a fi injsctata. Inceputul refularii la pompa de injectie este modificat prin rotirea inelului cu came de catre dispozitivul de avans integrat in corpul pompei de injectie. Similar cazullui pompei de injectie cu pistonas axial si distribuitor rotate, cu reglare electronica prin supapa electromagnetica de dozaj si pompa de injectie cu pistonase radiale si distribuitor rotativ este deservita de doua unitati electronice de comanda(una pentru pompa si una pentru motor). Turatia motorului va fi reglata printr-o comanda adaptata a duratei de actionare a actuatorului (supapa electromagnetica de presiune ridicata).
2.2Reglare avansului la inceputul injectiei
In cazul unui inceput de injectie constant si in conditiile cresterii turatiei, se mareste unghiul de rotatie al arborelui cotit intre inceputul injectiei si inceputul arderii,
astfel incat intierea arderii nu mai ar loc in momentul optim(raportat la pozitia pistonului motor).o ardere economica si o putere maxima a motorului Diesel pot fi obtinute doar in cazul inceputului arderii intr-un moment bine definit de o anumita pozitite relativa a arborelui cotit.
Dispozitivul de modificare a avansului la inceputul refularii este actionat hidraulic, fiind montat in partea inferioara a corpului pompei de injectie cu pistonase radiale si distribuitor rotativ,transversal fata de axa longitudinala a pompei de injectie.
Fig.2.3 Dispozitivul de modificare a avansului la inceputul refularii
Inelul cu came interioare (1) este in legatura prin intermediul unui bolt sferic cu gauara ,perpendicular practicat in pistonul dispozitivului de avans (2), astfel incat, miscarea axiala a pistonului dispozitivului de avans este transformata in miscare de rotatie a inelului camei interioare. In centrul pistonului dispozitivului de avans este montat un sertar de reglare (3), care are rolul de a deschide sau de a inchide orificiile de comanda prelucrate in piston. In acelasi sens al axaei pistonului este montat un piston de comanda hydraulic(8), care impune pozitia de obtinut pentru sertarasul de comanda (3). Perpendicular fata de pozitia axei variatorului hydraulic de avans (parallel cu axa longitudinala a pompei de injectie ) se afla supapa electromagnetica a variatorului de avans hidraulic. Aceasta are rolul de a influenta presiunea combustibilului ce actioneaza asupra pistonului de lucru,tinand cont de impulsurile de comanda primate de la unitatea electronica de comanda a pompei de injectie.
2.3.Gestiunea sistemului de injectie cu ajutorul reglarii electronice
Diesel (EDC)
Reglarea electronica Diesel EDC a sistemului de injectie cu pompa de injectie cu pistonase radiale si distribuitor rotativ se inpart in trei blocuri distincte:
-senzorii si indicatorii valorilor de obtinut,
-de temperature:
-in cadrul instalatiei de racier
-in canalul de admisie al motorului
-in instalatia de ungere a motorului
-in pompa de injectie
Fig 2.4 Senzorul de temperatura
-de turatie a arborelui cotit; pozitia pistonului cilindrului motor est de o
importanta primordiala pentru obtinere unui punct de inceput al injectiei
optim. Turatia motorului ofera informatia asupra numarului de rotatii al
arborelui cotit effectuate in unitatea de timp, in cazul cel mai des intalnit
acesta fiind minutul.
Fig 2.5 Senzorul de turatie
-unghiului de rotatie : pe axul de antrenare al pompei de injectie este montata fix o roata de semnal foarte fin danturata. Aceasta are praticata , pe circumferinta distribuite echidistant ,goluri de o anumita marime bine definite, al caror numar corespunde numarului de cilindri ai motorului. Dintii si golurile vor fi testate de catre un sensor de unghi de rotatie
Fig 2.6 Senzorul pentru unghi rotatie
-de miscare a acului pulverivatorului in cadrul sistemelor de injectie cu reglare electronica al avansului la injectie este necesara includerea in sistem a unui sensor de miscarea a acului pulverizatorului. Acesta determina momentul de inceput al injectiei pe baza deplasariiacului pulverizatorului.semnalul generat de catre senzorul de miscre al acului pilverivatorului este prelucrat de catre unitatea electronica de comanda amotorului.
Fig 2.7 Senzorul de miscare a pulverizatorului
-debitmtrul de aer –varianta cu film cald debitmetrul de aer cu film cald (HFM) functioneaza ca un sensor de sarcina termica. Acesta este montat intre filtrul de aer al motorului si agregatul de supraalimentare (turbosuflanta-in majoritatea cazurilor) si ofera ca si informatie debitul de aer aspirat de catre motor [Kg/h]
-pozitia pedalei de acceleratie in contradictie cu pompele de injectie conventionale (VE,PE),la pompele de injectie gestionate electronic, dorinta de accelerare a conducatorului auto nu mai este transmisa pompei de injectie prin intermediul unui lant cinematic sau prin intermediul unui cablu flexibil, ci ,prinintermediul unui sensor de pozitie a pedalei de acceleratie adusa la cunostinta unitatii electronice de comanda a motorului(cunoscuta si ca pedala de aceleratie electronica).
-presiunea de supraalimentare Sezorul presiunii de supraalimentare este cuplat pneumatic cu conducta de admisie si masoara presiunea absoluta din conducta de admisie a motorului in limitele 0.5…3 bari.
3.Sisteme de injectie cu acumulare de presiune de tip Common Rail
3.1. Constructie si functionare
Sistemul de injectie Diesel cu acumulator de presiune de tip common rail, destinat motoarelor Diesel moderne cu injectie direca ofera un potential mult ridicat de flexibilitate la adaptarea acestuia la motorul Diesel comparative cu cel al sistemelor de injectie conventionale:
-un domeniu de aplicativitate foarte intins (de la motoarele Diesel pentru autoutilitare si automobile, puterii specifice de pana la 30 kw/cil, si de la camioane de tonaj ridicat pana la aplicatii navale si de tractiune pe cale ferata, cu puterii de pana la 200kw/cil);
-presiune de injectie ridicata pana la circa 1400bar (1650 bar estimate pentru CR-2)si posibilitatea obtinerii unui inceput de injectie variabil;
-posibilitatea de utilizare a injectiei pilot, a injectiei principale si a post injectiei controlate;
-presiunea de injectie adaptata optim la regimul de functionare al motorului.
3.1.1 Functiile sistemului
In cazul sistemelor de injectie cu acumulatori de presiune de tip common-rail functia de ridicare a presiunii si injectia combustibilului sunt decuplate.Presiunea de injectie este obtinuta in mod independent de turatia motorului si de cantitatea de combustibil injectata, aceasta fiind disponibila pentru injectie, la valoarea necesara, in acumulatorul de combustibil a sistemului (rail).Cantitatea de combustibil necesara a fi injectata este solicitata de catre conducatorul auto, unitatea electronica de comanda determinand momentul de inceput al injectiei si valoarea presiunii de injectie, pe baza informatiilor obtinute din campul characteristic memorat de acesta.
Unitatea electronica de comanda si sectiunea senzoriala cuprinde:
-unitatea electronica de comanda (ECU):
-senzorul de turatie a arbirelui cotit;
-senzorul de turatie a arborelui cu came;
-senzorul pozitiei pedalei de acceleratie;
-senzorul presiunii combustibilului aflate in rampa;
-temperatura lichidului de racier a motorului;
-senzorul debitului de aer aspirat de motor;
Fig.3.1 Instalatie de alimentare Common rail
3.1.2 Functiile de baza ale sistemului
Functiile de baza gestioneaza injectia combustibilului in momentul optim, in cantitatea optima si cu o presiune cat mai mare posibil aplicabila.Se asigura astfel o functiionare economica lipsita de emisii poluante si un mers linistit al motorului.
3.1.3 Functiile suplimentare ale sistemului
Functiile de comanda si reglere suplimentare sunt necesare pentru reducerea emisiilor esapante poluante, o reducere a consumului de combustibil, o micsorare a nivelului sonor si cresterea sigurantei in functionare si aconfortului.Printre acestea se numara, spre exemplu:
-Recircularea gazelor de evacuare;
-reglarea presiunii de supraalimentare;
-reglarea vitezei de deplasare;
-imobilizarea antifurt electronica.
3.2.Procesul de injectie in cazul sistemelor de alimentare cu accumulator de
presiune de tip common rail
Pentru a obtine un process de injectie ideal, procesului de injectie conventional I se impun unele cerinte suplimentare:
-Presiunea de injectie si cantitatea de combustibil trebuie sa realizeze valorii adaptate fiecarui regim de functionare a motorului si independent una de cealalta.
-cantitatea de cumbustibil injectata trebuie sa fie reletiv mica la inceputul procesului de injectie (pe durata intarzierii la aprindere, intre momentul de inceput al injectiei si momentul de inceput al arderii)]
Cu ajutorul sistemului de injectie common rail, existand posibilitatea injectiei pilot si a postinjectiei aceste cerinte sunt satisfacute.sistemul de injectie cu accumulator de presiune tip common raileste construit modular; pentru procesul de injectie sunt responsabile urmatoarele componente:
-injectoaele cu comanda electronica amplasate in chiulasa motorului
– acumulatorul de presiune ("Rail") și,
– pompa de înaltă presiune.
-unitatea electronică de comandă,
– senzorul de turatie a arborelui cotit,
– senzorul de turatie a arborelui cu came.
Ca și pompă de înaltă presiune, pentru aplicaliile pe automobile este disponibilă o pompă cu pistonașe radiale. Presiunea necesară procesului de injectie este obtinută independent de procesul de injectie. Turatia pompei de presiune ridicată este cuplată cu turatia motorului printr-un raport constant de transmitere. Datorită gradului mare de regularitate a debitării acestei pompe, functionarea acesteia se desfașoară cu variatii foarte mici de cuplu de antrenare, fară vârfuri ale acestuia, nesemnificative în comparatie cu sistemele de injectie conveniionale.
Injectoarele, care sunt în legătură cu acumulatorul de presiune prin intermediul unor conducte de injectie foarte scurte, sunt constituite fiecare în parte dintr-un pulverizator și o supapă electromagnetică de presiune ridicată. Unitatea electronică de comandă actionează prin impulsuri electrice supapa electromagnetică de presiune ridicată, determinând astfel momentul de îneput al injectiei. Prin întreruperea curentului de actionare se obtine sfârșitul injectiei. Cantitatea de combustibil injectată, la o anumită valoare a presiunii combustibilului, este proportională cu timpul de menținere a alimentării cu curent a electromagnetului supapei de presiune, și este independentă de turatia motorului sau a pompei de presiune (injectie de combustibil comandată pe bază de timp).
Timpii de actionare, de durate foarte mici, se lasă obtinuti prin intermediul unui circuit de putere de tensiune și curenli ridicati, și totodată prin construciia supapei electromagnetice de presiune.
Momentul de început al injectiei este comandat pe baza informatiei primite de la sistemul incremental de tip unghi-timp al reglării electronice Diesel EDC. Pentru aceasta sunt responsabili senzorii de turatie a motorului și cel al axei cu came.
3.3.Injectia pilot
Injeclia pilot poate fi realizată cu un avans de maxim 90°RAC fată de pozitia PMS a cilindrului respectiv. Ea constituie un avantaj major în reducerea zgomotului. Se obtine prin alimentarea de scurtă durată a supapei electromagnetice de comandă a injectorului, înaintea injecției principale.
Fig3.2 Imjectorul piezo-electric
3.3 Gestiunea sistemului de injectie cu ajutorul reglării electronice Diesel (EDC)
Blocurile constitutive ale sistemului
Reglare electronică Diesel EDC a sistemului de injecție cu pompă de injectie cu pistonașe radiale și distribuitor rotativ se împarte în trei blocuri distincte:
Senzorii și indicatori ai valorilor de obtinut, pentru a oferi informatii asupra conditiilor de functionare și asupra actiunilor de unnat pentru obtinerea unui optim dorit. Aceștia traduc diverse mărimi fizice în semnale electrice.
0 unitate electronică de comandă a motorului și o unitate electronică de comandă a pompei de injectie, necesare pentru a prelucra informatiile primite de la senzori, după procese de calcul bazate legi matematice bine definite (algoritmi de reglare) sub forma semnalelor electrice de ieșire.
Unităti de executiei (actuatori) pentru a traduce semnalele electrice de ieșire ale unitătilor electronice de comandă în mărimi fizice (mecanice). Unitătile electronice de comandă, gestionează actuatorii prin intermediul semnalelor electrice de ieșire direct prin intermediul etajelor finale de putere integrate în acestea sau oferă aceste semnale de comandă altor sisteme.
Fig 3.3 Blocurile constitutive ale sistemului Common Rail
3.3.1.Senzorii sistemului
Senzorii de temperatură
Senzorii de temperatură sunt utilizali în mai multe locuri în cadrul sistemului de management electronic `al motorului Diesel:
-În cadrul instalatiei de răcire a motorului, pentru a oferi o informalie asupra temperaturii acestuia;
-În canalul de admisie al motorului, pentru a oferi o informalie asupra temperaturii aerului aspirat de către motor;
-În instalalia de ungere a motorului, pentru a oferi o informalie asupra temperaturii uleiului motorului;
-În pompa de injectie, pentru a măsura temperatura combustibilului.
Senzorii lucrează pe principiul modificării rezistenlei electrice odată cu modificarea temperaturii.
Rezistența electrică are un coeficient de variatie cu temperatura negativ acesta fiind și este parte a unui circuit de divizare a tensiunii care este alimentat cu o tensiune constantă de 5V. Căderea de tensiune pe această rezistenjă este citită cu ajutorul unui convertizor analog-digital (A/D) și este o măsură a temperaturii măsurate. În microprocesorul unitălii electronice de comandă a motorului este memorată o linie caracteristică, care pentru fiecare valoare a tensiunii măsurate oferă valoare temperaturii corespunzătoare .
Senzorul de turatie a arborelui cotit
Pozilia pistonului cilindrului motor este de o importantă primordială pentru oblinerea unui punct de îneput al injecliei optim. Turalia motorului oferă informalia asupra numărului de rotalii al arborelui cotit efectuate în unitatea de timp, în cazul cel des întâlnit aceasta fiind minutul. Roata de semnal incrementală oferă acest semnal. Principiul de funclionare este cel prezentat în cadrul sistemului DWS
Senzorul unghiului de rotatie
Pe axul cu came al motorului este montată o roată de semnal cu (n + 1) dinti, unde n reprezintă numărul de cilindri ai motorului. Dintii și golurile vor fi tastate de către un senzor de unghi de rotalie (similar VR). Rolul acestuia este de a oferi informalia despre pozitia pistonului și a ordinii de functîonare a motorului (semnal de sincronizare).
Debitmetrul de aer – varianta "eu film cald"
Debitmetrul de aer "cu film cald" (HFM) functionează ca un senzor de sarcină "termic". Acesta este montat între filtrul de aer al motorului și agregatul de supraalimentare (turbosuflantă – în majoritatea cazurilor) și oferă ca și informalie debitul de aer aspirat de către motor [kg/h]. Principiul de funclionare a fost prezentat în capitolul sistemului VR.
Senzorul pozitiei pedalei de acceleratie
În contradictie cu pompele de injectie convenlionale (VE, PE), la sistemele de injectie gestionate electronic, dorinla de accelerare a conducătorului auto nu mai este transmisă la pompa de injectie prin intermediul unei timonerii mecanice sau a unui cablu flexibil, ci, prin intermediul unui senzor de pozitie a pedalei de acceleratie adusă la cunoștinta unitătii electronice de comandă a motorului (cunoscută și ca "pedală de acceleratie electronică"). În funclie de pozitia pedalei de acceleratie, pe potenliometrul acesteia ia naștere o tensiune electrică măsurată. După o linie caracteristică, programabilă, poate fi determinată pozitia pedalei de acceleratie pe baza acestei tensiuni măsurate.
Senzorul presiunii de supraalimentare
Senzorul presiunii de supraalimentare este cuplat pneumatic cu conducta de admisie și măsoară presiunea absolută din conducta de admisie a motorului în limitele 0,5 … 3 bar.
Senzorul este împărtit într-o celulă de măsurare a presiunii cu două elemente senzoriale și un spatiu pentru circuitul de prelucrare a datelor. Elementele active și circuitul de prelucrare a datelor se află montate împreună pe un substrat ceramic. Un element senzorial este compus dintro membrană sub formă de clopot, care mărginește un volum de referintă cu o anumită presiune interioară. În functie de mărimea presiunii de supraalimentare, membrana va fi mai mult sau mai pulin curbată. Pe această membrană sunt amplasate reistenle "piezorezistive", a căror conductibilitate se modifică sub influenla încărcării mecanice. Elementele piezorezistive sunt legate într-o punte, astfel încât, la modificarea curburii membranei echilibrul electric al puntii se modifică. Tensiunea puniii este astfel o măsură a presiunii de supraalimentare.
Circuitul electronic de al senzorului are rolul de a amplifica tensiunea punlii, să compenseze influenla temperaturii și să lînearizeze curba caracteristică de presiune. Mărimea de ieșire a circuitului de valorificare este transmisă unitătii electronice de comandă a motorului. Cu ajutorul unei linii caracteristice programabile existente în unitatea electronică de comandă a motorului se calculeaA presiunea de supraalimentare pe baza tensiunii măsurate.
4 Sisteme de injectie de tip pompa injector
In cazul unitatilor de injectie tip pompa injector(pe scurt pompe injector) pompa si pulverizatorul fac un corp comun. Pentru fiecare cilindru al motorului ese dispusa in chiulasa o pompa injector, care este anrtenata, fie direct, fie in mod indirect prin intermediul unui culbutor.de cate axul cu caame al motorului
Fig.4.1 Pompa injector
Datorită eliminării conductei de injeciie din componenia sistemului de injeclie este posibilă realizarea unor presiuni mult ridicate (cca. 2000 bar) în comparaiie cu sistemele de injectie cu pompe de injectie în line și/sau cele cu pompe de injectie cu distribuitor rotativ. Datorită acestei presiuni de injectie ridicate și a reglării electronice a câmpului de îneput al injectiei și a duratei injectiei (implicit și a cantitălii injectate), este posibilă o reducere substantială a emisiilor poluante a motorului Diesel.
Concepte diverse de reglare permit îndeplinirea diferitelor funelii suplimentare de către acest sistem.
Sistemul de injectie pompă-conductă-injector UP
Sistemul de injeclie pompă-conductă-injector UP lucrează pe același principiu ca și sistemul UI. Acesta este un sistem de injeclie modular, de înaltă presiune. Diferenla fală de sistemul pompă injector este includerea în sistem a conductei de injeclie de lungime redusă. Sistemul de injecjie pompă-conductă injector se compune din câte o imitate de injectie (formată dintr-o pompă unitară, o conductă de injectie și un injector) pentru fiecare cilindru al motorului, care este antrenată de către arborele cu came al motorului. 0 conductă de injecjie, de lungime mica și adaptată sistemului face legătura dintre pompa de injectie și injector.
4.1Functionare si constructie
Datorita pozitiei de amplasare, in chiulasa motorului antrenarea pompei injector se poate realize prin doua metode, in functie de pozitia de asezare a arborelui cu came:
-cand arboreal se gaseste amplasat in blocul cilindrilor se foloseste solutia cu tachet si tija inpingatoare ,solutie care prezinta dezavantajele unui lant cinematic lung.
-cand arborele de distributie se afla plasat in chiulasa motorului actionarea se face direct prin intermediul unui culbutor
Fig4.2.Amplasarea pompei injectorsi actionarea acesteia
Principiul de functionare care sta la baza pompei injector este unul relative simplu .Pe portiunea de inactivitae a cmei 1, sub actiunea arcului de rapel 3,pistonul 2 al pompei injector se deplaseaza spre un pinct mort superior creind o depresine sub el.Bobiba supapei electromagnetice 9 va fi alimentata cu un current electric la comanda unitatii Diesei de control(EDC) iar campul electromagnetic creat va deplasa acul supapei10, permitand motorinei sa intre prin conducta de admisie7 in volumul supapei 6 si mai departe in volumul pistonului 4. Cand cama intra pe portiuea activa incepe cursa de comprimare a motorinei . In timpul acestei curse motorina este trimisa prin canale pana in volumul de sub acul injectorului .O a treia faza este cea de inalta presiune si de injectie propriuzisa, cand cadeja presiunea combustibilului creste peste 2200 bari si acul pulverizatorului 11 se ridica initiind astfel injectia care dureaza pana in mmomentul in carepresunea scade si cursa de comprimare a pistonasului este terminata
Fig 4.3.Fazele de lucru ale pompei injector
De remarcat este faptul ca metoda anuleaza complet traectul de inlta presiune eliminande-se astfel efectul lor perturbator. Firma Cummins a realizat o instalatie de alimentare cu pompa injector cu un sistem original de dozare si ainlocuit conductele cu canale realizate direct in blocul si chiulasa motorului
Fig 4.4 Metoda Cummins
Concluzii
– Calculul pieselor mecanismului bielă-manivelă se bazează pe relaiiile din rezistenta materialelor și organelor de mașini. Majoritatea pieselor motoarelor de automobile și tractoare lucrează în conditii variabile de sarcină și turatie, de aceea calculele se execută la rezistenta statică,prin actionarea fortei maxime și rezistentei la oboseală și uzură datorită sarcinilor variabile.
– Coeficientul de sigurantă (n) se calculează pentru fiecare piesă tinând cont de: coeficientul concentrării de tensiuni (β); tensiunile locale, provocate de modificările formei (orifcii, filet etc.) piesei; coeficientul (ε), care tine cont de dimensiunile piesei; coeficientul stării suprafetei (γ); caracteristica materialului (ψ).
– La functionarea motorului, peretii cilindrului sunt supuși solicitărilor mecanice datorită fortei de presiune a gazelor, fortei normale, provocate de piston și solicitărilor termice datorită căderii de temperatură.
– În timpul functionarii motorului pistonul este supus solicitarilor mecanice și termice. Calculul pistonului constă in verificarea la rezistentă a părtilor componente și determinarea jocurilor termice de montaj.
– Calculul segmentilor urmareste sa stabilească forma segrnentului în stare liberă și mărimea rostului, astfel incât, prin strângere pe cilindru, segmentul să dezvolte o repartitie de presiune determinat.
– Biela este solicitată de forta de presiune a gazelor la comprimare și flambaj; forta de inertie a grupului piston solicită biela la întindere și comprimare.
– Sarcinile aplicate sunt variabile după mărime si sens, de aceea conditia fundamentala a bielei: sa posede o rezistenta mecanica superioara.
– Datorita maximei sigurante, care trebuie asigurată bielei, calculele se fac pentru fiecare din partile componente.
– Fusurile paliere sunt supuse la torsiune și încovoiere. Deoarece ele au latimi mici, momentele încovoietoare sunt reduse, motiv pentru care calculul se face numai la torsiune.
– Motorul cu ardere interna cuprinde în ansamblul sau o instalatie de ungere, care asigura ungerea suprafelelor pieselor aflate în mișcare relativa pentru a diminua frecarea, respectiv uzura; racirea suprafelelor și pieselor solicitate termic; protectia împotriva coroziunii. curatarea suprafelelor în miscare relativa de eventualele patricule metalice sau alte depuneri.
– La functionarea motorului, uleiul din instalatia de ungere este supus solicitarilor termice (T=100…300°C) și mecanice (p=50…200 MPa), contaminat permanent cu gaze și combustibil, oxidat intensiv de concentratia mare de oxigen, isi pierde capacitatea de onctuozitate și partial continutul de aditivi.
– La M.A.C. problema racirii cere o analiza riguroasa a catorva aspecte deosebite. Admitând o temperatură mai ridicata a chiulasei, se marește temperatura aerului, se usureaza autoaprinderea și se micsoreaza pierderile prin racire, sporind economicitatea motorului. Totodata se reduce rigiditatea functionarii, micsorandu-se gradientul de creștere a presiunii în timpul arderii. Creșterea temperaturii chiulasei în anumite limite nu influentează hotarator scaderea coeficientului de umplere, avantajele amintite mai sus fiind preponderente.
BIBLIOGRAFIA
Ghe. Bobescu, Editura Tehnica, 1998,Motoare pentru automobile si tractoare, Volumul 1,
Radu Ghe. Alexandru, 1988 Calculul si constructia instalatiilor auxiliare ale autovehiculelor
Abaitencei Dan, 1981 Motoare pentru autovehicule,
Ghe. Bobescu, Editura Tehnica, 1996 Motoare pentru automobile si tractoare, Volumul II,
Ghe. Bobescu, Editura Tehnica, 2000 Motoare pentru automobile si tractoare, Volumul III,
Dan Abaitencei, Editura Didactica si pedagogica Bucuresti, 1975 Motoare pentru automobile
Colectia revistelor : Automotive Engineering
Motor Technisce Zeitschrift
Internet
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Motor cu Aprindere Prin Comprimare (ID: 161522)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.