Motoarele Otto Si Diesel

INTRODUCERE

Se numește motor cu ardere internă, dispozitivul care produce energie mecanică direct din energie chimică prin arderea unui combustibil intr-o cameră de combustie care este parte integrantă a motorului (spre deosebire de motoarele cu ardere externă unde arderea are loc în afara motorului).

Există patru tipuri de baza de motoare cu ardere internă dupa cum urmează: motorul Otto, motorul Diesel, motorul cu turbina pe gaz si motorul rotativ.

Motorul Otto este denumit astfel dupa numele inventatorului său Nikolaus August Otto, iar motorul Diesel in aceeasi manieră dupa numele inginerului german de origine franceză Rudolf Diesel. Motorul Diesel este folosit pentru generatoare de energie electrica, de asemenea el este utilizat si la camioane, autobuze precum si la unele automobile. Motorul Otto este cel mai folosit pentru majoritatea automobilelor.

Parțile esențiale ale unui motor Otto si Diesel coincid, camera de ardere este formată dintr-un cilindru închis la un capăt si un piston care alunecă de sus in jos. Printr-un sistem bielă-manivelă pistonul este legat de arborele cotit care transmite lucrul mecanic spre exterior (de obicei cu ajutorul unei cutii de viteze). Rolul arborelui cotit este acela de a transforma mișcarea de “du-te vino” a pistonului in miscare de rotație.

Un motor poate avea de la unu pana la 28 de cilindri (pistoane) care pot fi așezate în linie sau in V. Sistemul de alimentare cu combustibil constă dintr-un rezervor o pompă și un sistem pentru vaporizarea combustibilului care, la motorul Otto poate fi carburator sau la mașinile de construcție recentă sisteme de injecție. Aceste sisteme de injecție sunt gestionate electronic iar eficiența lor a facut ca ele sa fie folosite pe majoritatea automobilelor.

Aerul din amestecul carburant precum si gazele evacuate sunt gestionate de supape acționate mecanic de arborele cu came. La toate motoarele este necesar un sistem de aprindere a combustibilului care la motorul Otto este o bujia, la Diesel aprinderea se face prin compresie. Conform principiului al doilea al termodinamicii un motor trebuie sa cedeze căldura, în general acest lucru este realizat în două moduri, prin evacuarea gazelor rezultate din arderea carburantului și prin folosirea unui radiator. În timpul deplasarii unui vehicul echipat cu un motor cu ardere internă simplă, deplasarea generează un flux de aer rece suficient pentru a asigura menținerea temperaturii motorului in limite acceptabile dar pentru ca motorul să poata funcționa și când vehiculul stă pe loc, radiatorul este echipat cu unul sau mai multe ventilatoare. De asemenea se mai folosesc și sisteme de racire cu apă mai ales pentru bărci.

Spre deosebire de turbine s-au motoarele cu aburi, motoarele cu ardere internă nu genereaza cuplu atunci cand sunt pornite, deci pentru a le porni este necesar un alt dispozitiv. La primele automobile pornirea motorului se făcea utilizând mijloace mecanice umane, sau mai pe româneste bietul șofer avea de invârtit la o coarbă de obicei destul de mult. Astazi pornirea se face cu ajutorul demarorului. Sistemul manual de pornire se mai folosește acum doar la motoarele cu capacitate cilindrică mică, de exemplu la drujbe sau mașini de tuns iarba.

Motorul Diesel diferă de cel Otto doar prin faptul că arderea are loc la presiune constantă. Majoritatea motoarelor Diesel sunt de asemenea în 4 timpi dar funcționeaza diferit. În primul timp este aspirat aer (fără motorină), în timpul 2 aerul este incălzit prin comprimare până la circa 440 grade Celsius. La sfârșitul acestui timp este injectată motorina care se auto aprinde datorită temperaturii mari a aerului. Timpul 4 este ca si la motorul Otto unul de evacuare.

CALCULUL TERMIC AL MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

Calculul acesta se bazează pe ciclul teoretic generalizat al motoarelor cu ardere interna (MAI).

Calculul termic are scopul de a determina:

– Parametrii de stare în punctele principale ale ciclului motor;

– Presiunea medie indicată și efectivă;

– Dimensiunile fundamentale (Alezaj-D, Cursa-S);

– Cilindreea unitară, Volumul minim/maxim, al camerei de ardere;

– Indicii de perfecțiune ai motorului.

Procesul de schimbare a gazelor

Calculul termic are scopul de a determina parametrii de stare ai fluidului în punctele caracteristice ale ciclului motor (presiune, temperatură, volum), determinarea lucrului mecanic pe ciclul motor, stabilirea dimensiunilor fundamentale a motorului (diametrul interior al cilindrului și cursa pistonului), calculul indicilor de perfecțiune ai motorului, calculul bilanțului termic al motorului și determinarea caracteristicii exterioare a motorului.

Principalele procese care se desfășoară în cilindrul motor :

admisia fluidului proaspăt în cilindrul motorului;

comprimarea fluidului prin micșorarea volumului camerei de ardere datorită deplasării pistonului dinspre PME(punctul mort exterior) spre PMI(punctul mort interior);

arderea amestecului (aer-combustibil);

destinderea, volumul camerei de ardere se mareste datorită deplasării pistonului din PMI spre PME sub acțiunea forței de presiune dezvoltată prin ardere;

evacuarea gazelor de ardere.

Calculul termic se face pe baza ciclului real al motoarelor cu ardere internă. Ciclul real, spre deosebire de ciclul teoretic generalizat este unul deschis, deoarece camera de ardere este pusă în legătura cu mediul exterior prin sistemele de conducte de admisie și evacuare.

Admisia și evacuarea fluidului din cilindru se face prin orificii controlate de supapele de admisie și evacuare.

La MAS (motoare cu aprindere prin scânteie), se consideră că fluidul proaspăt admis în cilindru este un amestec de aer-combustibil.

La MAC (motoare cu aprindere prin comprimare), fluidul proaspăt este aerul. În acest caz injecția de combustibil începe la sfârșitul cursei de comprimare, considerându-se că pe parcursul procesului de comprimare, în cilindru evoluează numai aer.

În cazul ambelor motoare MAS și MAC, fluidul de lucru suferă transformări fizico-chimice complexe modificandu-și compoziția chimică pe parcursul ciclului motor.

Calculul termic se face considerând că motorul funcționează în regim stabilizat, la sarcină maximă și turație de putere maximă.

Procesul de schimbare a gazelor cuprinde:

– evacuarea gazelor arse din cilindrul motorului;

– umplerea cilindrului cu fluid proaspăt.

Acest proces începe din momentul deschiderii supapei de evacuare pâna în momentul închiderii supapei de admisie. Calitatea procesului de schimbare a gazelor influențează în mod decisiv puterea motorului, momentul maxim al motorului, consumul de combustibil, compoziția gazelor rezultate în urma arderii și regimul de funcționare a motorului.

Scopul procesului de schimbare a gazelor este evacuarea cât mai completă a gazelor de ardere din cilindru și umplerea acestuia cu o cantitate de fluid. La MAC, o metodă de reducere a cantității de de oxizi de azot (NOx) rezultată în urma arderii, consta în reintroducerea unei fracțiuni din gazele arse înapoi în cilindru (o parte din gaze sunt captate în galeria de evacuare, sunt racite și se introduc în galeria de admisie, unde se amestecă cu fluidul proaspăt și ajung în cilindru.

Cu cât cantitatea de fluid proaspăt admis în cilindru este mai mare, puterea motorului va fi mai mare.

Spre deosebire de motorul cu aspirație normală, la motorul supraalimentat presiunea de admisie este în general mai mare decât presiunea de evacuare, ambele fiind mai mari decât presiunea atmosferică.

2.1.1 Supraalimentarea MAI(motoarelor cu ardere internă)

O cale de a mări consumul orar de aer este admisia forțată. Pe traseul de admisie se montează un compresor în care aerul atmosferic este comprimat până la presiunea de supraalimentare ps. Deoarece se marește presiunea în timpul procesului de admisie, masa de fluid crește, deci va crește și puterea motorului.

În fig. 2.1 este prezentat schematic un motor supraalimentat, varianta cu turbină și suflantă.

Figura 2.1 Schema sistemului de supraalimentare

În afară de utilizarea energiei gazelor de ardere pentru producerea lucrului mecanic este necesar ca, compresorul să poată fi antrenat direct de la arborele cotit al motorului, caz în care supraalimentarea este mecanică.

Supraalimentarea mecanica se utilizează în special la MAS deoarece în cazul pornirii la temperaturi scăzute gazele de ardere, care nu trec prin turbină, încalzesc mai repede convertizorul catalitic până la atingerea temperaturii de regim. Compresoarele utilizate în acest caz sunt suflantele elicoidale, spirale și centrifugale(mai rar). Presiunea aerului furnizat de suflantă nu depășește 0,15-0,16 MPa, în cazul supraalimentării mecanice.

Prin turbosupraalimentare între motor și turbină nu există nici o legătură mecanică ci doar una termodinamică. Prin destinderea gazelor în turbină se ajunge la ciclul de destindere prelungită, dar lucrul mecanic produs nu este furnizat catre arborele cotit al motorului, ci folosit pentru antrenarea suflantei.

Compresoarele cu piston se utilizează atunci când presiunea de supraalimentare are valori de peste 0,16 Mpa.

La motoarele supraalimentate la sfârșitul procesului de comprimare, presiunea are valori relativ mari, sporind pericolul apariției fenomenului de detonație și autoaprindere a combustibilului. Pentru a preveni acest lucru, raportul de comprimare are valori mai mici decât la motorul cu admisie normală. Este necesară mărirea avansului la declanșarea scânteii electrice sau la începutul injecției de combustibil (la MAC).

2.1.2 Calculul procesului de schimbare a gazelor

Pentru motorul supraalimentat, se prezintă diagrama de pompaj in fig.2.2

Calculul procesului de schimbare a gazelor la motoarele supraalimentate se fac următoarele ipoteze:

procesul de evacuare a gazelor rezultate se desfășoară în două etape:

– d-d” – procesul de evacuare liberă;

– d”-e – procesul de evacuare forțată, desfășurat la presiunea constantă pe;

presiunea gazelor arse la intrarea în turbină are valoarea pt, fiind mai mică decât presiunea de evacuare pe din cauza pierderilor la trecerea prin orificiul controlat de supapa de evacuare;

e-a’ – procesul de baleiaj;

Figura 2.2 Variația presiunii din cilindru pe durata procesului de schimbare a gazelor

Calculul procesului de schimbare a gazelor la motoarele supraalimentate, se face analog celui pentru motorul cu admisie normală, dar parametrii inițiali ai aerului sunt presiunea ps și temperatura Ts. Dacă motorul este prevăzut cu răcitor după compresor, Ts este temperatura aerului la ieșirea din răcitor.

Gradul de umplere al cilindrului, reprezintă raportul dintre cantitatea de fluid proaspăt reținută în cilindru la sfârșitul procesului de admisie și cea care ocupă volumul maxim al camerei de ardere în condiții atmosferice de presiune și temperatură.

(2.1)

Unde: – sfp =densitatea fluidului proaspăt în condiții atmosferice[kg/m3];

Rfp = constanta fluidului proaspăt

În cazul MAC, fluidul proaspăt este aerul

Rfp = Raer = 287 Joule/kg [2,pag.109]

– m/s

a1 = viteza de deplasare a sunetului prin fluidul proaspăt, în condițiile mediului ambiant;

Se recomandă: ka = 1,4 ; ka = exponentul adiabatic al aerului: [2,pag 122]

– Coeficientul gazelor reziduale arse se alege:

Se recomandă: ɣr = (0 – 0,1) [2,pag 122]

Se adoptă ɣr = 0,04

– p0 și T0 – presiunea și temperatura mediului ambiant

p0 = 0,1013 MPa [2,pag.108]

T0 = 290 K [2,pag.108]

– Gradul de încălzire a fluidului proaspăt :

Se recomandă: = (1,015-1,035) [2,pag 123]

Se adoptă = 1,020

– Raportul de comprimare Ԑ :

Se recomandă: Ԑ = (12-18) pentru MAC [2,pag 123]

Se adoptă Ԑ = 14

-Gradul de postumplere φpu:

Se recomandă: φpu = 0,08-0,25 [2,pag 123]

Se alege φpu = 0,12

-Presiunea și temperatura de evacuare pg și Tg:

pg = (1,05 – 1,25)·p0 [MPa]

pg =1,15·0,1013 = 0,116 MPa

Se recomandă:Tg = 800-1200 oK [2,pag 123]

Se adoptă: Tg = 1000 oK

-Temperatura la ieșirea din racitor Tad :

Se recomandă: Tad = 320-340 oK; Se adoptă Tad = 320 oK [2,pag 123]

-Coeficientul global al pierderilor în sistemul de admisie ξa:

Se recomandă: ξa = 2-5 ; Se adoptă ξa = 4 [2,pag 123]

-Raportul dintre alezaj și diametrul orificiului liber controlat de supapa de admisie ∆/da:

Se recomandă: ∆/da = 2,22-2,86; Se adoptă ∆/da = 2,5 [2,pag 123]

-Durata de deschidere a supapei de admisie pαa:

Se recomandă: αa = 212-235 oRAC; Se adoptă αa = 235 oRAC [2,pag 123]

-Viteza medie a pistonului :

Se recomandă: = 14-16 [m/s]; Se adoptă = 15 m/s [2,pag 123]

-Coeficientul mediu de debit al orificiului controlat de supapa de admisie :

Se recomandă: = 0,4-0,65; Se adoptă = 0,65 [2,pag 124]

-Secțiunea litrică a supapei de admisie SLsa:

SLsa = (5-15)·10-4 = 14·104 m2/l

-Gradul de umplere v:

Se recomandă valorile pentru gradul de umplere v = 0,7-0,9; [2,pag 124]

-Turația de putere n:

n = 4500 rot/min

Înlocuind aceste valori în relația (2.1), rezultă:

Ecuația a fost rezolvată prin încercări, valorile rezultate pentru determinarea gradului de umplere fiind prezentate în tabelul 2.1.

Tabel 2.1

Din tabelul rezultă că v = 0,89

– Presiunea la sfârșitul cursei de admisie pa

[MPa] (2.2)

pa = (0,8-0,97)·ps [MPa] [2,pag 124]

– Temperatura de la sfârșitul cursei de admisie Ta:

[K] (2.3)

Se recomandă: Ta = 310-400 oK [2,pag 124]

Tabel 2.2

2.2 Procesul de comprimare

Rolul său este acela de a mări eficiența motorului și de a crea condițiile unei arderi cât mai complete. Funcționarea în regim motor se face prin parcurgerea ciclului motor în sens orar.

Începe din momentul închiderii supapei de admisie și durează până în momentul în care începe procesul de ardere (momentul în care curba de variație a presiunii pentru ciclul cu ardere, se desprinde de cea a ciclului fără ardere); punctul d din fig.2.3.

La începutul procesului de comprimare fluidul are o temperatura mai mică decât pereții camerei de ardere, preluând căldura de la aceștia. Spre sfârșitul procesului de comprimare temperatura fluidului de lucru este superioară celei a pereților camerei de ardere. În consecință, exponentul politropic al procesului de comprimare este variabil. Pentru simplificarea calculelor, se consideră că acesta este constant.

Figura 2.3 Variația presiunii din cilindru pe durata procesului de comprimare

Parametrii de stare la sfârșitul procesului de comprimare, presiunea pc’ și temperatura Tc’, (deoarece pistonul se află în p.m.i. la sfârșitul procesului de comprimare volumul camerei de ardere în acest moment este volumul mort Vc), pentru ciclul motor fără ardere:

-Presiunea la sfârșitul procesului de comprimare pc’:

[MPa]

-Temperatura la sfârșitul procesului de comprimare Tc’:

[oK]

Unde: nc = exponentul politropic mediu al procesului de comprimare;

Se recomandă: nc = 1,31-1,41; Se adoptă nc = 1,38 [2,pag 132]

Se recomandă ca: – pc’ = 4-7,5 MPa; Tc’ = 700-950 oK – pentru MAC supraalimentat [2,pag.133]

Tabel 2.2

Procesul de ardere

Este procesul de oxidare a combustibilului pe baza unei reacții puternic exoterme.

Caracteristica arderii, este apariția flăcării care se propagă ulterior în volumul camerei de ardere. Datorită arderii rapide, în cilindru se degajă o cantitate importantă de căldură, crescând brusc presiunea fluidului de lucru.

Se consideră ca procesul de ardere începe în momentul în care a ars aproximativ 3% din cantitatea de combstibil introdusă în motor.

Arderea se desfășoara în două etape:

– aprinderea combustibilului (formarea flăcării);

– propagarea frontului de flacăra în masa de amestec aer-combustibil;

Amestecul aer-combustibil trebuie să fie cât mai omogen, astfel ca arderea să fie completă și eficientă.

Aprinderea amestecului aer-combustibil se realizează prin autoaprindere la MAC.

Se consideră că procesul de ardere se desfășoară în 3 faze (vezi fig. 2.4):

– Arderea izocoră,între d-z;

– Arderea izobară,între z-z‘;

– Arderea izotermă,între z‘-t; 3

Se consideră că pe durata fazei de ardere izocore presiunea variază linear cu o viteză constantă de creștere a presiunii.

-Valoarea unghiului de început a arderii αd:

Se recomandă: αd = 345-360 oRAC [2,pag.170]; Se adoptă: αd = 355 oRAC

-Valoarea unghiului de sfârșit a arderii αz:

Se recomandă: αz = 365-370 o RAC[2,pag. 170]; Se adoptă: αz = 366 oRAC

Figura 2.4 Variația presiunii din cilindru pe parcursul procesului de ardere

-Raportul de creștere a presiunii Π = Rz/pd;

Se recomandă: Π = 1,8-2,8[2,pag. 170]; Se adoptă: Π = 1,85

-χ = parametru care are valoarea χ = 0,896·10-4 [2,pag.145]

-Presiunea la începutul procesului de ardere pd:

[MPa] (2.4)

-Temperatura la începutul procesului de ardere Td:

[K] (2.5)

-Presiunea la sfârșitul cursei de comprimare pz:

pz = Π·pd [MPa] (2.6)

Se recomandă: pz = 6-15 (chiar până la 18) MPa [2,pag.52];

-Viteza medie de creștere a presiunii :

[MPa/oRAC] (2.7)

Se recomandă: = 0,2-0,6 MPa/oRAC [2,pag.52];

-Se calculează presiunea pc:

pc = pd + ·(360-355) [MPa] (2.8)

Rezultatele sunt prezentate în tabelul 2.3.

Tabel 2.3

Se definesc raporturile volumice:

d = Vd/Vc = 1+χ ·(Ԑ-1)·(αd-360o)2 =1+0,896·10-4·(14-1)·(355-360)2 (2.9)

z = Vz/Vc = 1+χ ·(Ԑ-1)·(αz-360o)2 =1+0,896·10-4·(14-1)·(366-360)2 (2.10)

Exponentul politropic al transformării d-c, respectiv c-z se determină cu relațiile:

nd-c = ; (2.11)

nc-z ; (2.12)

-Temperatura la sfârșitul cursei de comprimare pentru cilcul motor cu ardere:

Tc = Td · dndc-1 [oK] (2.13)

-Temperatura fluidului de lucru în punctul c este :

Tz = Tc · [oK] (2.14)

Rezultatele acestor calcule sunt prezentate în tabelul 2.4.

Tabel 2.4

Compoziția fluidului de lucru

-Numărul de kilomoli de fluid proaspăt pătruns în cilindri, pentru 1 kg de combustibil fp:

fp = ·Lmin = 1,2 · 0,4969 = 0,5962 kmol

Lmin = cantitatea necesara de aer pentru arderea completă a unui kg de combustibil;

Lmin = 0,4969 Kmol/kg [2, tab 4.1, pag.134]

Se recomandă: = 1,2 – 1,4; Se alege =1,2 [2, pag 135]

-Numarul de kilomoli de amestec ai:

ai = fp · (1+ɣr) = 0,5962 · (1+0,04) = 0,620048 kmol (2.15)

-Numărul de kilomoli de dioxid de carbon care rezultă în urma arderii unui kg de combustibil CO2:

CO2 = kmol (2.16)

C = masa de carbon dintr-un kilogram de combustibil; C = 0,0714 kmol [2, tab 4.1, pag.134]

-Numarul de kilomoli de apa care rezultă în urma arderii unui kg de combustibil H2O:

H2O = kmol (2.17)

h = cantitatea de hidrogen dintr-un kilogram de motorină;

h = 0,133 kmol [2, tab 4.1, pag.134]

-Numarul de kilomoli de oxigen care rezultă în urma arderii unui kg de combustibil O2:

O2 = 0,21 · (-1) · Lmin = 0,21 · (1,2-1) · 0,4969 = 0,0208 kmol (2.18)

O = cantitatea de oxigen dintr-un kilogram de motorină [2, tab 4.1, pag.134]

-Numarul de kilomoli de azot care rezultă în urma arderii unui kg de combustibil N2:

N2 = 0,79 · · Lmin = 0,79 · 1,2 · 0,4969 = 0,4710 kmol (2.19)

-Numarul de kilomoli rezultați în urma arderii unui kg de combustibil ar:

ar = CO2 · H2O · O2 · N2 = 0,6297 kmol (2.20)

-Numarul de kilomoli de fluid de lucru aflat în cilindru la sfârșitul procesului de ardere ga:

ga = fp · (c + ɣr) = 0,5962 · (1,0565+0,04) = 0,6537 kmol (2.21)

c = coeficient chimic de variație molară

c =

c = coeficient total de variație molară;

t = (2.22)

-Fracțiunea de căldură disponibilă care se degajă pe durata fazei de ardere izocore Qd-z:

[Kj/kg] (2.23)

-Căldura specifica la volum constant a fluidului proaspăt :

= 19,67 + 2,51 · 10-3 ·Td [Kj/kmol]

-Căldura specifica la volum constant a gazelor de ardere :

=

=23,606+2,14·10-3 · T [Kj/kmol] (2.24)

-Căldura specifica la presiune constantă a gazelor de ardere :

= [Kj/kmol]

-Fracțiunea din căldura disponibila degajată în faza de arderei izocore ξv :

ξv = Qd-z / Qdisp = 0,4886

Se recomandă: ξv = (0,2-0,5) [2, pag 171]

Qdisp= ξu · Qi = 0,9 · 41850 = 37665; kJ/kg (2.25)

Qi = puterea calorică inferioară a motorinei; Qi =41850 kJ/kg

ξu = coeficient de utilizare a căldurii ;

Se recomadă: ξu = (0,86 – 0,92) Se adoptă: ξu = 0,9; [2, pag 171]

-Fracțiunea din căldura disponibilă degajată in faza arderii izobare ξp :

Se recomandă: ξp = (0,6 – 0,8); Se adoptă ξp = 0,7 [2, pag 171]

Valorile obținute sunt trecute în tabelul 2.5

Tabel 2.5

Temperatura la sfârșitul procesului de ardere se determină cu relația :

[Kj/kg] (2.26)

Prin înlocuiri rezultă o ecuație de gradul II cu necunoscută Tz’

2,214 · Tz’2 + (31920-2,214 · T0) · Tz’ – III = 0

Unde : ;

Rezultă valoarea temperaturii în punctul z’:

Tz’ = [oK]; Tz’= 1800-2200 oK (2.27)

și = căldura specifică la presiune constantă, la temperatura Tz’ și Tz;

= 31,92 + 2,214 ·10-3 · Tz’ [Kj/kmol] (2.28)

= 31,92 + 2,214 · 10-3 · Tz [Kj/kmol] (2.29)

Se definesc raporturile volumice

zz’ = Tz’/Tz = Vz’/Vz = 2192/1678 = 1,31

z’= Vz’/Vc = z · zz’ = 1,041 · 1,31 = 1,36

(2.30)

t = z’ ·z’t = 2,2089

αz’= unghiul de sfârșit al fazei de ardere izobare

oRAC (2.31)

oRAC (2.32)

αz’ – αt = 9,2 [oRAC] Se recomandă αz’ – αt = (5-10) [oRAC] [2, pag 171]

-Presiunea la sfârșitul procesului de ardere pt:

[MPa] (2.33)

Procesul de destindere

Destinderea este considerată un proces politropic de exponent constant.

Deoarece o parte din cursa de destindere cuprinde arderea la presiune constantă și cea la temperatură constantă, parametrii procesului de destindere sunt presiunea, temperatura și volumul.

Se calculează presiunea și temperatura fluidului de lucru, pornind de la ecuația transformării politropice:

[MPa] (2.34)

Se recomandă pb = 0,2-0,5 [MPa] [2, pag 173]

nd = exponentul politropic al procesului de destindere

Se recomandă: nd = (1,2 – 1,3); [2, pag 174] Se adoptă: nd = 1,3

[oK] (2.35)

Se recomandă Tb = 900-1200 oK [2, pag 173]

Dacă supapa de evacuare se deschide cu avans față de PMI, presiunea la sfârșitul cursei de destindere este pb’:

[MPa] (2.36)

Rezultatele sunt trecute în tabelul 2.6.

Tabel 2.6

Presiunea medie indicată

-Reprezintă lucrul mecanic dezvoltat prin arderea combustibilului de unitatea de volum a camerei de ardere.

[MPa] (2.37)

Presiunea medie efectivă reprezintă lucrul mecanic furnizat utilizatorului de unitatea de volum al camerei de ardere.

Randamentul mecanic ia în considerare pierderile prin frecare dintre componentele mecanismului motor aflate în mișcare relativă:

-Randamentul mecanic m :

Se recomandă: m = 0,88-0,95[2,pag.190]; Se adoptă: m = 0,92

-Puterea efectivă a motorului pe:

pe = m · pi [MPa] (2.38)

-Cilindreea unitară Vs:

[dm3] (2.39)

Pe = puterea maximă efectivă a motorului Pe = 90 kW, a fost dată prin tema de proiect.

ᵹ = numărul de timpi ai motorului; ᵹ = 4

i = numărul de cilindri; i=4

Stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului.

Alezajul:

D = 76 mm

Cursa pistonului: S = f/D

S = 75,6 mm

f = ; Se recomandă f = (0,9-1,25)

Rezultatele sunt trecute în tabelul 2.7.

Tabel 2.7

S-a adoptat varianta Vs = 0,343 dm3, pentru că este cea mai apropiată de valoarea dată Vs = Vt/i = 1,4/4 = 0,350 dm3

Ca valoare adoptată se recalculează cilindreea unitară Vs :

dm3 (2.40)

-Cilindreea totala Vt :

Vt = i · Vs = 1,360 dm3 (2.41)

Volumul minim al camerei de ardere:

dm3 (2.42)

Va = Vc + Vs = 0,3693 dm3 (2.43)

Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului

-Randamentul indicat i:

(2.44)

-Randamentul efectiv e:

e = m · i = 0,92 · 0,368377 = 0,338906 (2.45)

-Consumul specific indicat ci:

g/kWh (2.46)

-Consumul specific efectiv ce:

g/kWh (2.47)

-Putera litrică a motorului PL:

kW/dm3 (2.48)

-Puterea dezvoltată de un cilindru Pi:

kW/cil (2.49)

-Puterea dezvoltată pe unitatea de suprafață PA:

kW/cm2 (2.50)

Studiul influenței presiunii de supraalimentare asupra presiunii medii indicate

Variația presiunii medii indicate la modificarea presiunii de supraalimentare este prezentată în fig. 2.6.

Figura 2.5 Influența presiunii de supraalimentare asupra presiunii medii indicate

Din fig. 2.5 se observă că la o variație a presiunii de supraalimentare pe intervalul ps = 0,14-0,23 [MPa], presiunea medie indicată înregistrează o creștere de aproximativ 61,75 % . Schimbarea de pantă se datorează faptului că începând cu valoarea ps = 0,22 MPa a fost schimbat pasul de calcul. În concluzie, presiunea medie indicată crește liniar la mărirea presiunii de supraalimentare.

Această creștere se datorează măririi valorii termenului din relația 2.37.

STUDIUL CINEMATIC ȘI DINAMIC AL MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ

3.1.Studiul cinematic al mecanismului bielă manivelă

-Viteza unghiulară a arborelui cotit este :

rad/s

-Valorile uzuale pentru sunt:

Λ=0,277 (1/3,6) ……. 0,333 (1/3) – pentru motoare de autoturisme, cu valori mai mici pentru MAC; [2, pag 10] Se adoptă Λ=1/3;

r = S/2 = 37,8 mm

Relația de calcul pentru deplasarea pistonului va fi :

[mm] (3.1)

-Viteza medie a pistonului ca fi derivata funcție de timp a acestuia:

[m/s] (3.2)

-Accelerația pistonului

[m/s] (3.3)

Valorile parametrilor cinematici ai mecanismului bielă manivelă sunt prezentați in tabelul 3.1

Tabel 3.1

Fiindcă biela execută o mișcare complexă de translație și rotație, se consideră că o parte din masa bielei este concentrată în punctul de articulație cu bolțil și execută o mișcare alternativă de translație cu grupul piston, iar restul este concentrată în punctul de articulație cu fusul maneton, și execută o mișcare de rotație cu viteza unghiulară a arborelui cotit.(fig.3.1)

Figura 3.1

3.2. Studiul dinamic al mecanismului bielă manivelă

Forțele care acționează în mecanismul bielă-manivelă sunt prezentate în figura 3.1

Figura 3.1 Forțele care acționează în mecanismul bielă-manivelă

Valorile uzuale ale maselor raportate pentru grupul piston , biela și masa neechilibrată a unui cot sunt :

Pentru autoturisme MAC cu diametrul interior al cilindrului cuprins intre D = 60……90 [mm] D = 76 [mm]

Se recomandă: = 9……15 [g/cm2]; Se adoptă = 12 g/cm2 [2,tab.1.2 pag.27]

= 17…..19 [g/cm2]; Se adoptă = 18 g/cm2 [2,tab.1.2 pag.27]

= 8……20 [g/cm2]; Se adoptă = 16 g/cm2 [2,tab.1.2 pag.27]

Masă grup piston : g/cm2 (3.4)

g/cm2 (3.5)

mB = masa totală a bielei; mB = mBp + mBm [g/cm2]

mcot = masa neechilibrată a unui cot

g/cm2 (3.6)

Masa în piciorul bielei

mBp = 0,275 · mB = 225 g/cm2 (3.7)

Masa în capul bielei

mBm = 0,725 · mB = 595 g/cm2 (3.8)

-Masa componentelor aflate în mișcare de rotație mR:

mR = mBm + mcot = 1325 g/cm2 (3.9)

Forța de inerție a maselor în mișcare de rotație este:

FR = -mR · r · 2 = -1,325 · 0,0378 · 471,232 = -11121 N (3.10)

Fa = 0,75 jp [N] (3.11)

-Forța totală:

F=Fp+Fa [N] (3.12)

-Unghiul dintre bială și axul cilindrului:

β = arcsin()∙sin(α) (3.13)

-Forța normală pe axa cilindrului:

N = F∙tan(β) [N] (3.14)

-Forța în lungul bielei:

B= [N] (3.15)

Zb= B∙cos( ) [N] (3.16)

-Forta tangențială produsă de momentul motor instantaneu al cilindrului:

T= B∙sin( )[N] (3.17)

Valorile obținute sunt prezentate în tabelul 3.2

Tabel 3.2

STABILIREA CONFIGURAȚIEI ARBORELUI COTIT

Pentru a echilibra momentului extern produs de forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație în motoarele cu număr par de cilindri în linie, o metodă este utilizarea unor arbori cu plan central de simetrie. (fig.4.1)

Defazajul între aprinderi la motorul in linie cu 4 cilindrii este :

oRAC

Datorită unghiului dintre manivelele arborelui cotit la motorul cu 4 cilindri în linie care este de 180o, manivelele sunt două câte două în fază.

Figura 4.1 Echilibrarea momentului extern produs de forțele de inerție

În cazul b momentul extern este nul.

La motorul în 4 timpi cu număr par de cilindri în linie, cu aprinderi uniform repartizate, momentul extern dat de forțele de inerție a maselor în mișcare de rotație este nul.

4.1 Steaua manivelelor și ordinea de aprindere

La motoarele cu număr par de cilindri în linie se adoptă soluția de arbore cu plan central de simetrie.

În fig.4.3a este prezentată steaua manivelelor, iar configurația arborelui cotit pentru un motor cu 4 cilindri în linie în fig.4.3b

Figura 4.2 Steaua manivelelor

Ordinea de aprindere se stabilește pe baza stelei manivelelor. Se consideră ca prima aprindere se realizează în cilindrul 1, care se află în PMI, următoarea aprindere are loc dupa 180 [oRAC].

Se rotește steaua manivelelor în jurul punctului O, în sensul de rotație a arborelui cotit cu 180o, ajungandu-se în poziție de aprindere cilindrii 2 și 3 (aprinderea este posibila în ambii cilindrii). Se mai rotește încă o dată steaua manivelelor cu 180o și se ajunge în poziția de aprindere a cilindrilor 4 și 1. Deoarece în cilindrul 1 a mai avut loc o aprindere în acest ciclu motor, aprinderea se face numai în cilindrul 4. Se mai rotește steaua manivelelor cu 180o și ajung în poziția de aprindere cilindrii 2 și 3, dacă în cilindrul 2 a avut loc o aprindere, urmează aprinderea în cilindrul 3.

Ciclul se încheie când cilindrul 1 ajunge din nou în poziția de aprindere.

În fig.4.10 este prezentată schema de aprindere:

[1,pag.52]

Figura 4.3 Ordinea de aprindere

Se alege ordinea de aprindere: 1-2-4-3

4.2 Uniformizarea mișcării arborelui cotit

Deoarece momentul motor total este variabil pe parcursul ciclului motor, și viteza unghiulară a arborelui cotit este variabilă.

Există două moduri de reducere a gradului de neuniformitate a mișcării arborelui cotit:

creșterea numarului de cilindrii;

mărirea momentului de inerție mecanic al arborelui cotit, prin montarea unui volant la capătul dinspre utilizator;

Se determină momentul mediu al motorului prin planimetrarea în diagrama de variație a momentului motor instantaneu, funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit.

Figura 4.4 Diagrama de variație a momentului motor instantaneu total

Suma ariilor hașurate A’L se determină prin planimetrare în [mm].

A’L = 2290 [J]

Valoarea excesului de lucru mecanic AL:

[J] (4.1)

kM = 5 [Nm/mm]; kM = scara aleasă a momentelor

kα = 1,5 [oRAC/mm]; kα = scara aleasă a unghiurilor

-Determinarea momentului de inerție mecanic total al arborelui cotit Jt:

[kg·m2] (4.2)

=gradul de neuniformitate a mișcării arborelui cotit

Se recomandă: = 1/80….1/40; Se adoptă: =1/50 = 0,02 [1,pag.57]

Jv = momentul mecanic de inerție al volantului este o fracțiune din cel total al arborelui cotit

Se recomandă: Jv = (0,8-0,9)· Jt = 0,8 · 0,262 = 0,209 [kg·m2] [2,pag.171] (4.3)

Volantul are forma unei coroane circulare fig.4.5

Figura 4.5 Secțiune volant

Unde: – g = 35 mm = lățimea coroanei volantului

– h = 25 mm = înălțimea radială a coroanei volantului

– Dmin = 313 mm = diametrul minim al coroanei

– Dmax = 363 mm = diametrul maxim al coroanei

– Dmv = 338 mm = diametrul mediu al coroanei

Diametrul mediu al coroanei Dmv se determină cu relația:

m (4.4)

ρ = 7,85 [kg/dm3] pentru oțel; [1,pag.60] ρ = densitatea materialului volantului

-Raportul dintre lățimea g ți grosimea radială h a coroanei este :

Se recomandă: g/h = 0,6…..2,2 Se adoptă g/h = 1,4; [1,pag.60]

Se calculează diametrul maxim și diametrul minim al coroanei Dmax și Dmin:

Dmax = Dmv + h = 0,338 + 0,025 = 0,363 m (4.5)

Dmin = Dmv – h = 0,338 – 0,025 = 0,313 m (4.6)

-Se determină masa volantului mv:

mv = π · ρ · h · g · Dmv = π · 7850 · 0,025 · 0,035 · 0,338 = 7,29 kg (4.7)

-Viteza maximă a unui punct de pe periferia coroanei vmax:

m/s (4.8)

-Viteza periferică a volantului trebuie să nu depășească o valoare maximă admisibila vva:

vva = 100 m/s – pentru oțel [1,pag.55]

Viteza este mai mică decât cea admisibilă.

STABILIREA DIMENSIUNILOR COMPONENTELOR GRUPULUI PISTON

Grupul piston este alcătuit din piston, bolț și segmenți fig.5.1

Figura 5.1 Secțiune grup-piston

5.1 Stabilirea dimensiunilor segmenților

Etanșarea fluidului de lucru se face prin intermediul segmenților de compresie, iar segmenții de ungere previn pătrunderea uleiului în exces în camera de ardere.

Forma constructivă a segmenților este cea de inel tăiat.

Figura 5.2 Segmenții

Segmenții de ungere sunt împărțiți în:

segmenți de ungere cu secțiune unitară, sau neperforați;

segmenți de ungere perforați;

Determinarea dimensiunilor de bază (fig.5.4):

Figura 5.4

Unde: – a = grosimea radială

– h = înalțimea segmentului de ungere

Presiunea medie elastică pE [1,fig 3.19 pag.69];

pE = 0,37; – pentru segmenții de ungere [1, fig. 3.19, pag. 86];

pE = 0,2; – pentru segmenții de compresie [1, fig. 3.19, pag. 86];

-Se determină grosimea radială a segmentului:

mm pentru segmentii de ungere;

mm pentru segmentii de compresie; (5.1)

-Tensiunea admisibilă σa se adoptă în funcție de diametrul interior al cilindrului [1,fig.3.22 pag.76];

σa = 260 MPa

-Se alege înălțimea segmentului h1 și h2 din intervalul:

h1 = 1……3 [mm] – pentru segmenții de compresie; h1 = 2 mm [1,pag.77]

h2 = 2,5……4 [mm] – pentru segmenții de ungere; h2 = 3 mm [1,pag.77]

k = 2 – pentru segmenți cu distribuție constantă a presiunii elastice [1,pag.77];

k = 1,72 – segmenți cu distribuție variabilă a presiunii elastice [1,pag.77]

mm (5.2)

-Se aleg jocurile segmenților în canal ja și jr din intervalul:

ja = 0,02…..0,05 [mm] – jocul axial; ja = 0,03 mm [1,pag.80]

jr = 0,4…….0,7 [mm] – jocul radial pentru segmenții de compresie; jr = 0,5 mm [1,pag.80]

jr = 0,9…….1,3 [mm] – jocul radial pentru segmenții de ungere; jr = 1 mm [1,pag.80]

5.2 Stabilirea dimensiunilor bolțului

Bolțul sau axul pistonului, este organul de legătura prin intermediul căruia se transmite forța de presiune a gazelor de la piston la bielă, asigurând mișcarea relativă dintre aceste două organe.

Bolțul se sprijină la capete pe umerii pistonului, iar în partea centrală este situată biela. Montajul bolțului este posibil în trei variante:

– bolț fix în bielă și liber în locașurile din piston – soluție numită cu bolț fix;

– bolț liber în bielă și în locașurile din piston – soluție numită cu bolț flotant;

– bolț liber în bielă și fix în locașurile din piston;

Figura 5.5 Secțiune bolț piston

Se aleg dimensiunile bolțului:

-Lungimea bolțului l (se recomandă bolț flotant);

l = (0,8…..0,87)·D = 0,83 · 76 = 63 mm [1,pag.86];

-Lungimea de sprijin a bielei lb:

lb = (0,32…..0,42)·D = 0,38 · 76 = 29 mm [1,pag.86];

-Lungimea de sprijin a bolțului în locașul pistonului lp:

mm (5.3)

-Diametrul exterior al bolțului deb:

deb = (0,32…….0,38)·D; [1,pag.86];

deb = 0,35 ·76 = 26 mm

α=dib/deb;

Se recomandă: α = (0,48……0,52); [1,pag.86]

Se adoptă α = 0,5

-Diametrul interior al bolțului dib:

mm [1,pag.86]; (5.4)

-Jocul între bielă și umerii pistonului jb: Se recomandă un joc: jb = 1……1,5 [mm] [1,pag.86];

Se adoptă : jb=1,1 mm;

Stabilirea dimensiunilor pistonului

Pistonul îndeplinește funcțiile:

capul pistonului preia forța de presiune dezvoltată prin arderea amestecului combustibil-aer și o transmite bielei;

ghidează piciorul bielei în interiorul cilindrului;

etanșează camera de ardere, prevenind scăparea fluidului de lucru spre carter și patrunderea uleiului în exces spre camera de ardere.

După ce se cunosc dimensiunile constructive ale bolțului și segmenților, respectiv numărul de segmenți, se pot adopta dimensiunile constructive ale pistonului (fig.5.6).

Figura 5.6 Secțiune prin piston

Dimensiunile constructive: [1,tab.3.4 pag.118]

-Diametrul interior al cilindrului D = 76 mm (s-a adoptat în urma calculelor)

-Lungimea totală a pistonului L = (0,8…..0,95) · D = 0,89 · 76 = 68 mm

-Înălțimea de compresie Hc = h+2·h1+h2+2·hc+h3+deb/2 = 9+4+3+10+4+13 = 43 mm (5.5)

-Înălțimea segmentului de compresie h1 = 2 mm

-Înălțimea segmentului de ungere h2 = 3 mm

-Înălțimea segmentului h3 = 4 mm

-Distanța până la segmentul de foc h = (4….15) [mm] Se adoptă h = 9 mm]

-Distanța dintre canale hc = (0,05…….0,09)·D = 0,065 · 76 = 5 mm

-Lungimea totală a pistonului L = Hc + Lm – h3 – deb/2 = 43+42-4-13 = 68 mm (5.6)

-Lungime mantalei Lm = (0,5…..0,65)·D = 0,55 · 76 = 42 mm (5.7)

-Înălțimea canalului segmentului de foc hf = (1,75…..3) Se adopta hf = 2 mm

-Grosimea capului g = (0,15……0,22)·D = 0,17 · 76 = 13 mm

STABILIREA DIMENSIUNILOR BIELEI

Biela este organul de legătură dintre piston și arborele cotit, având rolul de a transmite forța de presiune dezvoltată prin arderea combustibilului.

Biela are trei părți componente (prezentate în fig.6.1):

Piciorul bielei – care se articulează cu pistonul prin intermediul bolțului;

Corpul bielei – partea centrală a bielei, care face legătura între piciorul bielei și capul bielei.

Capul bielei – se articulează cu fusul maneton al arborelui cotit;

Figura 6.1 Biela

Stabilirea dimensiunilor piciorului bielei

Piciorul bielei are formă tubulară. Dimensiunile sale caracteristice sunt prezentate în Figura 6.2.

Figura 6.2 Dimensiunile principale ale piciorului bielei

Unde: – deb = diametrul exteror al bolțului deb = 26 mm

– hb = grosimea radială a bucșei hb = (0,075…..0,085)·deb = 0,076 · 26 = 2 mm [1,tab.4.1 pag.159]

– de = (1,3……1,6)·deb = 1,5 · 26 = 39 mm [1,tab.4.1 pag.159]

– hp = grosimea radială hp = (0,18…..0,25) · deb = 0,192 · 26 = 5 mm [1,tab.4.1 pag.159]

– dip = diametrul interior al piciorului bielei (dacă avem bolț fix dip=deb)

dip = deb + 2 · hb = 26 + 2 · 2 = 30 mm (6.1)

– dep = diametrul exterior al piciorului bielei dep = dip + 2 · hb = 30 + 2 · 2 = 40 mm

– l = lungimea bielei (distanța dintre axa bolțului și axa fusului maneton)

mm (6.2)

Stabilirea dimensiunilor corpului bielei

Figura 6.3 Dimensiunile corpului

Se determină dimensiunile:

Bp = (0,48…1) · dep = 0,6 · dep = 0,82 · 4 = 33 mm [1,pag.120]; (6.3)

Bc = (1,1…1,35) · Bp = 1,2 · 33 = 40 mm [1,pag.120]; (6.4)

H = 0,75 · Bp = 0,75 · 33 = 25 mm [1,pag.120]; (6.5)

g = 0,167 · Bp = 0,167 · 33 = 5,5 mm [1,pag.120]; (6.6)

b = Bp – 2·g = 33 – 2·5,5 = 22 mm [1,pag.120]; (6.7)

h = H – g = 25 – 5,5 = 19,5 mm [1,pag.120]; (6.8)

Stabilirea dimensiunilor capului bielei

Dimensiunile capului bielei depind de diametrul și lungimea fusului maneton și de grosimea radială a cuzinetului.

-Diametrul fusului maneton dM = (0,55…0,72)·D = 0,71·76=54 mm (6.9)

-Lungimea fusului maneton lM = (0,5….0,65)·dM = 0,537 · 54 = 29 mm (6.10)

-Grosimea radială a cuzinetului bielei hcuz = (0,9…….2,5); Se adoptă hcuz = 2,1 mm [1,tab.4.4 pag.186]

-Diametrul interior al capului bielei dci = dM + 2 · hcuz = 54 + 2 · 2,1 = 58,2 mm (6.11)

-Diametrul exterior al capului bielei dce:

dce = dci + 2 · hi + 2 · df + 2 · he = 58,2 + 2 · 1 + 2 · 10 + 2 · 3 = 85,2 mm (6.12)

hi = grosimea peretelui interior al capului bielei hi = (0….1,5)[mm] hi = 1 mm [1,pag.188]

df = diametrul exterior al șurubului df = (8…….12) [mm] df = 10 mm [1,pag.188]

he = grosimea peretelui exterior al capului bielei he = (2……4)[mm] he = 3 mm [1,pag.188]

CALCULUL ARBORELUI COTIT

Figura 7.1 Părți componente

În primul rând se stabilesc dimensiunile constructive a arborelui cotit.

Figura 7.2 Dimensiunile principale ale arborelui cotit

Unde:

– l = lungimea unui cot (distanța dintre axele a doi cilindri consecutivi)

l = lp + lM + 2 · g = 33 + 29 + 2 · 15 = 92 mm

– dp = diametrul exterior al fusului palier dp = (0,7….0,85)·D = 0,8 · 76 = 61 mm

– lp = lungimea fusului palier lp = (0,45…0,6)·dp = 0,55 · 61 = 33 mm

– dM = diametrul exterior al fusului maneton dM = 54 mm (rezultată din relația 6.3)

– lM = lungimea fusului maneton lM = 29 mm (rezultată din relația 6.4)

– dMi = diametrul interior al fusului maneton dMi = (0,6….0,75)·dM = 0,63·54 = 34 mm

– b = lățimea brațului b = (1,5…..2)·dM = 1,66 · 54 = 90 mm

– g = grosimea brațului g = (0,2…..0,35)·dM = 0,277 · 54 = 15 mm

– p = raza de racordare a fusului cu brațul p = (0,07…..1)·dM = 0,074 · 54 = 4 mm

7.1. Verificarea fusurilor la presiune de contact

Pentru calculele urmatoare este necesar să se cunoască valoarea medie și cea maximă a solicitărilor pe fusul palier Rp respectiv maneton Rm (din tabelul 7.1):

Tabel 7.1

Presiunea specifică maximă și medie pe fusul palier este:

(7.1)

(7.2)

Presiunea specifică maximă și medie pe fusul maneton este:

(7.3)

(7.4)

7.2. Verificarea fusurilor la încălzire

Verificarea la încălzire se face considerând lucrul mecanic dezvoltat prin frecare într-o secundă pe unitatea de suprafață.

Coeficientul de uzură pentru fusul palier este:

(7.5)

Coeficientul de uzură pentru fusul maneton este:

(7.6)

ξ = factorul de corecție care depinde de factorul constructiv al bielei [2,fig.5.25 pag 228]

Valorile admisibile ale coeficientului de uzură qa:

qa = 400…….450 – pentru aliaj de bronz cu plumb cu acoperire [2,pag.228]

7.3. Verificarea la oboseală a fusului palier

Figura 7.3 Numerotarea fusurilor paliere

Din tabelul 7.2 se alege valoarea maximă și valoarea minimă a lui MIII:

Tabel 7.2

-Wpp = modulul de rezistență polar a fusului palier [mm3]

mm3 (7.8)

diP = dMi [mm] – diametrul interior al fusului palier, poate fi egal cu cel al fusului maneton

Tensiunile maxime și minime într-un fus palier sunt:

MPa (7.9)

MPa (7.10)

Pentru calculul coeficientului de siguranță la oboseală se aplică teorema lui Serensen.

(7.11)

Valori admisibile ca = (3….4)

-1 = rezistența la oboseală la solicitarea de răsucire pentru un ciclu simetric

-1 = (0,55….0,58)·σ-1 = 0,57 · 400 = 228 MPa

σ-1 = rezistența la oboseală la solicitarea de răsucire pentru un ciclu simetric

σ-1 = (0,44….0,52)·σr = 0,5 · 800 = 400 [MPa]

σr = rezistența la rupere pentru materialul arborelui cotit

σr = 600……800 [MPa] – pentru oțel carbon (OLC) Se alege σr = 800 MPa [2, pag 243]

0 = rezistența la oboseală la solicitarea de torsiune pentru un ciclu pulsatoriu

0 = (1,8…..2)· -1 = 1,9 · 228 = 433,2 MPa

k = coeficientul efectiv de concentrare a tensiunilor pentru solicitarea de torsiune; k =2 [2,fig.5.32a pag 244]

ε = factorul dimensional pentru solicitarea de torsiune; ε = 0,82 [2,fig.5.32b pag 244]

[2, pag 243]

-Coeficientul de calitate a suprafeței = (1,1……1,28); Se adoptă = 1,2 [2, pag 244]

MPa (7.12)

MPa (7.13)

Valorile admisibile pentrucoeficientul de siguranță la oboseală a fusului palier:

cpa ≥3….4 pentru motoare de autoturism

Este supradimensionat din punct de vedere al încălzirii și dimensiunile nu pot fi micșorate.

Verificarea la oboseală a fusului maneton

Figura 7.4 Schița forțelor care acționează asupra cotului

kg (7.14)

ol = 7,85 [kg/dm3] – densitate oțel

kg (7.15)

FRM = -mM · r ·2 = -0,22 · 0,0378 ·471,232 = -1846 N (7.16)

FRb = -mb · r ·2 = -0,25 · 0,0378 ·471,232 = -2098 N (7.17)

mm (7.18)

FRB = -4994 N

Fc = 8300 N

Zz = ZB+FRB+FRM (7.19)

Zs = 0,5·Zz+FRb+Fcg (7.20)

Fcg = 0,5 · Fc = 4150 [N] (7.21)

Mc = 0,5 · Zs · l + (0,5 · l-a) ·(FRb + Fcg) (7.22)

MT = 0,25 · l · T (7.23)

Mn = Mc · cosφ0 + MT · sinφ0 (7.24)

Ts = 0,5 · T [N]

Mz = MIII + 0,5 · r · T (7.25)

Tabel 7.3

7.4.1 Verificarea la încovoiere

Se alege momentul încovoietor maxim și minim din tabelul 7.3:

Se calculează tensiunea maximă și minimă de încovoiere în secțiunea orificiului de ungere:

MPa (7.26)

MPa (7.27)

WM = modulul de rezistență la încovoiere pentru fusul maneton

mm3 (7.28)

Coeficientul de siguranță la încovoiere pentru fusul maneton

(7.29)

kσ = coeficientul efectiv de concentrare a tensiunilor;

Se recomandă: kσ = (1,9….2); Se adoptă: kσ = 2 [2, pag 256]

Ԑσ = factor dimensional;

Se recomandă: Ԑσ = (0,7…..0,8); Se adoptă: Ԑσ = 0,82 [2, pag 256]

(7.30)

σ0 = (1,6…..1,8)·σ-1 = 1,7 · 400 = 680

Se recomandă: = 1,1…..1,4 pentru călire prin CIF Se adoptă : = 1,4 [2, pag 257]

MPa (7.31)

MPa (7.32)

7.4.2 Verificarea la torsiune

Se alege momentul de torsiune maxim și minim pe fusul maneton din tabelul 7.3:

Tensiunea maximă și minimă de torsiune în fusul maneton este:

MPa (7.33)

MPa (7.34)

WpM = modulul de rezistență pentru fusul maneton

mm3 (7.35)

Coeficientul de siguranță la torsiune pentru fusul maneton:

(7.36)

– -1, k, , ψ – au aceeași semnificație și valori ca și în cazul solicitării la oboseală pentru fusul palier.

MPa (7.37)

MPa (7.38)

Coeficientul global de siguranță la oboseală pentru fusul maneton este :

(7.39)

Se recomandă: cMa = 3……3,5 [2, pag 259]

Verificarea la oboseală a brațului

7.5.1 Verificarea la încovoiere a brațului

Se alege maximul și minimul din tabelul 7.3:

Tensiunea maximă și minimă de încovoiere este:

(7.40)

(7.41)

Coeficientul de siguranță la încovoiere pentru braț este:

(7.42)

– σ-1, și ψσ – au fost adoptate la calculul fusului maneton

kσ – se adoptă din [2,fig.5.43a pag 21]; kσ = 2,1

MPa [1,pag.261]; (7.43)

MPa [1,pag.261]; (7.44)

7.5.2 Verificarea la torsiune a brațului

Se aleg maximul și minimul din tabelul 7.3 :

Se calculeză tensiunea maximă și cea minimă de torsiune:

MPa [1,pag.262]; (7.45)

MPa [1,pag.262]; (7.46)

K = coeficientul lui Saint Venant (Se adoptă din [2, fig.5.44 pag 22]); K = 0,28

Coeficientul de siguranță la torsiune pentru braț este:

(7.47)

– -1, ψ – au fost adoptate la calculul fusului palier

– ε se ia din [2,fig 5.41b pag.18].

– k se adoptă din figura 5.43b pag.21 k = 2,1

MPa [1,pag.262]; (7.48)

MPa [1,pag.262]; (7.49)

Coeficientul global de siguranță pentru braț :

[1,pag.262]; (7.50)

Valori admisibile pentr cba = 3…..3,5

CONCLUZII

Calculul termic s-a dezvoltat pentru un motor supraalimentat. Pe baza datelor din tema de proiect și a parametrilor inițiali adoptați pe baza datelor statistice s-au calculat parametrii de stare în punctele caracteristice ciclului motor, presiunea medie indicată și cea efectivă și cilindreea unitară pentru valori ale presiunii de supraalimentare cuprinse în intervalul ps = (0,14…… 0,18) [MPa].

S-a constatat că față de motorul pe baza căruia a fost elaborată tema de proiect ( motor Volskwagen TSI 90 kW, Vs = 1,4 l), cilindreea unitară este cu 21,2 – 59,1 % mai mare pentru intervalul acesta de presiuni de supraalimentare.

În consecință calculele au fost extinse pentru valori mai mari ai presiunii de supraalimentare. În final s-a adoptat varianta ps = 0,219 [MPa], pentru care au fost continuate calculele.

În continuare s-a făcut studiul influenței presiunii de supraalimentare asupra presiunii medii.

S-au determinat parametrii cinematici și forțele care acționează în mecanismul bielă manivelă.

S-a stabilit configurația arborelui cotit, ordinea de aprindere și s-au realizat calculele pentru uniformizarea mișcării arborelui cotit.

S-au stabilit dimensiunile principale ale componentelor grupului piston și ale bielei.

În continuare s-a dezvoltat calculul arborelui cotit. Acesta are un caracter de verificare a dimensiunilor care au fost stabilite pe baza datelor statistice.

Din punct de vedere al rezistenței la oboseală, fusul palier este supradimensionat (coeficientul de calcul la oboseală C = 10,06 Ca = (3……4) pentru MAC supraalimentat).

Dimensiunile fusului palier nu pot fi micșorate, deoarece poate apare pericolul supraîncălzirii.

Fusul maneton este corect dimensionat (cMa = 3,22, Valori admisibile ca = 3…..3,5), la fel și pentru braț ( cb = 3,1, Valori admisibile ca = 3……3,5 ).

Bibliografie:

Mitran, T., Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă, Editura Universitatea din Oradea, 2007;

Mitran, T., Dragomir. G, Calculul termic al motoarelor cu ardere internă, Editura Universitatea din Oradea, 2007;

Abăităncei, D., Bobescu, GH., Motoare pentru automobile E.D.P, 1975;

Abăităncei D, Moatoare pentru autovehicule și tractoare, Universitatea din Brașov, 1987;

Bățaga, N., și alții, Motoare cu ardere internă, București, Editura didactică și pedagogică București, 1995.

Popa, B., Vintilă, C., Termotehnică și mașini termice, Editura Didactică și Pedagogică București, 1977;

Popa, M., G., Negurescu, N., Pană, C., Motoare diesel, Editura didactică MatrixRom, București, 2003.