Procesul de Schimbare a Gazelor la Motoarele cu Aspiratie Normala

Introducere

Motorul diesel este un motor cu combustie internă, mai exact un motor cu aprindere prin compresie, în care combustibilul se autoaprinde ca urmare a condițiilor de temperatură și presiune ridicate create prin comprimarea amestecului aer-carburant și nu cu ajutorul unui dispozitiv auxiliar cum ar fi bujia ca și în cazul motoarelor pe benzină.

Numele motorului diesel a fost dat după inginerul german Rudolf Diesel, care a fost inventat de el in anul 1892 și la patentat pe data de 23 februarie 1893. Intenția lui Diesel a fost ca motorul inventat de el să utilizeze o gamă largă de combustibili inclusiv praful de cărbune. Diesel a prezentat invenția funcțională în anul 1900 la expoziția universală utilizând ca și combustibil ulei de alune.

Motoarele diesel sfârșitul secolului XIX și la începutul secolului XX foloseau aceeași formă și dispunere ca și motoarele cu aburi industriale:

Cilindri cu cursă mare

Supape exterioare

Chiulase pentru fiecare cilindru și arbore cotit fără carter, cuplat la un volant enorm

Curând vor apărea motoare mai mici cu construcția cu cilindri verticali în timp ce majoritatea motoarelor de mărime mare și medie foloseau cilindri orizontali și tocmai ca motoarele cu aburi foloseau mai mulți cilindri. Cele mai multe motoare diesel pe timpul acela erau replici ale celor care funționau pe aburi cu lungimi care atingeau câțiva metri. Aceste funcționau cu viteze foarte mici din cauza motorinei care era injectat cu ajutorul aerului comprimat dar și din cauza că trebuia să corespundă majorității utilajelor industriali construite pentru motoarele cu aburi unde vitezele erau încadrate între 100 și 300 de rotații pe minut. Motoarele erau pornite cu ajutorul aerului comprimat care se introducea în cilindri și rotea motorul deși cele mai mici motoare puteau fi pornite și manual.

În primele decenii ale secolului XX când motoarele mari diesel erau montate pe nave, acestea aveu forma motoarelor cu aburi, pistonul împingea o tijă cuplată la o bielă care rotea arborele motor. În anii 1930 s-a descoperit că montarea turbocompresoarelor era o soluție mai usoară și eficientă.

Motoarele diesel sau construit pe variantă de 2 și de 4 timpi, majoritatea motoarelor find în 4 timpi. Pentru creșterea presiunii in cilindru s-a folosit supraalimentarea mai ales la motoarele diesel care avea doua curse utile pe rotație a arborelui cotit.

În mod normal construcția este de multiplu de doi cilindri dar se pot folosii orice număr de cilindri cât timp sunt eliminate vibrațiile excesive. Cea mai mult folosită variantă este configurația de 6 cilindri în linie dar sunt folosiți si 8 cilindri in V sau metoda clasică a zilelor noastre de 4 în linie. Motoarele de capacitate sub 5000 de centimetri cubi au de obicei 4 în linie sau 6 cilindri în linie folosite la autoturisme. Există și motoare cu 5 cilindri cu un compromis între funcționarea lină fată de cel cu 6 cilindri și dimensiunile unuia redus de 4 cilindrii, dar motoarele diesel pot fi și cu 3, 2 si un cilindru pentru capacitați reduse.

În dorința de a îmbunătății raportul greutate/putere s-au adus inovații privind dispunerea cilindrilor pentru a obține mai multă putere per cilindree. Cel mai cunoscut este motorul Napier Deltic, cu trei cilindri dispuși sub formă de triunghi, fiecare cilindru având 2 pistoane cu acțiune opusă, întregul motor având 3 arbori cotiți. Compania de camioane Commer din Marea Britanie a folosit un motor asemănător pentru vehiculele sale, proiectat de Tillings-Stevens, membru al Grupului Rootes, numit TS3. Motorul TS3 avea 3 cilindri în linie, dispuși orizontal, fiecare cu 2 pistoane cu acțiune opusă concectate la arborele cotit printr-un mecanism de tip culbutor. Deși ambele soluții tehnice produceau o putere mare pentru cilindreea lor, motoarele erau complexe, scumpe de produs și întreținut, iar când tehnica supraalimentarii s-a îmbunătățit în anii 1960, aceasta a devenit o solutie viabilă pentru creșterea puterii. Înainte de anii 1949 Suzler a construit experimental motoare în doi timpi supraalimentate la 6 atmosfere la care puterea era obținută cu ajutorul unui dispozitiv numit turbină care era acționată de gazele de evacuare ale motorului.

Calculul termic

În această parte se va prezenta calculul termic al motorului cu ardere internă care se bazează pe ciclul teoretic al motoarelor cu ardere internă.

Rolul acestui calcul este de a afla parametri de stare în punctele ciclului motor, se vor

stabili presiuni efective și indicate. Se va mai afla și cilindreea unitară a motorului, iar după aceea în camerele de ardere se vor determina valoarea volumelor minime și a volumelor maxime determinarea indicilor de perfecțiune al motorului cu ardere internă

Ciclul motor va cuprinde următoarele procese termice care se vor determina cu calculele acestora, în primul rând se va începe cu procesul de schimbare a gazelor, după care se va continua cu procesul de comprimare a motorului cu ardere internă, după care se determină procesul de ardere și în ultimă fază rămane procesul de destindere.

Procesul de schimbare a gazelor la motoarele cu aspirație normală

Calculele se bazează pe următoarele ipoteze simplificatoare:

– supapa de evacuare se deschide la sfârșitul cursei de destindere în punctul mort exterior. Din acest moment are loc evacuarea forțată a gazelor arse. Se consideră că supapa de evacuare ajunge brusc la deschidere maximă, iar presiunea din cilindru scade instantaneu până la valoarea pg. Evacuarea liberă se desfășoară din cauza diferenței de presiune dintre cilindru și galeria de evacuare.

– în punctul mort interior la sfârșitul cursei de evacuare, supapa de evacuare se închide brusc, iar cea de admisie se deschide brusc până la valoarea maximă, iar pe parcursul cursei de admisie presiunea rămâne constantă la presiunea p0 inferioară presiunii atmosferice și procesul de schimbare a gazelor se încheie în punctul mort exterior la sfârșitul cursei de admisie.

Fig.2.1 variația presiunii din cilindru

În realitate supapa de evacuare se deschide cu avans față de p.m.e. Deschiderea cu avans se face deoarece în realitate supapa de evacuare nu se deschide brusc până la valoarea maximă.

Astfel rezultă două avantaje:

– În momentul în care pistonul ajunge în p.m.e secțiunea de curgere prin orificiul controlat de supapa de evacuare este apropiată de cea maximă ceea ce ușurează evacuarea liberă.

– În momentul în care începe cursa de evacuare, presiunea din cilindru este mai mică deci lucrul mecanic consumat pentru evacuarea forțată este mai mic.

Calculul procesului de schimbare a gazelor pentru motoarele cu admisie normală:

(2,1)

Unde:

– gradul de încălzire a fluidului proaspăt; se recomandă: =(1.015….1.035) [2,pag122];

Se adoptă=1.020

– exponentul adiabatic al aerului

Se adoptă ka=1.4 [2.pag.108]

– raportul de comprimare; =(12…18) se recomandă: [2, tab.3.2 pag. 112]

Se adoptă =16,5

– gradul de postumplere; =(0.08….0.25) se recomandă [2,pag.112]

Se adoptă =0.15

-presiunea și temperatura mediului ambiant;

Se adoptă =0.1013 [MPa] și =292 [K][2,pag.108

,-presiunea și temperatura gazelor arse evacuate;

Se adoptă =0,115 [MPa] și =1000 [K][2,pag.112]

a – coeficientul global al pierderilor în sistemul admisiea=(4…8) se recomandă [2,pag112]

Se adoptă a=4

-densitatea fluidului proaspăt în condițiile atmosferice;

= [kg/m3]

Rfp-constanta fluidului proaspăt

În cazul M.A.C fluidul proaspăt este aerul:

Rfp=Raer=2877 J/kg

= =0.12 [kg/m3] (2.2)

– raportul dintre alezajul și diametrul orificiului liber controlat de supapa de admisie;

=(2.22….2.86) [2,pag.112]

a – durata de deschidere a supapei de admisie

Se adoptă a=265 0RAC.[2,pag.112]

-viteza medie a pistonului;

Se adoptă =15[m/s] [2, tab. 3.3 pg. 113]

-viteza de propagare a sunetului prin fluidul proaspătîn condițile mediului ambiant si are relația:

= [m/s] (2.3)

– coeficientul mediu de debit al orificiului controlat de supapa de admisie;

Se recomandă:=(0.4…0.65) [2,pag.113]

Se adoptă =0.55

SLsa [m2/l]- secțiunea litrică a supapei de admisie; SLsa=(5…15)*10-4 [m2/l];

Tabelul 2.1

Pentru calculul presiuniiși a temperaturii la sfârșitul cursei de admisie se folosește relația:

(2.4)

Se recomandă:[1,pag114]

pa=0,8-0,9 MPa

(2.5)

Valorile recomandate: =310…400 [K] [1,pag114]

Procesul de comprimare la motorul cu aspirație normală

Ciclul Carnot evidențiază necesitatea procesului de comprimare pentru randamentul motoarelor cu ardere interna pe baza principiului arătat că randamentul termodinamic depinde doar de temperatura surselor de caldură.

Funcționarea în regim de motor se face prin parcurgerea ciclului în sens orar. Determinarea randamentului ciclului carnot se considera ca fluidul este un gaz ideal.

Prin creșterea temperaturii sursei calde rezultă o marire a randamentului termodinamic, deoarece temperatura sursei reci fiind cea a mediului ambiant. Ciclul cu ardere mixtă.

Fig.2.2 Variația presiunii din cilindru pe durata procesului de comprimare

Presiunea și temperatura la sfârșitul cursei de comprimare se va determina cu relațiile:

[MPa] (2.6)

Unde:

nc – exponentul politropic

nc=1,31-1,41se recomandă pentru m.a.c. [2,pag.132]; se adoptă: nc=1,34

pc’ = 386*16.51.34 =6.163 MPa

[K] (2.7)

Tc’ = 386*16.51.34-1 =1000 K

Combustibilii au în conținut si alte substanțe chimice cum ar fi apă, sulf dar sunt în cantități foarte mici acestea se pot neglija.

Valorile pentru Qi, c,h,o și Lmin, pentru motorină și pentru benzină, sunt date în tabel:[1,tab.4.1.,pag.134]

Tabelul 2.2

2.3.Calculul procesului de ardere pentru m.a.c. cu aspirație normală

Procesul de oxidare a unui combustibil bazată pe reactia exoterma este arderea. Caracteristic arderii în m.a.i. este apariția unei flăcări care se propagă ulterior în tot volumul camerei de ardere cu o viteză considerabilă.

La m.a.c alimentarea cu combustibil se intampla aproape la sfârșitul procesului de comprimare cand prin un injector se va injecta un jet de combustibil. Pentru că injectarea combustibilului se face atât de târziu timpul pentru realizarea amestecului aer-motorina este foarte scurt.

Fig.2.3 Variatia presiunii din cilindru pe parcursul procesului de ardere

Injectarea de combustibil se poate face în doua feluri:

Injectie directă în cilindrul motorului

Injectie intr-o cameră unde se inițializeaza arderea si apoi flacara care se va propaga spre cilindru

Ppresiunea și temperatura în punctul d (fig. 2,3):

[MPa] (2.8)

[K] (2.9)

Valoarea unghiului d se va adopta pe baza datelor statistice:

d =345-360 [oRAC][2,pag.168]

Raportul de creștere a presiunii:

[MPa] (2.10)

Pentru m.a.c. se recomandă:

=1,6-2,8

Se alege unghiul de sfârșit a fazei de ardere izocore 0 RAC și raportul de creștere a presiunii Π =2.3

de unde rezultă viteza medie de creștere a presiunii [Mpa/ 0 RAC] și mai departe se calculează presiunea și .

Se definesc următoarele raporturi volumice:

d=Vd/Vc= (2.11)

z=Vz/Vc= (2.12)

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

(2.13)

(2.14)

Rezultatele sunt prezentate în Tab, 2.3

Tabelul 2.3

Presiunea în punctului mort interior corespunzătoare:

[MPa] (2.15)

[MPa] (2.16)

pz=6-15 (chiar până la 18) MPa – pentru motor cu aprindere prin compresie supraalimentat

După alegerea lui , se va calcula pz apoi se adoptă viteza de creștere a presiunii pv și se va calcula z cu relația:

[0RA] (2.17)

z=360-370 0RA

=0,2-0,6 MPa/0RA

Temperatura pentru Tz se va determina cu relația:

[K] (2.18)

Rezultatele pentru Pd, Td, Π, Pz, αz și Tz sunt în tabelul 2.4

Tabelul 2.4

fp=[kmol] pentru M.A.C –numărul de kilomoli de fluid proaspăt pătruns în cilindru pentru 1 kg de combustibil;

–cantinatea minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kiligram de combustibil;

=0.4969 [kmol/kg] pentr motorină;

fp=0.547 kmol;

ai- numarul de kilomori de amestec inițial

ai=fp*(1+γr) [kmol] (2.19)

ai=0.568 kmol

Compoziția gazelor de ardere pentru λ≥1 este următoarea:

–numărul de kilomoli de bioxid de carbon care rezultă în umra arderii unui kilogram de combustibil.

==0.071 [kmol]

-numărul de kilomoli de apă care rezultă în urma arderii unui kilogram de combustibil;

==0.067 [kmol]

– numărul de kilomoli de oxigen care rezultă în urma arderii unui kilogram de combustibil;

==0.010 kmol

-numărul de kilomoli de azot care rezultă în urma arderii unui kilogram de combustibil;

==0.432 kmol

-numărul de kilomoli rezultați în urma arderii unui kilogram de combustibil;

=+++=0.580 kmol

-numărul de kilomoli de fluid de lucru aflat în cilindru la sfârșitul procesului de ardere incluzând și gazele arse reziduale

=fp*( γr)=0.602 [kmol]

Unde:

-coeficientul chimic de variație molară;

=/fp= 1.060

– coeficientul termic de variație molară;

= = 1.059

Fracțiunea Qd-z reprezintă fracțiunea din căldura disponibilă care se degajă pe durata fazei de ardere izocoră și se calculează cu relația:

[kJ/kg]

Unde:

– căldura specifică la volum constant pe intervalul Tz-T0 respectiv Td-T0 a gazelor de ardere respectiv a fluidului proaspăt la temperatura Td și Tz

=19.67+2.51*10-3*T [kJ/kmolK] pentru M.A.C (2.20)

Pentru a obține relația pentru se înlocuiește T cu Td astfel:

=19.67+2.51*10-3*Td [kJ/kmolK]; (2.21)

=*(19.67+2.51*10-3*T)+*(101.98+219.42*10-3*T) [kJ/kmolK]

Pentru se înlocuiește T cu Td;

[kJ/kmolK]

Pentru a obține se înlocuiește T cu Tz.

v- fracțiunea din căldura disponibilă degajată în faza arderii izocore.

v=Qd-z/Qdis

Qdis=-u*Qi [kJ/Kg] (2.22)

Qdis=-0,4*41850 = 36828 [kJ/Kg]

u- coeficientul de utilizare a căldurii; [2,pag.171]

u=(0.86…0.92) motorină

Qi= 41850 kJ/Kg – puterea calorică inferioară pentru motorină

Se recomandă:

-v=(0.2…0.5) M.A.C. [2,pag.171]

Temperatura la sfârșitul procesului de ardere z’ din figura I.3.4 se determină din următoarea relație:

(2.23)

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

,=(a+8.314)+b*10-3* Tz’ [kJ/kmol K] (2.24)

=[kJ/kmol K]

[kJ/kmol K]

-p-fracțiunea din căldura disponibilă degajată în faza arderii izobare;

p=(0.6…0.8) M.A.C Se adoptă p=0.7[2,pag.55]

Prin înlocuiri relația 2 devine o ecuație de gradul 2 cu necunoscuta Tz’

Se recomandă Tz’=(1800…2300) K pentru M.A.C

Rezultatele pentru Qdz, CvgaTz, CvaiTz, ζv, Tz’ este:

Pentru motoare cu aspirație normală:

Tabelul 2.5

Se vor defini următoarele raporturi volumice:

δz-z’=Tz’/Tz=Vz’/Vz (2.25)

δz’= Vz’/Vc= δz* δz-z’ (2.26)

δz’-t= Vz/ Vt=] (2.27)

δt= δz’* δz’-t=Vt/Vc;

αz’-unghiul de sfârșit al fazei izobare de ardere:

αz’=360+ [ oRAC] (2.28)

αt=360+ [ oRAC] (2.29)

Se recomandă:

αz’ =(5…20) [0 RAC ] pentru M.A.C

αt=(380…400) [0 RAC ] pentru M.A.C

Presiunea la sfârșitul procesului de ardere se va calcula cu:

[MPa] (2.30)

Rezultatele pentru motor cu aspirație normală:

Tabelul 2.6

2.4. Procesul de destindere la motor cu aspirație normală

Destinderea se sonsideră un proces politripic de exponent costant. Cursa de destindere cuprinde arderea la presiune constantă și temperatură constantă, parametri initiali ai procesului de destindere sunt volumul, temperatura si presiunea.

Fig.2.4 Diagrama de destindere

Se calculează presiunea și temperatura fluidului de lucru:

(2.31)

cu observația că Vb=Va, rezultă:

(2.32)

și înlocuind în relația rezultă:

[MPa]

cu relația știind că Vb=Va, devine:

[K] (2.33)

Exponentul mediu politropic se poate alege:

nd=1,2-1,3 – pentru m.a.c. [2,pag.174]

Sau se va calcula cu relația:

(2.34)

nd = 1,25

Rezultatele pentru Pt, Pb, Tb sunt în tabelul 2.7

Tabelul 2.7

2.5. Trasarea diagramei indicate, calculul presiunilor medii și indicilor de perfecțiune pentru motor cu aspirație normală

Trasarea diagramei indicate se va face ca la motoarele cu admisie normala cu unele observații:

La fluidul proaspăt parametri de intrare nu mai este presiunea si temperatura atmosferică ci presiunea si temperatura care iese din compresor sau racitor.

Lucrul mecanic de pompaj este pozitiv în cazul motoarelor supraalimentate.

Fig.2.5 Diagrama indicată

Calculul presiunii medii se va determina:

pe=le=ηm.pi [MPa] (2.35)

Presiunea medie efectivă seva determina cu relația:

(2.36)

Valori ale presiunii medii efective la motoarele supraalimentate:

pe=0,8-2,3 MPa – pentru m.a.c cu supraalimentare joasă și medie

pe=2,3-3,5 MPa – pentru m.a.c cu supraalimentare înaltă

Cilindreea unitară se va determina cu relația:

[dm3] (2.37)

Raportul se defineste:

=S/D

=84/90=0,93

=0,9-1,25 pentru pentru m.a.c. destinat echipării autoturismelor;

Dimensiunile fundamentale ale motorului, volumul mort al camerei de ardere Vc, volumul maxim al camerei de ardere Va, si cilindrea totala Vt vor fi determinate cu relatiile:

[mm] (2.38)

[mm]

Se determină cursa pistonului cu relația

S=.D [mm]

S=0,93*90=84 [mm]

Randamentul indicat se dermină cu relația:

(2.39)

Randamentul efectiv fiind determinat cu relația:

(2.40)

Relultatele pentru pi, pe, ηi și ηe sunt:

Pentru motor cu aspirație normală:

Tabelul 2.8

Unde:

– pi, pe [MPa] – presiunea medie indicată, respeciv efectivă;

– Qi [kJ/kg] – puterea calorică inferioară a combustibilului

Consumul specific indicat rezultă din relația:

[g/kWh] (2.41)

Consumul specific efectiv din relația:

[g/kWh] (2.42)

Puterea litrică a motorului:

[kW/l; kW/dm3] (2.43)

Puterea dezvoltată de un cilindru

[kW/cil] (2.44)

Puterea dezvoltată pe unitatea de suprafață:

[kW/cm2] (2.45)

Rezultatele pentru ci, ce, Pl, Pcil, PA sunt în tabelul 2.9

Tabelul 2.9

Valorile recomandate ale indicilor de perfecțiune ai ciclului motor pentru motoarele supraalimentate sunt prezentate in urmatorul tabel 2.10 [2,tab.7.2 pg. 189]:

Tabelul 2.10

2.6. Studiul influenței

Fig. 2.6 Influența momentului de inceput al procesului de ardere asupra presiunii medii indicate

Din fig. 2.6 rezultă că la o variație la momentul de început al arderii pe intervalul a αd =345 … 355 oR.A.C presiunea medie indicată (pi) înregistrează o scădere aproximativ liniară cu aproximativ 18%. Acest fapt se datorează scăderii lucrului mecanic produs in faza de destindere și a creșterii lucrului mecanic consumat pentru comprimarea fluidului de lucru din cilindru. Deoarece în urma calculelor s-a constatat cilindreea unitară în cazul motorului cu aspirație normală este cu 24 – 33.8% mai mare decât cea a motorului care a stat la baza elaborării temei de proiect Vs=0,53. Ca urmare calculul termic a fost reluat pentru un motor supraalimentat cu presiunea de supraalimentare ps=0,19 … 0,235 MPa

2.7. Procesul de schimbare a gazelor la motoarele supraalimentate

Proporțional cu consumul orar de aer si puterea motorului va crește, pentru a putea mari consumul orar de aer este nevoie de admisie forțată. Pe traseul de la admisie se va monta un compresor care aerul din atmosferă va fi comprimat pana la presiunea de supraalimentare.

În figura următoare este prezentat un motor supralimentat.

Fig.2.7 schema motor supraalimentat

La motoarele cu turbosupraalimentare intre turbină și motor nu este o legatură mecanică ci doar una termodinamică. Prin destinderea gazelor în turbină se ajunge teoretic la ciclul cu destindere prelungită dar lucrul mecanic produs nu este furnizat arborelui cotit al motorului ci este folosit pentru antrenarea suflantei. Compresoarele cu piston se vor utiliza numa când presiunea de supraalimentare trebuie sa fie mai mare decat 0,16 Mpa.

La motoarele supraalimentate există pericolul apariției detonației și autoaprinderi combustibilului, deoarece presiunile la sfârșitul procesului de comprimare are valori mari. Pentru a preveni această situație raportul de comprimare va avea valori mai mici față de motoarele cu aspirație normală si este necesară mărirea avansului la începutul injecției de combustibil.

Diagrama de pompaj pentru motorul supraalimentat se prezintă în figura:2.8

Fig.2.8 Procesul de schimbare a gazelor la motoarele supraalimentate

Fluidul proaspăt pătrunde în cilindru la o presiune mai mare decât presiunea de evacuare pe și supapele admisie și de evacuare sunt deschise simultan, gazele arse sunt împinse în exteriorul cilindrului împreună cu o parte din fluidul proaspăt admis.

Este necesară baleiajul cilindrului deoarece se raceste pereții camerei de ardere, temperatura de funcționare a motorului supraalimentat este mai mare, pentru a răci gazele arse care intră in turbină și de a evacua gazele arse din cilindrul motorului.

Gradul de umplere pentru motoarele supraalimentate se determina cu relația:

(2.46)

Tabelul 2.11

Densitatea fluidului proaspăt se va determina cu relația:

(2.47)

Viteza de propagare a sunetului prin fluidul proaspăt se va arăta cu relația:

(2.48)

Coeficientul gazelor arse reziduale se alege: [2,pag.123]

r=0 … 0,04 se adopta 0,04

La motoarele supraalimentate gradul de încălzire este mai mic deoarece pereții camerei de ardere sunt răciți de fluidul proaspăt în timpul procesului de baleiaj.

Raportul de comprimare

=12-16 pentru m.a.c. [2,pag.123]

Pentru gradul de umplere se recomandă următoarele valori:

V=0,7-0,9[2,pag.123]

Presiunea la sfârșitul admisiei se calculeaza cu relația:

(2.49)

[MPa]

Temperatura la sfârșitul admisiei se calculează:

(2.50)

Valorile recomandate pentru =310…400 [K] [1,pag114]

Prcocesul de comprimare la motor supraalimentat

Formulele de calcul pentru procesul de comprimare sunt aceleași si pentru motorul supraalimentat ca la motorul cu aspirație normală. Se va calcula cu formulele (2.6 pâna la 2.12)

Rezultatele pentru motor supraalimentat sunt cele din Tab. 2.12

Tabelul 2.12

Calculul procesului de ardere în motoarele cu ardere internă la m.a.c la motor supraalimentat. Formulele fiind aceleasi si la motor cu aspirație normală se calculează cu formulele (2.13 pană la 2.34)

Tabelul 2.13

Rezultatele pentru motor supraalimentat sunt egale cu:

Tabelul 2.14

Rezultatele pentru motor supraalimentat sunt egale cu:

Tabelul 2.15

Rezultatele pentru motor supraalimentat:

Tabelul 2.16

Procesul de destindere la motor supraalimentat

Calculele de destindere a motorului supraalimentat sunt cu aceleași formule ca și la motor cu aspirație normală și se calculează cu formulele (2.34 pană la 2.37)

Tabelul 2.17

Trasarea diagramei indicate, calculul presiunilor medii și indicilor de perfecțiune pentru motoarele supraalimentate

Formulele de calcul sunt de la (2.38 pânaă la 2.48) fiind la fel cu motorul cu aspirație normală

Tabelul 2.18

Rezultatele pentru motor supraalimentat:

Tabelul 2.19

Cilindreea unitară se va determina cu relația:

[dm3] (2.51)

Raportul se defineste:

=S/D (2.52)

=84/90=0,93

=0,9-1,25 pentru pentru m.a.c. destinat echipării autoturismelor;

Dimensiunile fundamentale ale motorului, volumul mort al camerei de ardere Vc, volumul maxim al camerei de ardere Va, si cilindrea totala Vt vor fi determinate cu relatiile:

[mm] (2.53)

[mm]

Se determină cursa pistonului cu relația

S=.D [mm]

S=0,93*90=84 [mm]

Studiul cinematic și dinamic mecanismului bielă-manivelă

3.1. Calculul cinematic și dinamic al mecanismului bielă-manivelă

Calculul cinematic și dinamic al mecanismului bielă-manivelă incepe prin determinarea vitezei unghiulare a arborelui cotit cu relatia:

[rad/s] (3.1)

Unde:

-n[rot/min]-turația motorul.

Fig.3.1 mecanismul bielă-manivelă

După determinarea vitezei unghiulare a arborelui cotit se trece la calculul pentru deplasarea pistonului care se face cu relația:

[mm] (3.2)

Unde:

-r=S/2=84/2=42 [mm] –raza de manivelă

-Λ=0,277 (1/3,6) …. 0,333 (1/3) – pentru motoare de autoturisme, cu valori mai mici pentru m.a.c.; [2,pag10]

Se adoptă Λ=1/3.4

Se va observa că deplasarea pistonului variază de la valori ale lui sp=0 pentru =00RAC pistonul fiind in punctul mort interior la începutul admisiei până la valoarea sp=S pentru =1200RA când pistonul fiind in punctul mort exterior la sfârșitul admisiei, urmată de o scădere până la valoarea zero la sfârsitul cursei de comprimare.

Viteza pistonului se determina cu formula:

[m/s] (3.3)

Unde:

– – viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit, se introduce in [rad/s]

– r – rază de manivelă, se introduce in [m];

Accelerația pistonului

(3.4)

Valorile parametrilor sunt prezentate:

Tabelul 3.1

Fig. 3,2 Forțele din mecanismul bielă-manivelă

Deoarece biela execută o mișcare complexă de translație și de rotație, se consideră că o parte din masa bielei este concentrată în punctul de articulație cu bolțul (mBp) și execută o mișcare alternativă de translație solidar cu grupul piston, iar restul (mBm) este concentrată în punctul de articulație cu fusul maneton și execută o mișcare de rotație cu viteza unghiulară ω a arborelui cotit.

Pentru calculul masei raportate a grupuli piston mgp, a bielei mB și a cotului neechilibrat mcot se adoptă valori[1, tab. 1.2, pag. 27]:

Se adoptă astfel:

=14 [g/cm2];

=18 [g/cm2];

=16 [g/cm2].

Cu aceste valori alese se trece la calculul maselor propriu-zise:

mgp=*=14*=890,19 [g/cm2] se adoptă 890 [g] (3.5)

mB=*=18*=1144,53 [g/cm2] se adoptă 1100 [g]; (3.6)

mcot=*=16*=1017,36 [g/cm2] se adoptă 1000[g]; (3.7)

mBm=0.725*mB=0.725*1100 = 797,5 [g]; -masa totală concentrate în capul bielei;

mBp=0.275*mB=0.275*1100 = 302,5 [g]; -masa totală concentrată în piciorul bielei;

mA=mgp+mBp=890+302,5=1192,5 [g]; (3.8)

mR=mBm+mcot=797,5+1000=1797,5 [g]; -masa totală aflată în miscare de rotatie;

Unde:

D – diametrul interior al cilindrului.

Forța de inerție a maselor totale în mișcare de rotație este:

FR= -(mBM+ mcot)∙r.ω2 [N] (3.9)

FR = 1,7975 · 0,040· 4182 = 12562 N

Forța de presiune, dezvoltată prin arderea amestecului carburant.

Fp= [N]

Forța de inerție a maselor totale în mișcare de translație este:

FA= -(mgp+ mBP)∙jp [N]

Deoarece atât forța de presiune cât și forța de inerție dezvoltată de masele totale în mișcare de translație acționează pe diracția axei cilindrului, ele pot fi însumate algebric:

F=Fp+FA [N] (3.10)

Oblicitatea bielei:

β=arcsin[Λ ∙sin(α)] (3.11)

Forța F este transmisă mai departe spre arborele cotit prin intermediul bielei. din acest motiv, aceasta se descompune după două direcții una perpendiculară pe axa cilindrului și una în lungul bielei.

Forța normală pe axa cilindrului:

N=F∙tan(β) [N] (3.12)

Forța în lungul bielei:

B= [N] (3.13)

Așa cum s-a precizat anterior, forța în lungul bielei B trebuie transmisă spre arborele cotit. De aceea, această forță este translatată în lungul bielei astfel încât punctul ei de aplicație se mută di punctul P axa bolțului în punctul M axa fusului maneton.

În acest punct forța B se descompune din nou după două direcții:

– una pe direcția manivelei, rezultând forța ZB care solicită lagărele de sprijin;

– o direcție perpendiculară pe manivelă, rezultând o forță T care va dezvolta momentul motor instantaneu produs de un cilindru;

ZB= B∙cos( ) [N] (3.14)

Forta tangențială produsă de momentul motor instantaneu al cilindrului:

T= B∙sin( )[N] (3.15)

Momentul motor instantaneu produs de un cilindru este:

Mic=T.r [Nm] (3.16)

Rezultatele sunt reprezentate în urmatorul tabel:

Tabelul 3.2

3.2. Echilibrarea motoarelor cu ardere internă cu piston

Pentru echilibrarea momentelor externe produse de forțele de inerție ale maselor aflate în miscare de rotație în cazul motoarelor cu număr par de cilindri dispuși în linie, se utilizează arbori cu plan central de simetrie.

Defazajul între aprinderi la motoarele in linie cu șase cilindrii este:

Δa=720/6 =120 0RA (3.17)

Unghiul dintre manivelele arborelui cotit in cazul constructive cu patru cilindrii în linie este de 1200, manivelele fiind două cate două in fază.

În cazul unui motor în patru timpi cu număr par de cilindrii identici dispusi în linie, având aprinderile repartizate uniform, momentul extern dat de forțele de inerție a maselor aflate în miscare de rotație este nul.

3.3. Steaua mavinelelor și ordinea de aprindere

Pentru a se putea trece la construcția stelei manivelelor trebuie în prealabil să se stabilească configurația arborelui cotit.

Cum s-a demonstrat în capitolul anterior, pentru motorul în patru cilindri dispuși în linie se adoptă soluția constructivă de arbore cu plan central de simetrie.

-configurația arborelui cotit pentru motor în șase cilindri este prezentat în figura 3.3

-configurația pentru steaua manivelelor pentru acest caz constructiv este prezentată în figura 3.3

Importanța data stabilirii configurației pentru steaua manivelelor se regăsește în ordinea de aprindere. Se consider că prima aprindere are loc în cilindrul 1, care se află în punctul mort interior, următoarea aprindere având loc după 1200 RAC.

Se rotește steaua manivelelor cu 1200 în jurul centrului, având grijă să se respecte sensul de rotație al arborelui cotit.În acest moment se ajunge în poziția de aprindere a cilindrilor 2 și 5. Aprinderea se poate face în ambii cilindri. Dupa efectuarea încă unei rotații de 1200 ajung în pozitie de aprindere cilindrii 3 și 4. Deoarece în timpul acestui ciclu motor a avut loc o aprindere în cilindrul 1, aprinderea se poate face numai în cilindrul 5. Se mai rotește încă o data steau manivelelor cu 1200 ajungând în pozitie de aprindere cilindrii 3 și 6. Dacă în cilindrul 3 a avut loc deja o aprindere, aprinderea se poate face doar în cilindrul 6 și invers.

Fig.3.3 Steaua manivelelor și sordinea de aprindere

Ciclul motorului este considerat încheiat când pistonul din cilindrul 1 ajunge iar în poziție de aprindere.

S-a adoptat ordinea de aprindere 1 – 5 – 3 – 6 – 2 – 4 [1,pag55]

Tabelul 3.3

3.4. Uniformizarea mișcării arborelui cotit

În timpul funcționării, pe parcursul unui ciclu motor, momentul motor total este variabil și de aceea și viteza unghiulară a arborelui cotit este variabilă.

Pentru a reduce gradul de neuniformitate a miscării arborelui cotit se utilizează doua metode:

-creșterea numărului de cilindrii-metoda nefezabilă datorită unui număr de factori care împiedică acest lucru;

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

Fig.3.4 diagrama de variație a momentului motor total

Dacă se consideră variația momentului total al motorului pe parcursul unui ciclu motor M∑, Anexa 1, se determina momentul mediu al motorului prin planimetrarea diagramei de variație a momentului motor total în funcție de ughiul de manivelă.

Valoarea excesului de lucru mecanic se determină cu relația:

AL =

AL = 6* *4*1*5870=1638,38 [J] (3.18)

Unde:

km[Nm/mm] – scara aleasă a momentelor;

kα[grd/mm]- scara aleasă a unghiurilor;

i – numărul de cilindri;

A’1-2 –

Determinarea momentului de inerție mecanic total al arborelui cotit se face cu relația:

Jt = [kgm2] (3.19)

Unde:

AL –excesul de lucru mechanic;

-gradul de neuniformitate a mișcării arborelui cotit;

Acest coeficient ia valori între =1/80….1/40. [2,pag.21]

S-a adoptat 1/60;

ω –vitza unghiulară de rotație a arborelui cotit.

Momentul mecanic de inerție al volantului reprezintă 80%-90% din momentul total al arborelui cotit și se calculează:

Jv=(0,8 … 0,9).Jt =0.85*0.561=0.476 [kg/m2]

Constructiv volantul se regăsește sub forma unei coroane circulare de forma:

Unde:

g –lațimea coroanei volantului;

h – grosimea radială a coroanei volantului;

Dmin – diametrul minim al coroanei volantului;

Dmax – diametrul maxim al coroanei volantului;

Dmv – diametrul mediu al coroanei volantului.

Înaintea de a începe caluclele diametrelor se alege grosimea g din care rezultă înalțimea h a volantului.

Raportul dintre grosimea și înalțimea trebuie să fie:

g/h=0.6…..2.2

Astfel se alege:

g=40 [2,pag.11]

h=25[2,pag.11]

Aceste valori fiind determinate se trece la calculul diametrului mediu al coroanei cu relația:

[m] 426 [mm] (3.20)

Unde:

Jv – momentul mecanic de inerție a volantuluiș

[kg/dm3]- densitatea materialului volantului;

g [m]- grosimea coroanei volantului;

h [m] -înalțimea coroanei volantului.

Diametrul maxim al volantului se calculează cu expresia:

Dmax=Dmv+h =426+25=451 [mm] (3.21)

Diametrul minim al volantului se calculează cu expresia:

Dmin=Dmv-h =426-25=401 [mm] (3.22)

Viteza maximă a unui punct de pe periferia coroanei este:

Vmax=0,5*ω*Dmax

Vmax =0,5*0,418*0,451=94,4 [m/s] (3.23)

Viteza periferică a volantului nu trebuie să depășească o valoare minimă admisibilă:

vva=100 m/s pentru oțel [2,pag.11]

4. Arborele cotit

4.1.Construcția arborelui cotit

Arborele cotit furnizează utilizatorului momentul total însumat produs de la fiecare cilindru. El are rolul de a transforma mișcarea de translație a pistoanelor in miscare de rotație. Cotul arborelui cotit reprezintă mecanismul bielă-manivelă. Componentele arborelui cotit sunt: fig 4.1

Fig4.1 Arborele cotit

4.2.Calculul arborelui cotit

Dimensiunile constructive ale arborelui cotit vor fi stabilite de prima dată, după care vor urma calculele de verificare al acesteia. În urmatoarea figura se va reprezenta dimensiunile caracteristice ale arborelui cotit.

Fig. 4.2 dimensiunile arborelui cotit

l= lungimea cotului

l= lP+lM+2*g=43+38+2*16=113 mm

dP = diametrul exterior al fusului palier

Se recomandă: dp=(0.7…0,85)D [2, tab. 5.1, pag. 201]; se adoptă:

=0,8*D=0,8*90=72 mm

lP = lungimea fusului palier

Se recomnadă; lP =(0,45 … 0,6).dp [2, tab. 5.1, pag. 201]; se adoptă:

=0,59*=0,59*72=43 mm

lM = lungimea fusului maneton

Se recomandă: (0,5…0,65)dM [2, tab. 5.1, pag. 201]; se adoptă:

lM =0,63*dM=0,63*63=38 mm

dM = diametrul exterior al fusului maneton

Se recomandă: (0,55…0,72)D [2, tab. 5.1, pag. 201]; se adoptă:

dM=0,7*D=0,6*90=63 mm

dMi = diametrul interior al fusului maneton

Se recomandă: (0,6…0,75) dM [2, tab. 5.1, pag. 201]; se adoptă:

dMi =0,571*dM=0,571*63=36 mm

b = lățimea brațului

Se recomandă: (1,5…2) dM[2, tab. 5.1, pag. 201]; se adoptă:

b=2*dM=2*63=126

g = grosimea brațului

Se recomandă: (0,2…0,35) dM[2, tab. 5.1, pag. 201]; se adoptă:

g=0,253*dM=0,253*63=16

ρ = raza de racordare a fusului cu brațul

Se recomandă: (0,2…0,35) dM[2, tab. 5.1, pag. 201]; se adoptă:

p=0,092*dM=0,092*63=5,8 mm

4.2.1Calculul de verificare a fusurilor la încălzire și la presiunea de contact

Ansamblul fusului maneton, palier cat și a fus-cuzineți reprezintă un lagăr radial hidrodinamic. În timpul functionarii datorită miscării relative cu vitezele mari a celor două component se menține pelicula de ulei între fus si cuzinet, dacă presiunea de contact este ma mare între cele două piese decat presiune din stratul de ulei, provine pericolul expulzării uleiului dintre acestea.

În urma contactului direct intre fus si cuzinet uzura se marește și din cauza incălziri excesive a arborelui cotit poate apare gripajul. Uleiul are și rolul de a dispersa o parte din căldura dezvoltata în lagar. Pentru verificarea fusurilor la presiune specifică este necesar să se stabilească solicitările care acționează asupra acestora. În acest scop se construiesc diagramele polare pentru fusul maneton și pentru cele palier.

Presiunea specifica maxima se determina cu formula, si trebuie sa se cunoasca valoarea medie Rp si valoarea maxima Rpmax:

Verificarea la fusul palier la presiune maximă:

(4.1)

MPa

Verificarea la fusul palier la presiune medie:

(4.2)

=2,6 MPa

Valorile admisibile sunt:

pPmax a=40 … 60 MPa

P a=30 … 50 MPa

Verificarea la fusul maneton la presiune maximă:

(4.3)

=25,7 MPa

Verificarea la fusul maneton la presiune medie:

(4.4)

=8,1 MPa

Valorile admisibile sunt:

pMmax a=50 … 90 MPa

M a=35 … 60 MPa

Verificarea fusurilor paliere la incalzire se face luanând in calcul lucrul mecanic dezvoltat prin frecare într-o secundă pe suprafată.

Verrificarea se determină cu formula:

(4.5)

La fusurile manetoane viteza periferică este amplificată de oscilatiile bielei și de aceea se va introduce un factor de corectie ξ care va depinde de factorul de corectie al bielei din fig.

Verificarea se va determina cu formula:

(4.6)

4.2.2.Verificarea la oboseala a fusului palier:

La stabilirea ordinii de aprindere și pentru calculul momentului sumă, cilindri se vor numerota dinspre volant spre ventilator.

Se va prezenta valorile momentelor in Tab.4.1

Tabelul4.1

Tensiunile maxime si minime într-un fus palier se va calcula cu relațiile:

Unde:

Mmax și Mmin se iau din tab.4.1 din coloana lui MIV:

[mm3] (4.7)

[mm3]

[MPa] (4.8)

[MPa]

[MPa] (4.9)

[MPa]

Unde:

WpP [mm3] – modulul de rezistență polar al fusului palier

diP=diM [mm] – diametrul interior al fusului palier

dP [mm] – diametrul exterior al fusului palier

Fusurile paliere sunt solicitate la răsucire de un ciclu motor asimetric, iar pentru calculul coeficientului de siguranta la oboseala se aplica teorema lui Serensen.

Rezistenta la ruprere pentru materialul arborelui cotit:

σr=600 … 800 MPa pentru oțel carbon (OLC)

σr=800 … 900 MPa pentru oțel aliat

σr=700 … 900 MPa pentru fontă cu grafit nodular

și se va adopta σr=880 pentru otel aliat [1,pag.243]

Rezistența la oboseala pentru solicitarea la incovoiere pentru un ciclu simetric va fi determinată cu formula:

σ-1=(0,44 … 0,52).σr

σ-1=0,5*880=440

Rezistența la oboseală pentru solicitarea la rasucire pentru un ciclu simetric se va determina cu formula:

-1=(0,55 … 0,58).σ-1

-1=0,57*440=250

(4.10)

(4.11)

Unde:

– 0=(1,8 … 2).-1 [MPa] – rezistența la oboseală la solicitarea de torsiune pentru un ciclu pulsator

– k – coeficientul efectiv de concentrare a tensiunilor pentru solicitarea de torsiune[1, fig.5.32a pg.244]

– ε – factorul dimensional pentru solicitarea de torsiune [1, fig.5.32b pg.244]

k/ε 2,5 [1,pag.243]

Valorile admisibile al fusului palier: [1,pag.243]

cLa≥3 … 4 pentru motoare de autoturism

cLa≥4 … 5 pentru m.a.c. care echipează autovehicule comerciale

cLa≥2 … 3 pentru m.a.c. supraalimentat

4.2.3.Verificarea la oboseala la fusul maneton:

Forțele se descompun în două direcții:

– una se descompune în planul cotului

– una tangentiala la fusul maneton

– forța după direcția tangențială la cotul z Tz este chiar forța tangențială

Fig.4.3 Încărcarea fusului maneton

Care se arată cu formula:

T=B.sin(α+) [N]

– forța Zz din planul cotului este egală cu suma algebrică

Zz=ZB+FRB+FRM [N]

Unde:

ZB=B.cos(α+) [N] forța normala pe fusul maneton a fost determinata la studiul dinamic al mecanismului biela manivela

FRB=-mBM.r.ω2 [N] – forța de inerție a masei bielei aferentă mișcării de rotație

FRB=797.0,042.418,662 = 5815,6 N (4.12)

FRM=-mM.r.ω2 [N] – forța de inerție a masei manetonului aflată în mișcare de rotație

FRM=-0,26.0,042.418,662 = -1914 (4.13)

Unde se afla cu relatia:

[kg] (4.14)

[kg]

unde:

– dM, dMi și lM [mm] – diametrul exterior, diametrul interior, respectiv lungimea fusului maneton

– ρ [kg/dm3] – densitatea materialului arborelui cotit

ρ=7,8 … 7,85 kg/dm3 pentru oțel se adopta p=7.85 [1,pag246]

Cu urmatoarea relație se va determina echilibru în planul cotului:

(4.15)

De unde va rezulta:

[N]

Unde:

FRb=-mb.r.ω2 [N] – forța de inerție a masei unui braț

FRb=-0,37.0,042.418,662 = -2723 [N] (4.16)

Fcg=0,5.Fe [N] – forța de inerție a unei contragreutăți

Fcg=0,5.9900 =4950 [N] (4.17)

Momentele de încovoiere în planul cotuluiC și tangențial MT vor fi definite cu relațiile:

[Nm] (4.18)

forțele Zs, FRb și Fcg [N] , iar lungimile l,a [mm]

[mm] (4.19)

[mm]

Momentul de incovoiere tangential:

[Nm] (4.20)

[Nm]

Momentul incovoietor pentu sectiunea orificiului este dată de relația:

(4.21)

Calculul pentru fusul maneton se organizează in tabelul 4.2

Tabelul 4.2

Tensiunea maximă de încovoiere în sectiunea orificiului de ungere:

Mn max și Mn min se iau din tab.4.2 din coloana lui Mn:

[MPa] (4.22)

[MPa]

Tensiunea minimă de încovoiere în sectiunea orificiului de ungere:

[MPa]

[MPa] (4.23)

unde:

– Mnmax, Mnmin [Nm] – momentul maxim, respectiv cel minim din coloana Mn a tabelului;

– WM [mm3]– modulul de rezistanță la încovoiere pentru fusul maneton

[mm3] (4.24)

[mm3]

Coeficientul de siguranță la încovoierea fusului maneton va fi determinată cu relația:

(4.25)

Unde:

– σ-1 [MPa] – rezistența la oboseală pentru solicitarea de încovoiere cu un ciclu simetric

– kσ – coeficientul efectiv de concentrare a tensiunilor

kσ= se adoptă din figura 5.41a [1, fig.5.41a pg.257]

– ε – factorul dimensional

ε= se adoptă din figura 5.41b [1, fig.5.41b pg.257]

ψσ=(2σ-1-σ0)/σ

ψσ=0,3/1,7= 0,176

=1,1 … 1,4 pentru călire prin CIF se adopta 1,4 [1,pag257]

[MPa] (4.26)

[MPa]

[MPa] (4.27)

[MPa]

Momentul de torsiune care actionează asupra fusului maneton al unui cot:

Tensiunile sunt determinate cu urmatoarele relatii:

Tensiunea maximă Mz max se ia din tab.4.2 din cloana lui Mz

[MPa] (4.28)

[MPa]

Tensiunea minimă: Mz min se ia din tab.4.2 din cloana lui Mz

[MPa] (4.29)

[MPa]

Unde:

Mmax, Mmin [MPa] – momentul de torsiune maxim, respectiv minim pe fusul maneton

WpM [mm3] – modulul de rezistență polar al fusului maneton

[mm3] – pentru gaură interioară concentrică

[mm3] (4.30)

Coeficientul de siguranță la torsiune se va determina cu relația:

(4.31)

Unde:

– -1, k, , ψ – au aceeași semnificație și valori ca și în cazul calculului la solicitarea de oboseală pentru fusul palier

– m, v – au aceeași semnificație ca și în cazul calculului la solicitarea de oboseală pentru fusul palier

Coeficientul global de siguranta la oboseala pentru fusul maneton se va calcula cu relația:

(4.31)

Iar valorile admisibile sunt:

cMa=3 … 3,5 pentru motor cu aprindere prin compresie

4.2.4. Calculul de verificare la oboseală a brațului

Solicitarile aparente la brațul arborelui cotit sunt cele de incovoiere și de torsiune.

Fig.4.4 Tensiunea maximă la brat în punctul de racordare cu muchia superioară cu fusul maneton

Tensiunile de încovoiere și torsiune se calculează cu relațiile:

Tensiunea maximă: Zs max se ia din tab.4.2 din cloana lui Zs

[MPa] (4.32)

[MPa]

Tensiunea minimă: Zs min se ia din tab.4.2 din cloana lui Zs

[MPa] (4.33)

[MPa]

Zsmax, Zsmin se vor lua din tabelul 2 din coloana corespunzătoare lui Zs

Coeficientul de siguranță la încovoiere pentru braț se va calcula cu:

(4.34)

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

kσ – se adoptă din figura 5.43a funcție de raportul ρ/dP [1, fig.5.43a pg.262]

Tensiunea maxima de torsiune se va calcula:

[MPa] (4.35)

[MPa]

Tensiunea minimă de torsiune se va calcula:

[MPa] (4.36)

[MPa]

Tsmax, Tsmin se iau din tabelul din coloana corespunzătoare lui Ts

K – se adoptă coeficientul lui Saint Venant [1, fig.5.44b. pg.263]

Coeficientul de siguranță la torsiune pentru braț va fi calculata cu relația:

(4.37)

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

ε – se adoptă din figura 5.41b și se va inlocuii d cu valoarea lui b [1, fig.5.41b. pg.257]

– se adoptă din figura 5.43 [1, fig.5.43b. pg.262]

[MPa] (4.38)

[MPa] (4.39)

Coeficientul global de siguranța pentru braț se va calcula cu relatia:

(4.40)

Iar valorile admisibile sunt:

cba=3 … 3,5 pentru motor cu aprindere prin comprimare

Segmenții

Segmenții au fost fabricați pentru o distribuție de presiune elastică constantă pe marginea acestora. Segmenții de presiune constantă se utilizează la motoarele cu aprindere prin compresie unde viteza media a pistonului este mai mică decât la motoarele cu aprindere prin scânteie.

La motoarele cu aprindere prin comprimare pentru autoturisme este posibilă o combinație de segmenți de felul:

Segmentul de foc este confecționat din fontă, cu formă dreptunghiulara și la suprafața exterioară acoperit cu un strat crom-ceramic

Al doilea segment este confectionat din fontă cenușie, cu forma inclinată și supus unui tratament de durificare

Segmentu de ungere este cu element elastic, adică arc spiral si suprafața de contact cu cilindrul este cromat

5.1.Dimensiunile principale ale segmentului de compresie

Fig.5.1 segmenții

Grosimea radiala a segmentului se determina cu formula:

(5.1)

Pe – se adopta 0,19 [1,pag.67]

σ a –se adopta 270 [1,pag.67]

k – 2 pentru segment cu distribuție constantă a presiunii elastice

(5.2)

h=1 … 3 mm pentru segmenți de compresie se va adopta 2mm

Jr=0,4…0,7 mm jocul axial si se va adopta 0,6mm [1,pag.67]

5.2.Dimensiunile principale ale segmentului de ungere

(5.3)

Pe- se va adopta 0,3 pentru segmentul de ungere[1,pag.67]

h2 =2,5…4 mm pentru segmentul de ungere si se adoptă 3mm [1,pag.67]

Jocul axial la segmentul de ungere:

Ja =2,5…4mm se adopta 3 mm [1,pag.67]

Jr =0,9…1,3mm se adopta 1,2 mm [1,pag.67]

6. Bolțul

Bolțul este piesa care face legatura intre piston si biela motorului, care transmite forța de presiune a gazelor care este preluată de la capul pistonului spre bielă. Bolțul este supus la solicitări variabile care sunt datorate forței de presiune și forței de inerție a pistonului. Vitezelor relative mici de deplasare ungerea suprafețelor a cuplei bolț și bielă, are loc în condiții dificile.

Fig.6.1 Bolțul

unde:

– lb [mm] – lungimea de sprijin a bolțului în bielă;

– lp [mm] – lungimea de sprijin a bolțului în locașul pistonului

– l [mm] – lungimea bolțului

– jb [mm] – jocul între bielă și umerii pistonului

– dib [mm] – diametrul interior al bolțului

– deb [mm] – diametrul exterior al bolțului

Bolțul se dimensionează pe baza datelor statistice.

Se vor recomanda următoarele valori pentru varianta cu bolț fix:

l= (0,6…0,93).D pentru m.a.s. și m.a.c. se adopta 0,9[1,pag86]

l=0,9*90=81 mm

lb= (0,27…0,32).D pentru m.a.c. se adopta 0,3[1,pag86]

lb =0,3*90=27 mm

deb= (0.32…0.38).D pentru m.a.c. autoturisme se adopta 0,3 mm[1,pag86]

deb =0,36*90=32,4 mm

jb= 1…1.5 mm[1,pag86]

lp= (6.1)

lp=

= 0.48…0.52 pentru m.a.c. autoturisme se adopta 0,50 [1,pag.86]

7.Pistonul

Pistonul trebuie sa îndeplinească urmatoarele funcții:

– capul pistonului preia forța de presiune dezvoltată prin arderea amestecului carburant și o transmite bielei.

– ghidează piciorul bielei în interiorul cilindrului

– etanșează camra de ardere împidicând scăparea fluidului de lucru spre carter și pătrunderea uleiului în exces din carterul motorului spre camera de ardere.

Construcția pistonului trebuie să satisfacă unele criterii care sunt, adaptabilitatea la condiții de functionare diferite, prevenirea gripajului, funcționarea silențioasă a motorului, reducerea consumului de ulei, masă redusă, rezistență mare la solicitări mecanice si termice.

După ce sau calculat dimensiunile segmenților si a bolțului se pot adopta pe baza datelor dimensiunile constructive principale ale pistonului.

Fig. 7.1 dimensiunile pistonului

Unde:

L- (0,8 … 0,95) se va adopta =0 ,94 [1,pag.118]

h1- înălțimea segmentului de compresie =2

h2- înălțimea segmentului de ungere =2

h3 – (4 … 6) se va adopta =5[1,pag.118]

hc – (0,05 … 0,09) se va adopta =0,077[1,pag.118]

hf – (1,75 … 3) se va adopta =2,5[1,pag.118]

hf – (4 … 15) se va adopta =10[1,pag.118]

Lm – (0,5 … 0,65) se va adopta =0,6[1,pag.118]

g – (0,15 … 0,22) se va adopta =0,2[1,pag.118]

L=0,94*D

L=0,94*90=85 mm

Hc=h+2*h1+h2+2*hc+h3+

Hc=10+2*2+3+2*7+5+32,4/2 =52,2

Hc=52,2/D

Hc=52,2/90=0,58

hc=0,077*D

hc=0,077*90=7

Lm=0,6*D

Lm=0,6*90=54 mm

g=0,2*D

g=0,2*90=18 mm

L=Hc+Lm-h3-deb/2

L=52,2+54-5-32,4/2=85 mm

Unde:

D = diametrul interior al cilindrului

L = lungimea totală a pistonului

Hc = inălțimea de compresie

h = distanța pana la segmentul de foc

hc = distanța dintre canale

hf = înălțimea canalului segmentului de foc

Lm = lungimea mantalei

g = grosimea capului

h1 = segmentul de foc

h2 = segmentul de compresie

h3 = segmentul de ungere

Fig.7.2 grupul piston

8.Biela

Biela face legătura între piston si arborele cotit având și rolul de a transmite forța de presiune dezvoltată din ardere a combustibilului. Cu ajutorul bielei miscarea de translație a pistonului este transformată în mișcare de rotație a arborelui cotit.

Biela se compune din trei părți

Piciorul bielei care se articulează cu pistonul prin intermediul bolțului

Capul bielei care se articulează cu fusul mateton al arborelui cotit

Corpul bielei care este partea centrală prin care este legat piciorul de capul bielei

Fig.8.1 dimensiunile bielei

Calculul piciorului bielei se definesc cu urmatoarele relații

hb – (0,075 … 0,085) se va adopta =0,077[1,pag.159]

de – (1,3 … 1,6) se va adopta =1,48[1,pag.159]

hp – (0,18 … 0,25) se va adopta =0,21[1,pag.159]

hb=0,077*deb

hb=0,077*32,4=2,5 mm

de=1,48*deb

de=1,48*32,4=48 mm

hp=0,21*deb

hp=0,21*32,4=7 mm

dip=deb+2*hb

dip=32,4+2*2,5=37,4 mm

dep=dip+2*hp

dep=37,4+2*7=46,4 mm

Unde:

dep- diametrul exterior al piciorului bielei

hp- grosimea radială a piciorului bielei

hb- grosimea radiala a bucșei

dip- diametrul interior al piciorului bielei

Calculul corpului bielei se definesc cu urmatoarele relații:

Bp=(0,48 … 1).dep se va adopta Bp = 0,8[1,pag.180]

Bp=0.8*46,4=37,2 mm

Bc=(1,1 … 1,35).Bp [mm] se va adopta Bc = 1,2[1,pag.180]

Bc=1.2*37,2=44,6 mm

H= 0,75*Bp=28,2 mm

b=B-2g=44,6-2*7,4=29,8 mm

h=H-g=28,2-7,4=20,8 mm

Calculul capului bielei se definesc cu rurmatoarele relații:

hcuz – (0,9 … 2,5) se va adopta = 2,2[1,pag.188]

hi – (0 … 1,5) se va adopta =1[1,pag.188]

df – (8 … 12) se va adopta =10[1,pag.188]

he – (2 … 4) se va adopta =3[1,pag.188]

dci=dm+2*hcuz

dci=63+2*2,2=67,4 mm

dce=dci+2*hi+2*df+2*he

dce=67,4+2*1+2*10+2*3=95,4 mm

Unde:

dM – diametrul fusului maneton

dci – diametrul interior al capului bielei

dce – diametrul exterior al capului bielei

hi – grosimea peretelui interior al capului bielei

df – diametrul exterior al surubului

he – grosimea peretelui exterior al capului bielei

9.Concluzii

În primă fază calculul termic s-a dezvoltat pentru motorul cu aspirație normală. Au fost determinați parametrii de stare la sfârșitul cursei de comprimare la inceputul procesului de ardere în punctele caracteristice ale procesului și la sfârșitul procesului de destindere. S-a calculat presiunea medie indicată, cea efectivă și cilindreea unitară. În urma acestor calcule s-a constatat cilindreea unitară în cazul mototrului cu aspirație normală este cu 24-33,8% mai mare decât cea a motorului care a stat la baza elaborării temei de proiect, motor care echipează un autoturism … și care are următoarele caracteristici … . Ca urmare, calculul termic a fost reluat pentru un motor supraalimentat pentru valoare presiunii de supraalimentare Ps = 0,19 … 0,235 MPa. În continuare calculele s-au dezvoltat numai pentru varianta cu Ps = 0,23 MPa. S-a realizat studiul cinematic și dinamic al mecanismului bielă-manivelă, s-a stabilit configurația arborelui cotit, ordinea de aprindere și s-au determinat valorile coroanei volantului astfel încât să se obțină o valoare impusă a gradului de neuniformitate a mișcării arborelui cotit. S-au stabilit dimensiunile arborelui cotit, pe baza datelor statistice și s-a realizat calculul de verificare a acesteia. Fusul palier este supradimensionat din punct de vedere al solicitării la oboseală deoarece coeficientul la siguranță CP = 10,41, iar valorile admisibile Ca = 3 … 4 pentru m.a.c. supraalimentat. Dimensiunile au fost corect alese din punct de vedere al verificării la încălzire. În cazul fusului maneton și al brațului dimensiunile au fost corect alese, deoarece coeficientul de siguranță la fusul maneton CM = 3,5 iar valoarea admisibilă CMa = 3 … 3,5 , iar pentru braț Cb =3,4 valoarea admisă Cba = 3 … 3,5. În următoarele patru capitole au fost stabilite dimensiunile pentru segment, bolț, piston și bielă.

Bibliografie

Tudor – Adrian Mitran, Construcția si calculul motoarelor cu ardere internă. Editura Universitătii din Oradea 2007

Tudor Mitran, George Dragomir, Calculul termic al motoarelor cu ardere internă.Editura Universității din Oradea 2007

Negrea V.D., Procese în motoare cu ardere internă. Editura Politehnică din Timișoara 2003

Popa M., Negurescu N., Pană C., Motoare diese. Editura MatrixRom, București 2003

Roșca R., Rakoși E., Manolache Gh., Roșu V., Elemente de tehnologia autovehiculelor. Editura Politehnium Iași 2005

Berthold Grunwald, Teoria,calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, Editura Didactică și Pedagogică București 1980

Surese informatice:

www.google.ro

www.wikipedia.com