Proiectare Grup Piston Segmenti Bolt

Proiectare grup piston-segmenti-bolt

Cuprins

Capitolul 1 – Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și încadrarea acestuia într-un segment de piață. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblurilor de proiectat

1.1 – Definirea segmentului de piață căruia îi este destinat autovehiculul

1.2 – Alegerea modelelor similare de autoturism

1.3 – Prezentarea caracteristicilor modelelor similare

1.4 – Analizarea modelelor similare prin metoda histogramelor

Capitolul 1

Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și încadrarea acestuia într-un segment de piață. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblurilor de proiectat

1.1 Definirea segmentului de piață căruia îi este destinat autovehiculul

În piața automobilelor, segmentul premium are în vedere pe de o parte persoanele fizice cu venituri ridicate, iar pe de altă parte instituțiile publice și firmele de dimensiuni medii și mari, ce au nevoie de astfel de autovehicule pentru persoanele reprezentative.

Se disting două ramuri ale acestui segment de piață: ambele pun accent pe un nivel de comfort ridicat, însă una din acestea oferă o mai mare importanță performanțelor dinamice: se ating viteze de 250..280 km/h și se utilizează în principal motoare de dimensiuni mai mari, de obicei în V. În cadrul acestui proiect, se dorește să se adreseze nevoile ramurii celeilalte, care deși are performanțe dinamice foarte bune, nu atinge viteze atât de ridicate.

1.2 Alegerea modelelor similare de autoturism

În urma analizei modelelor existente în prezent, au fost alese 15 modele care răspund cel mai bine cerințelor segmentului de piață definit anterior. În acest paragraf se vor prezenta cele 15 modele similare cu cel impus prin tema de proiect. Acestea au fost alese având în vedere viteza maximă pe care o pot atinge, capacitatea motorului, dar și prețul de bază. Se dorește analiza acestor modele, atât din punct de vedere al motorizării și soluției de injecție, cât și din punct de vedere al organizării generale, dimensiunilor și maselor. În tabelul 1.1 se prezintă modelele similare, împreună cu caracteristicile pe baza cărora au fost alese.

Tabelul 1.1: Lista modelelor similare

Prin studierea tabelului 1.1 se poate observa că la majoritatea modelelor similare se preferă echiparea cu motoare cu capacitate de 2 litri. De altfel, se remarcă două modele pentru care producătorii nu au publicat date în legătură cu viteza maximă. Acestea au fost incluse în listă deoarece reprezintă singurele modele de la firmele respective (Honda și Toyota) din aceeași clasă ca și celelalte 13.

1.3 Prezentarea caracteristicilor modelelor similare

În acest subcapitol se vor prezenta, succint, principalele specificații tehnice ale modelelor similare studiate. Se urmăresc informațiile legate de motor și de performanțele acestuia precum puterea (inclusiv turația la care se obține), momentul motor (inclusiv turația la care se obține), cilindreea, cursa și diametrul pistonului și raportul de comprimare, precum și soluția de amplasare a motorului. Se vor prezenta pe urmă, tabelar, principalii parametri dimensionali și masici ai modelelor similare (ampatament, ecartament, lungime, lățime, înălțime, masă în ordine de mers, formula anvelopelor).

Pentru prezentarea principalilor parametri dimensionali și masici s-a optat pentru o reprezentare tabelară (Tabelul 1.2). Valorile ampatamentului, ecartamentului, lungimii, lățimii și înălțimii sunt introduse în mm. Valorile maselor sunt introduse în kg.

Tabelul 1.2: Principalii parametri dimensionali și masici ai modelelor similare

1.4 Analizarea modelelor similare prin metoda histogramelor

Pentru predeterminarea principalilor parametri ai autoturismului impus prin tema de proiect în funcție de parametrii analizați la studiul modelelor similare de automobile alese, se va utiliza metoda histogramelor, metodă ce are la bază studiul cu ajutorul interpretării grafice, [8].

Evidențierea distribuției valorilor parametrilor în funcție de numărul de modele similare se realizează cu ajutorul subintervalelor de observare. Dimensiunea acestor subintervale diferă în funcție de parametrul analizat și are la bază relația:

, (1.1)

în care – este dimensiunea subintervalului de observare

– reprezintă valoarea maximă, respectiv minimă a parametrului pentru care se calculează dimensiunea subintervalului (se precizează că aceste valori se rotunjesc, cele minime la valori inferioare, iar cele maxime la valori superioare, astfel încât dimensiunea subintervalului să fie un număr întreg)

– n reprezintă numărul de modele similare la care se cunosc mărimea parametrului analizat

După determinarea valorii subintervalului de observare, se calculează numărul de subintervale de observare cu relația:

(1.2)

Cunoscând aceste două valori, dimensiunea subintervalului () și numărul de subintervale (k), se vor trasa histogramele în care se vor evidenția numărul de modele similare care au valoarea parametrului analizat cuprinsă între limitele fiecărui subinterval de observare.

Se vor reprezenta astfel histogramele pentru următorii parametri

Ampatament

Ecartament

Lungime

Lățime

Înălțime

Masă proprie

1.4.1 Ampatamentul

Dimensiunea subintervalelor, conform relației 1.1 va fi

Numărul de subintervale va fi: . Valorile astfel obținute se vor rotunji, iar va fi egal cu 35, în timp ce numărul de subintervale va fi egal cu 5.

Figura 1.1 – Histograma valorilor ampatamentului, în mm

Se observă faptul că în repartiția valorilor ampatamentului nu predomină un anume interval, deși cele mai multe modele au valori cuprinse între 2745 și 2850 mm. Acest lucru se pune pe seama dorinței unor producători de a realiza modele mai compacte și a dorinței altora de a realiza un nivel de comfort cât mai ridicat. Autoturismul Saab 9-3 este cel mai compact dintre cele 15 prezentate, având dimensiuni considerabil mai reduse comparativ cu celelalte modele. Pentru autoturismul ce se propune a fi proiectat se dorește obținerea unui habitaclu spațios, pentru a mări comfortul pasagerilor. Astfel, se va avea în vedere un ampatament în interiorul ultimului interval, în jurul valorii de de 2830 mm.

1.4.2 Ecartamentul (maxim)

În ceea ce privește ecartamentul, în cele mai multe situații autoturismele au valori diferite pentru cele două punți. Se disting și modele cu un ecartament cu o valoare mai mare la puntea din față (cele pentru care puntea din față este cea motoare), dar și modele pentru care ecartamentul corespunzător punții din spate are o valoare mai mare (cele cu tracțiunea la puntea din spate). Pentru a putea realiza histograma, s-au luat în considerare valorile maxime ale ecartamentului (de la puntea motoare).

Dimensiunea subintervalelor, conform relației 1.1 va fi

Numărul de subintervale va fi: . Valorile astfel obținute se vor rotunji, iar va fi egal cu 15, în timp ce numărul de subintervale va fi egal cu 5.

Figura 1.2 – Histograma valorilor ecartamentului maxim, în mm

În figura 1.2 se poate observa o distribuție neuniformă a valorilor ecartamentului punții motoare, cu o aglomerare de valori în intervalul 1584-1599 mm. Din nou, autoturismul Saab 9-3 se regăsește în primul interval, fiind modelul cu cea mai mică valoare a ecartamentului. Există și alte modele cu valori mai reduse pentru ampatament, însă nu destule pentru a stabili o tendință clară. Intrucât se dorește obținerea unui habitaclu mai spațios, se va avea în vedere o valoare a ampatamentului în jurul a 1590 mm la puntea motoare (cea din spate), și o valoare în jurul a 1580 mm la puntea nemotoare.

1.4.3 Lungimea

Lungimea autoturismelor depinde de mărimile a trei parametri: ampatamentul și consolele față, respectiv spate. Studiind comparativ figurile 1.1 și 1.3 se constată că nu se poate realiza o legătură directă de corespondență între ampatamentul unui autoturism si lungimea acestuia și că dimensiunea consolelor prezintă o însemnătate ridicată.

Dimensiunea subintervalelor, conform relației 1.1 va fi

Numărul de subintervale va fi: . Valorile astfel obținute se vor rotunji, iar va fi egal cu 48, în timp ce numărul de subintervale va fi egal cu 5.

Figura 1.3 – Histograma valorilor lungimii, în mm

Studiind figura 1.4 se observă fie tendința autoturismelor de a avea o lungime mai redusă, reflectată prin cele șapte modele cu valori cuprinse între 4633 și 4728 mm ( Renault Laguna ce are o consolă spate redusă, Saab 9-3 care este și autoturismul cu cele mai mici dimensiuni din cele 15 alese, Volvo S60, Lexus, Audi, Mercedes, BMW), fie tendința de a se pune accentul pe comfortul adus de un spațiu mai mare pentru bagaje sau un spațiu interior crescut la cele cinci modele cu dimensiunea lungimii din ultimul interval (Ford, Mazda, Opel, Honda, Skoda).

De altfel, se poate observa că firmele ce produc aceste ultime cinci modele nu au pe piață alte modele de dimensiuni mai ridicate, spre deosebire de Audi (A6, A8), BMW (seria 5, seria 7), Mercedes (s-klasse) sau Volvo (S80), iar astfel variantele de față trebuie să suplinească și această lipsă, pentru acoperirea unui segment de piață mai însemnat. În cadrul actualului proiect se consideră că spațiul pentru bagaje (reflectat prin dimensiunea consolei spate) este de o importanță mai ridicată, și, întrucât nu se planuiește și proiectarea unui model din aceeași gamă, de dimensiuni mai ridicate, se va urmări alegerea unei valori a lungimii totale în jurul a 4850 mm.

1.4.4 Lățimea

Dimensiunea subintervalelor, conform relației 1.1 va fi

Numărul de subintervale va fi: . Valorile astfel obținute se vor rotunji, iar va fi egal cu 21, în timp ce numărul de subintervale va fi egal cu 5.

Figura 1.4 – Histograma valorilor lățimii

Studiind figura 1.4 se remarcă o repartizare în mod predominant în intervalul 1803-1820 mm a valorilor lățimii modelelor. Din nou, Saab 9-3 este modelul cu dimensiunile cele mai reduse. Se observă că valoarea de 1810 mm este foarte populară, întrucât se regăsește la 4 din cele 15 modele similare (BMW, Mercedes, Lexus, Renault). Urmărind însă judecata de la dimensiunile anterioare în ceea ce privește comfortul, și ținând cont și de cele șase modele mai late (Audi, Ford, Mazda, Volvo, Opel și Honda), se va considera o valoare bună de plecare a lățimii autoturismului de 1820 mm.

1.4.5 Înălțimea

Dimensiunea subintervalelor, conform relației 1.1 va fi

Numărul de subintervale va fi: . Valorile astfel obținute se vor rotunji, iar va fi egal cu 15, în timp ce numărul de subintervale va fi egal cu 5.

Figura 1.5 – Histograma valorilor înălțimii

Studiind figura 1.5 se observă o repartiție aproape constantă a valorilor înălțimii modelelor similare cu precădere în intervalul 1425-1484 mm. Modelul ce se distinge este Opel Insignia, un model a cărui alură impune această înălțime. Ca și valoare de plecare, se urmărește alegerea unei valori din partea superioară a acestui interval, în jurul a 1460 mm.

1.4.6 Masa proprie

Dimensiunea subintervalelor, conform relației 1.1 va fi

Numărul de subintervale va fi: . Valorile astfel obținute se vor rotunji, iar va fi egal cu 56, în timp ce numărul de subintervale va fi egal cu 5.

Figura 1.6 – Histograma valorilor maselor

Studiind figura 1.6 se observă în primul rând faptul că majoritatea modelelor similare au o masă proprie cuprinsă între 1402 și 1569 kg, doar două modele ieșind în evidență prin mase mai mari (Volvo cu 1615 kg și Infiniti cu 1678 kg). Se observă și intervalul 1514-1569 în care se încadrează 7 din cele 15 modele. Se dorește ca, în pofida dimensiunilor mai ridicate ale autoturismul ce se proiectează, acesta să aibă o masă proprie cât mai redusă, în jurul a 1550 kg.

1.5 Alegerea soluției de organizare generală

Studiind modelele similare se remarcă trei tipuri de organizare generală diferite:

– soluția „totul față”

– soluția clasică

– soluția cu motor amplasat frontal, transversal, cu tracțiune la ambele punți

Soluția „totul față” este utilizată la 10 din cele 15 modele similare de autoturisme. Motorul, ambreiajul, schimbătorul de viteze și transmisia principală, inclusiv diferențialul, constituie un tot unitar ce este plasat în zona roților din față. Acest lucru permite obținerea unei compactități a autoturismului ridicate, precum și o mărire a spațiului pentru pasageri și bagaje.

Principalele avantaje și dezavantaje ale aceste soluții de organizare generală sunt prezentate în tabelul 1.3, conform [9].

Tabelul 1.3: Avantaje și dezavantaje ale soluției „totul față”

Soluția clasică este utilizată la 4 din cele 15 modele similare de autoturisme. Motorul, ambreiajul și schimbătorul de viteze sunt plasate longitudinal, în partea din față a automobilului, iar diferențialul este amplasat in zona punții din spate, care este și motoare. Puntea din față rămâne doar directoare.

Principalele avantaje și dezavantaje ale aceste soluții de organizare generală sunt prezentate în tabelul 1.4, conform [9].

Tabelul 1.4: Avantaje și dezavantaje ale soluției clasice

Un aspect important ce trebuie avut în vedere în alegerea soluției de organizare generală îl reprezintă flexibilitatea modelului de bază, adică acea însușire de a putea satisface diferite cerințe ale utilizatorilor. Una din acestea este în legătură cu forma caroseriei. Din acest punct de vedere, soluția „totul față” asigură posibilitățile cele mai mari. Un alt gen de cerințe sunt cele care privesc posibilitățile de a folosi, pe același model de bază, motoare de tipuri și capacitate cilindrică diferite, iar în acest sens soluția „totul față” prezintă o flexibilitate mai redusă (conform [9]). Pentru modelul ce se proiectează nu sunt planificate alte versiuni de motorizare, iar astfel se diminuează dezavantajul precizat anterior.

Având numeroase avantaje, între care și cele legate de ținuta de drum, ce joacă un rol deosebit de însemnat, soluția „totul față” se pretează cel mai bine pe autoturismul ce se va proiecta.

1.6 Determinarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusiv interiorul postului de conducere

Principalele dimensiuni interioare ale automobilului

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea următoarelor caracteristici dimensionale:

Organizarea și dimensionarea postului de conducere

Amplasarea banchetelor/scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora

Dimensiunile volumului util (portbagaj)

Dimensiunile impuse de construcția și organizarea automobilului

Organizarea și dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor/scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora se stabilesc și se verifică cu ajutorul manechinului bidimensional.

1.6.1 Manechinul bidimensional și postul de conducere

Manechinul bidimensional reprezintă conturul fizic al unui adult de sex masculin. El constă din tors și segmentele picioarelor asamblate cu articulații prevăzută cu scari pentru măsurarea unghiurilor. Se folosesc trei manechine diferențiate prin lungimile segmentelor piciorului pentru gambă (ls) și pentru coapsă (lt). Acestea sunt simbolizate cu procentele 10%, 50% și 90%, iar semnificația acestui procentaj este următoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 înseamnă că dintr-un numar de adulți, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls și lt mai mici sau cel mult egame cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin; pentru manechinul cu procentaj 50, 50% din numărul de adulți au lungimile segmentelor ls și lt mai mici sau cel mult egame cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin; pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din numărul de adulți au lungimile segmentelor ls și lt mai mici sau cel mult egame cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numărul de adulți s-a stabilit după criterii statistice. [10]

Manechinul bidimensional este prezentat în figura 1.7.

Figura 1.7 – Manechinul bidimensional, [10] Figura 1.8 – Manechinul bidimensional amplasat la postul de conducere, [10]

Poziția manechinului pe scaunul șoferului este definită de dimensiunile a și b (poziția articulației H a șoldului față de partea verticală a panoului despărțitor de compartimentul motorului, respectiv față de podea), de unghiul α dintre axa torsului rezemat de scaun și verticală, de unghiurile β, γ și δ care reprezintă unghiurile principalelor articulații (șold, genunchi și gleznă) ale manechinului bidimensional. Manechinul în această poziție este prezentat în figura 1.8.

Se va ține cont ca:

Partea înclinată a podelei să nu fie mai mică de 306 mm

Înălțimea articulației H deasupra podelei nu trebuie să fie mai mică de 100 mm

Scaunul trebuie să aibă un dispozitiv de reglare a poziției relative față de parbriz și față de comenzi atât în direcție longitudinală cât și în direcție verticală

Verificarea pozitiei scaunului se face în poziția extremă spate și jos cu manechinul 90, apoi se verifică poziția medie cu manechinul 50 și poziția maxim față și sus cu manechinul 10

Valorile medii recomandate pentru α, β, γ și δ sunt: 20-30˚, 60-110˚, 80-170˚, respectiv 75-130˚

Poziționarea punctului superior F trebuie sa respecte următoarele dimensiuni

Distanța dintre punctul F și linia interioară a acoperișului nu trebuie să fie mai mică de 100-135 mm

Se adaugă 15-25 mm grosimea totală a acoperișului și 20-40 mm care ține cont de curbura transversală a acoperișului și de amplasarea laterală a scaunului

Punctul F se poziționează pe o dreaptă ce trece prin punctul H și este înclinată față de verticală cu 8˚, la o distanță de 765 mm care corespunde manechinului 50 care stă pe scaunul plasat în poziția mediană

În figura 1.9 este prezentată poziția manechinului față de conturul acoperișului.

Figura 1.9: Poziția manechinul bidimensional față de conturul acoperișului, [10]

Amenajarea interioară

În cazul autoturismelor, cabina pentru pasageri este amplasată în mijloc totdeauna, pentru ca aceștia să fie cât mai bine protejați în cazul unui accident.

„Caroseria de securitate” se obține prin următoarele măsuri: rigidizarea construcției fără reducerea vizibilității, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan și pereții laterali, montarea unor mânere pentru uși fără proeminențe, montarea unor „air-bag”-uri frontale/laterale, tapisarea butucului volanului, a bordului și a parasolarelor, folosirea coloanei de direcție telescopice și a unui volan ușor deformabil în direcție axială, montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul să sară în afara, etc.

Dimensiunile principale ale postului de conducere și limitele de amplasare a organelor de comandă manuală se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel încât acestea să fie în permanență în raza de acțiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului. În figura 1.10 sunt prezentate dimensiunile postului de conducere, iar în tabelul 1.6 sunt prezentate limitele de modificare ale acestor mărimi.

Figura 1.10: Dimensiunile postului de conducere, [11]

Tabelul 1.6 –Limitele de modificare a dimensiunilor postului de conducere, [11]

1.7 Detalierea modului de amplasare a motorului

În funcționare, motorul cu aprindere prin scânteie produce vibrații. Din această cauză, atât suporturile pentru acesta, cât și cele pentru transmisie sunt realizate cu rolul de a absorbi aceste vibrații și de a acționa astfel ca un izolator în această privință. Pentru soluția cu motorul amplasat transversal, se utilizează de obicei minim patru suporturi: câte unul montat pe fiecare lonjeron (unul pentru motor, iar celălalt pentru transmisie), și două amplasate pe părțile laterale ale motorului. Acestea din urmă au rolul de a controla mișcarea de rotație ce apare în urma accelerării motorului. În figura 1.11 se prezintă principalele puncte de prindere.

Figura 1.11: Principalele puncte de prindere pentru un motor amplasat transversal, [12]

În ceea ce privește suporturile alese, cât și modul de prindere al acestora, se va adopta soluția prezentă în momentul de față la modelul Mazda 6. Aceasta este prezentată în figura 1.12.

Figura 1.12: Soluția de prindere a motorului și a transmisiei adoptată [13]

Capitolul 2

Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru subansamblul de proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluției tehnice pentru subansamblul din tema de proiect.

2.1 Soluția de injecție

În prezent, pentru motoarele cu aprindere prin scânteie se utilizează fie soluția de injecție directă, fie cea indirectă. Injecția indirectă de benzină apare sub formele MPI (injecție multipunct de benzină), EFI (injecție electronică de benzină) sau PFI (injecție de combustibil în poarta supapei). Particularitatea acestui tip de injecție constă în faptul ca injectoarele sunt amplasate în galeria de admisie.

Injecția directă de benzină (GDI – gasoline direct injection sau FSI – fuel stratified injection) se caracterizează, din contră, prin amplasarea bujiei și a injectorului în camera de ardere din cilindru.

Figura 2.1: Soluția de injecție indirectă (stânga) și soluția de injecție directă (dreapta) [37]

Urmărind datele tehnice ale modelelor similare, se observă că 10 dintre acestea utilizează sisteme de injecție directă de benzină, în timp ce 5 modele utilizează sisteme precum cel multipunct (Renault Laguna), de injecție secvențială (Toyota Camry), de injecție electronică (Volvo S60 și Opel Insignia) sau sistemul Saab Trionic.

Principalele avantaje ale sistemelor de injecție indirectă sunt legate de simplitatea constructivă și de costurile mai reduse: presiunile de injecție sunt mici, de câțiva bari, comparativ cu cei 40 – 130 bari necesari pentru injecția directă, iar astfel și injectoarele sunt mai ieftine.

Injecția indirectă vine și cu o serie de inconveniențe: controlul cantității de combustibil ce este aspirat în cilindru nu este precis datorită formării de picături în galeria de admisie, iar posibilitățile de evacuare a gazelor arse de către încărcătura proaspătă sunt limitate. Dealtfel, nu este posibilă formarea de amestecuri stratificate. Acestea duc la dificultăți în a îndeplini cerințele actuale legate de emisiile poluante.

Sistemele de injecție directă de benzină satisfac în general toate neajunsurile sistemelor de injecție indirectă, fiind în același timp mai economice și ducând la o reducere a emisiilor poluante. Principalele avantaje ale astor de sisteme sunt:

evitarea apariției depunerilor în galeria de admisie și pe supape

controlarea precisă a cantității de combustibil ce intră în cilindru

îmbunătățirea pornirii la rece datorită pulverizării mai bune a combustibilului

utilizarea amestecurilor stratificate

Amestecurile stratificate prezintă în sine o serie lungă de avantaje. Scopul acestora este de a concentra cantitatea de combustibil necesară în zona bujiei, obținându-se astfel un amestec apropiat de cel stoechiometric local, restul cilindrului fiind umplut cu aer. Prin reducerea astfel a cantității de combustibil injectată se reduce consumul de combustibil, iar astfel și emisiile de CO2 și CO. Emisiile de NOx sunt reduse de cătrea lipsa de oxigen deoarece în locul de formare a acestora (în preajma bujiei), amestecul este bogat.

Stratificarea amestecului se poate obține prin una din următoarele tehnici: ghidarea cu peretele, ghidarea cu aerul și ghidarea jetului de combustibil. Ghidarea cu peretele constă în interacțiunea dintre jetul de combustibil și cupa pistonului, respectiv pereții camerei de ardere. Metoda are un mare dezavantaj în faptul că emisiile de HC cresc datorită contactului dintre combustibil și pereții cilindrului. Pentru a înlătura acest neajuns s-a dezvoltat metoda de ghidare cu aerul, în care se controlează foarte bine amestecul din cilindru prin formarea de vârtejuri de rostogolire ale acestuia.

Sistemul de ghidare a jetului prezină însă cele mai bune posibilități de stratificare a amestecului. Acest sistem se remarcă prin injectorul plasat în centrul camerei de ardere, combustibilul fiind expulzat vertical, spre piston, stratificarea amestecului fiind realizată prin vârtejul generat de geometria capului pistonului și de poziționarea supapelor de admisie.

Pentru motorul din care va face parte subansamblul de proiectat, având în vedere tendințele actuale reflectate prin modelele similare, se va alege un sistem de injecție directă, cu stratificare a amestecului prin ghidarea jetului de combustibil.

2.2 Pistonul

Alegerea soluției de injecție directă are în primul rând consecințe cu privire la arhitectura capului pistonului. Acesta trebuie să poată direcționa jetul de combustibil în vederea formării vârtejurilor. Pentru sistemul de ghidare a jetului, se utilizează pistoane cu cap tip cupă.

Figura 2.2: Piston cu cupă

MAHLE [41]

2.3 Bolțul

Bolțul este piesa de legătură dintre piston și bielă și are rolul de a transmite forța de presiune a gazelor spre bielă și, implicit, spre arborele cotit. Există trei moduri de fixare a bolțului ce permit oscilația bielei: montaj flotant, montaj fix în umerii pistonului și montaj fix în piciorul bielei.

Montajul flotant asigură funcționarea bolțului cu joc în toate articulațiile (și în umerii pistonului și în piciorul bielei. Acest tip de montaj permite, deci, deplasarea axială a bolțului, iar pentru evitarea lovirii cilindrului de către bolț, este necesar să se impună limitarea acestei deplasări axiale. Aceasta se realizează prin montarea unor inele de siguranță în șanțuri prelucrate în orificii din umerii pistonului. Inelele pot fi realizate din sârmă de arc, cu secțiune circulară, dar care au dezavantajul de a iși pierde ușor elasticitatea, sau din oțel, cu secțiune dreptunghiulară, mai eficiente.

Principalul avantaj al soluției este constituit de reducerea uzurii bolțului și repartizarea acesteia în mod uniform. Vitezele relative dintre suprafețe determină o rotire completă a bolțului după un anumit număr de cicluri, iar astfel fibra medie suportă aceeași deformație maximă, în ambele sensuri, ciclul de încărcare fiind astfel alternant simetric.

Soluția de montare cu bolțul fix în piciorul bielei și cu joc în umerii pistonului nu mai permite deplasarea axială a bolțului, deci elimină necesitatea folosirii inelelor de siguranță. Întrucât nu există joc decât în umerii pistonului, înclinarea bielei față de axa bolțului este mai scăzută. Montajul cu strângere se realizează în general prin încălzirea piciorului bielei.

Întrucât bolțul este fix în una dintre articulații, acesta nu va mai efectua o rotire completă la un anumit număr de cicluri, încărcarea devenind astfel alternant asimetrică.

Soluția de montare cu bolțul fix în umerii pistonului constă în străpungerea bolțului și a locașurilor de către șuruburi. Apare o concentrare de tensiuni la marginile găurii, ceea ce constituie un mare dezavantaj ce face soluția neutilizabilă pe motoarele de autovehicule.

În ceea ce privește forma constructivă a bolțului, se disting patru forme principale, prezentate în figura 2.3:

Figura 2.3: Formele constructive ale bolțului [5]

Bolțul cu secțiune constantă (a) reprezintă o soluție simplă. Dacă este necesară mărirea rigidității acestuia, se poate recurge la profilarea orificiului (b), cu dezavantajul unei prelucrări mai dificile. Întrucât deformația maximă de ovalizare apare în zona centrală, pe o lungime egală cu aproximativ o cincime din lungimea bolțului, se execută uneori orificiul evazat la capete (c) sau în trepte (d).

Întrucât oferă o reducere a uzurii bolțului și necesită o prelucrare mai redusă, se va adopta soluția cu bolț flotant, cu secțiune constantă.

2.4 Segmenții

Segmenții de compresie se realizează într-o mare varietate de tipuri constructive. Construcția cea mai simplă este cea de formă dreptunghiulară, cu muchiile teșite (a). Aceasta se caracterizează prin o limitare a presiunii pe care segmentul o dezvoltă pe cilindru, ducând la necesitatea unui timp de rodaj îndelungat. Acest deziderat este ameliorat prin prelucrarea pe periferie de striuri (b) sau șanțuri de reținere a uleiului (c).

Un alt mod de înlăturare a dezavantajelor secțiunii dreptunghiulare este prin reducerea zonei de contact dintre segment și cilindru prin realizarea de segmenți conici (d) sau cara au doar o parte din periferie înclinată (e). Prin aceasta, se asigură formarea peliculei de ulei în cursa pistonului către PMI și raclarea acestuia în cursa către PME.

Pentru obținerea formării pelicului de ulei în ambele curse, se realizează segmenți dreptunghiulari, cu periferia bombată (f), însă cu dezavantajul de a se diminua efectul de raclare. Pentru mărirea acestuia, cât și a presiunii de aplicare a segmentului pe cilindru, se poate practica o degajare la periferie, în partea inferioară (g)

Întrucât are o formă geometrică simplă și își îndeplinește funcțiile de etanșare necesare în condiții normale de funcționare, se adoptă utilizarea segmenților cu secțiune dreptunghiulară.

Figura 2.4: Formele constructive

ale segmenților [5]

Capitolul 3

Proiectarea generală a subansablului

3.1 Determinarea puterii efective a motorului

3.1.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistențelor la înaintare

a) Determinarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor (f)

Pentru determinarea coeficientului de rezistență la rulare se va utiliza diagrama prezentată în sursa bibliografică [6], prezentată în figura 3.1:

Figura 3.1 – Evoluția coeficientului de rezistență la rulare cu viteza

Pentru pneurile radial ECO cu care se va echipa autoturismul se observă intervalul de culoare gri închis în care se încadrează valorile pentru coeficientul de rezistență la rulare la diferite viteze. Se observă faptul că viteza maximă pe care o poate atinge automobilul ce se proiectează nu se regăsește în figura 3.1, iar astfel este necesară deducerea lui f pe baza expresiei polinomiale a liniei de tendință determinată cu ajutorul valorilor prezente în grafic.

Pentru aceasta, este nevoie să se aleagă o curbă din figură, pentru care, prin digitizare, să se determine valorile pentru f la vitezele prezente în grafic. Se observă că intervalul de culoare gri are o grosime aproximativ constantă pentru viteze de până la 150 km/h, iar, astfel, se va proceda în următorul fel:

se trasează o curbă peste delimitarea inferioară a intervalului

se copiază această curbă, aducând valoarea lui f la viteză nulă de la 0,007 la 0,009

S-a ales valoarea de 0,009 deoarece este deasupra mijlocului intervalului, deci poate acoperi o mai mare varietate de pneuri.

Din figura 3.1 rezultă valorile pentru coeficientul de rezistență la rulare, f, pentru viteze de până la 140 km/h. Acestea sunt prezentate în tabelul 3.1.

Tabelul 3.1 – Valorile pentru f determinate cu ajutorul figurii 3.1

Figura 3.2 – Exprimarea grafică a valorilor citite pentru f și a liniei de tendință

de tip polinom de gradul 2

Pentru determinarea valorilor coeficientului de rezistență la rulare pentru viteze cuprinse între 140 km/h și 225 km/h, se va utiliza expresia polinomială a liniei de tendință din figura 3.2. Valorile rezultate se prezintă în tabelul 3.2, iar reprezentarea grafică a variației lui f cu viteza în figura 3.3.

Tabelul 3.2 – Valorile pentru f

Figura 3.3 – Variația coeficientului de rezistență la rulare f cu viteza

b) Determinarea ariei secțiunii transversale maxime a autovehiculului

Aria secțiunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiecției frontale a autovehiculului se va obține prin calculul cu relația:

unde – Bu este lățimea secțiunii anvelopei, Bu = 0,22 m

– hb este înălțimea marginii inferioare a barei de protecție față de cale, hb = 0,17 m – la este lățimea automobilului, la = 1,82 m

– Npn este numărul de pneuri, și este egal cu 2

– Cf este coeficientul de formă, iar pentru autoturisme, Cf = 0,89, conform [9]

Rezultă

(3.1)

Conform surselor bibliografice [17], [18] și [31] din care s-au extras datele tehnice ale modelelor similare, se prezintă valorile ariei secțiunii transversale maxime pentru următoarele autoturisme:

Volkswagen Passat : A = 2,26 m2

Audi A4: A = 2,20 m2

BMW 320i: A = 2,20 m2

După cum se observă, valoarea obținută pentru aria secțiunii transversale a autoturismului ce se proiectează este sensibil mai redusă decât cea pentru cele trei modele similare pentru care s-au găsit valori, în ciuda urmăririi în cadrul alegerii dimensiunilor de gabarit a obținerii unui spațiu cât mai mare pentru pasageri. Verificând formula pentru modelul BMW, cu introducerea datelor specifice acestuia (Bu = 0,225m, Ha = 1,429m, hb = 0,14m și la = 1,811m), se obține:

Prin ajustarea coeficientului de formă la 0,915 se obține cu aceeași formulă o arie egală cu 2,19 m2, valoarea indicată în datele tehnice ale autoturismului.

Întrucât sursa bibliografică [9] are o oarecare vechime, se poate considera că, de-a lungul anilor, forma autoturismelor s-a modificat, iar acel coeficient de formă să nu mai aibă aceeași valorare. Prin recalcularea ariei secțiunii transversale, intoducând Cf = 0,915, se obține:

Această valoare se va utiliza în calculele următoare, întrucât se aliniază mai bine cu cerințele de comfort ridicat, raportat la valorile ariei secțiunii transversale pentru modelele similare.

c) Alegerea justificată a coeficientului de rezistență a aerului cx

Valoarea coeficientului de rezistență a aerului se alege în funcție de date statistice, pentru diferite tipuri de autovehicule. S-au găsit valori pentru unele din modelele similare, printre care:

Mercedes-Benz C-Class – 0,24 [16]

Infiniti Q50 – 0,26 [25]

Volkswagen Passat – 0,27 [17]

Mazda 6 – 0,27 [20]

Toyota Camry – 0,28 [32]

Saab 9-3 – 0,28 [24]

Urmărind imeginile modelelor similare prezentate în capitolul 1.3, se alege modelul Mazda 6 drept model preferențial în ceea ce privește alura. În proiectarea caroseriei se va avea în vedere urmărirea unor linii ce definesc conturul exterior din profil asemănătoare, pentru a putea păstra un set de performanțe aerodinamice similare.

În calculele ce urmează se va adopta astfel cx ca fiind egal cu valoarea acestuia pentru modelul preferențial, anume 0,27.

d) Determinarea randamentului transmisiei

Pentru proiectare, în această fază, se operează cu un randament constant mediu al transmisiei. Conform [6], pentru autoturismele cu motor amplasat in față, transversal, acest randament are valori cuprinse între 0,91..0,95. Pentru calculele ce urmează, în vederea obținerii unei puteri a motorului suficiente, se va alege utilizarea în calcule a valorii 0,91.

3.1.2 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiția de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului în palier

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a automobilului (Vmax), la deplasarea acesteia în treapta de viteze cea mai rapidă (priza directă sau echivalentul ei), în palier.

Bilanțul de putere este:

(3.2)

Pentru V=Vmax, rezultă că

Relația (3.2) devine:

(3.3)

Se determină puterea motorului corespunzătoare vitezei maxime din relația (3.3),

(3.4)

în care:

Vmax este viteza maximă impusă prin tema de proiect, egală cu 225 km-h

Ga este greutatea autoturismului în ordine de mers, exprimată în daN; Ga = 10 mp + mc, unde mp este masa proprie a autoturismului, iar mc este masa conducătorului (75 kg)

k = 0,06125 ∙ cx

Rezultă:

(3.4’)

Astfel, 114,4 kW

Comparând acest rezultat cu puterile dezvoltate de motoarele modelelor similare, se observă o diferență notabilă, sau chiar mare în unele cazuri (Volvo S60 și Ford Mondeo cu 177 kW). Modelul al cărui motor dezvoltă cea mai mică putere dintre cele 15 modele similare este însă Skoda Superb cu 118 kW și cu o viteză maximă de 222 km/h. Diferența dintre rezultatul obținut și performanțele acestui model este destul de redusă.

Explicația utilizării motoarelor cu puteri ridicate de către unele dintre modelele similare pentru obținerea unei viteze maxime similare este aceea că se dorește în multe cazuri să existe o rezervă consistentă de putere, viteza fiind însă limitată electronic.

Modelarea caracteristicii la sarcină totală a motorului se face prin relația analitică:

(3.5)

relație în care se utilizează pentru n < nmediu și pentru n > nmediu unde:

(3.6)

Sub formă simplificată, relația (3.5) devine:

(3.7)

Pentru V=Vmax, motorul va avea turația nVmax, iar relația (3.7) devine:

(3.8)

Funcția fp definește caracteristica la sarcină totală raportată și depinde de tipul și particularitățile constructive ale motorului.

Adaptabilitatea motorului se referă la capacitatea acestuia de a învinge rezistențele la înaintare mărind momentul motor prin scăderea turației [1]. Coeficientul de adaptabilitate se definește ca fiind:

(3.9)

Elasticitatea motorului se referă la capacitatea acestuia de a prelua sarcini suplimentare fără a fi necesară schimbarea treptei de viteză. Coeficientul de elasticitate al motorului se definește ca fiind:

(3.10)

Pentru stabilirea caracteristicii la sarcină totală este nevoie să se aleagă în funcție de modelele similare valorile pentru următorii parametri: nP, nM, ca, ce. În ceea ce privește turația de putere, nP, se observă că la modelele similare se regăsesc valori curpinse între 5000 și 6400 min-1. Jumătate din cele 15 modele au o turație de putere de 5400-5700 min-1. Pentru autoturismul ce se proiectează, se va alege valoarea de 5500 min-1.

În ceea ce privește turația de moment, nM, pentru multe din modelele similare se dau în specificațiile tehnice intervale pentru care momentul este maxim. Turația de moment intră însă în relația coeficientului de elasticitate, pentru care sunt date valori pentru unele modele similare. Din [7], s-au extras următoarele valori pentru modelele similare:

– Honda: ca=1.05 și ce=0.75

– Saab: ca=1.18 și ce=0.45

– Volkswagen: ca=1.01 și ce=0.35

– Toyota: ca=1.22 și ce=0.55

– Mercedes-Benz: ca=1.09 și ce=0.54

În ceea ce privește coeficientul de elasticitate, cu cât acesta are o valoare mai mică, cu atât motorul este mai „elastic”, deci este favorabilă alegerea unei valori mai reduse a acestui coeficient. Se va alege astfel ce = 0,5.

În ceea ce privește coeficientul de adaptabilitate, se observă la modelele similare valori cuprinse între 1,05 și 1,22. Pe baza acestora se va alege ca = 1,15.

Coeficienții de formă ai motorului sunt:

(3.11), (3.12)

(3.13), (3.14)

(3.15), (3.16)

Astfel, conform relațiilor de mai sus, α = 1, α’ = 0,6, β = 0,6, β’ = 1,8, γ = 0,6, γ’ = 1,4

Se va adopta pentru mărimea raportată valoarea 1,15, valoare recomandată pentru MAS conform [4]. Se va calcula puterea maximă necesară motorului teoretic:

(3.17)

în care (3.18)

Astfel, , rezultând 120 kW

Turația de putere, np s-a stabilit la valoarea de 5500 rot/min. Gama de valori a turației va fi unde nmin=0,2np = 1100 rot/min, iar nmax=1,20…1,25, np=6600…6875 rot/min.

Pentru determinarea momentului motor se va folosi relația de transformare:

(3.19)

Pentru trasarea caracteristicii teoretice la sarcină totală a motorului este necesar să se calculeze

Se trasează caracteristica teoretică la sarcină totală a motorului, pe baza valorilor calculate și tabelate:

Tabelul 3.3 – Tabel centralizator pentru determinarea poziției caracteristicii la sarcină totală a motorului

Caracteristica teoretică la sarcină totală a motorului este prezentată în figura 3.4:

Figura 3.4 – Caracteristica la sarcină totală a motorului

3.2 Calculul termic al motorului

3.2.1 Calculul proceselor de schimbare a gazelor

3.2.1.1 Prezentarea metodei de calcul și a diagramei ciclului teoretic. Ipoteze simplificatoare.

Metoda de calcul ce se va utiliza este cea a ciclului teoretic corectat. Precizia acestei metode depinde de alegerea corespunzătoare, din date statistice, a unui număr relativ mare de parametri. În figura 3.5 se prezintă diagrama ciclului teoretic:

Figura 3.5 – Diagrama ciclului teoretic

Ipoteze de calcul:

evacuarea forțată (b’-g) și admisia (s-a) sunt procese izobare, la pg>p0(ps), respectiv pa<p0(ps);

comprimarea (a-c) și destinderea (z-b) sunt procese politrope de exponent constant, mc respectiv md;

arderea (c-z) este proces izocor ce se petrece în PMI de la sfârșitul cursei de compresie;

evacuarea liberă (b-b’) este proces izocor ce se petrece în PME de la sfârșiul cursei de destindere;

supapele se deschid și se închid în punctele moarte ale mecanismului motor;

declanșarea scânteii electrice se face în PMI de la sfâșitul comprimării;

3.2.1.1 Date de intrare

Pe = 120 kW – puterea motorului

k = 1,4 – exponentul adiabatic

p0 = 0,1 MPa – presiunea aerului atmosferic

T0 = 298 K – temperatura aerului atmosferic

ps = 0,16 MPa – presiunea de supraalimentare

λ = 0,9 – coeficientul de exces de aer

Presiunea de supraalimentare s-a ales urmărind valorile pentru motorul modelului similar BMW 320i. Conform [33] și [34], la acest model presiunea de supraalimentare este de 8 psi, adică 0,055 MPa, raportat la presiunea atmosferică. S-a ales astfel valoarea de 0,16 MPa pentru motorul ce urmează a fi proiectat.

3.2.1.2 Coeficientul de umplere și presiunea la sfârșitul admisiei pa

Coeficientul de umplere, . (3.20)

în care , unde este gradul de încălzire al încărcăturii proaspete.

Valorile pentru pa, pg, ΔT se obțin din date statistice, conform [5]:

ΔT = 10…45 pentru MAS, rezultă valoarea aleasă de 25 grade;

pg/ps = 1,01…1,07 pentru MAS supraalimentat, valoarea aleasă fiind 1,05, deci pg=0,168 MPa

pa/ps = 0,86…0,93 pentru MAS supraalimentat, valoarea aleasă fiind 0,86, deci pa=0,138 MPa

iar ε reprezintă valoarea raportului de comprimare. Valoarea raportului de comprimare în jurul căruia fluctuează valorile pentru modelele similare este ε = 10.

deci (3.21)

Astfel, conform (3.20), . Conform datelor statistice pezentate în [5], la MAS , deci valoarea calculată se încadrează în acest interval.

3.2.1.3 Coeficientul de gaze de ardere reziduale, γ

Coeficientul de gaze de ardere reziduale, γ, este definit de relația (3.22):

(3.22)

Tg = 900 – 1000 K pentru MAS, valoarea aleasă este 1000 K

3.2.1.4 Temperatura la sfârșitul admisiei, Ta

Temperatura la sfârșitul admisiei, Ta, este definită de relația (3.23):

(3.23)

3.2.2 Calculul procesului de comprimare

3.2.2.1 Presiunea la sfârșitul comprimării

Presiunea la sfârșitul comprimării, pc, este definită de relația (3.25):

(3.24)

În relația (3.24), mc a fost ales conform [5] având valoarea 1,3.

3.2.2.2 Temperatura la sfârșitul comprimării

Temperatura la sfârșitul comprimării, Tc, este definită de relația (3.25):

(3.25)

3.2.3 Calculul procesului de ardere

Pentru calculul procesului de ardere este necesar să se cunoască compoziția chimică a combustibilului. Se poate scrie relația , iar pentru benzină, c = 0,854, h = 0,142, iar o = 0,004. Puterea calorifică inferioară, Hi, are valoarea de 43529 kJ/kg.

Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, coeficientul de utilizare a căldurii, ξz, are valori cuprinse între 0,8 și 0,95. Pentru calculele ce urmează, se alege ξz = 0,9.

3.2.3.1 Compoziția gazelor de ardere

La arderea unui kg de combustibil rezultă:

Cantitatea teoretică de aer, , exprimată în kmoli/kg

(3.26)

Cantitatea reală de aer, (3.27)

Cantitățile de gaze de ardere:

(3.28)

(3.29)

(3.30)

(3.31)

Cantitatea totală de gaze de ardere

(3.32)

Participațiile molare ale gazelor de ardere în amestec sunt:

(3.33)

(3.34)

(3.35)

(3.36)

Coeficientul chimic (teoretic) de variație molară unde . Astfel, (3.37)

Coeficientul total (real) de variație molară unde . Deci, (3.38)

3.2.3.2 Parametrii de stare la sfârșitul arderii

Energia internă molară la sfârșitul arderii este:

(3.39)

În relația (..) se definește:

(3.40)

Se caută pentru Tz [K] cuprins între 2400..3000 K două valori astfel încât Tz2 = Tz1 + 100, astfel încât Uz1 < Uz < Uz2.

, în care n reprezintă participațiile molare are gazelor de ardere în amestec.

Pentru calculele ce urmează este necesar tabelul (3.4), extras din [5]

Tabelul 3.4 – Energii interne molare [kJ/kmol]

Pentru a calcula Uz este necesar să se calculeze mai întâi UTc aer și UTc g.ar. Temperatura la sfârșitul comprimării, Tc este egală cu 736,8 K, deci se poate încadra în intervalul 700-800K.

UTc aer și UTc g.ar. se vor afla prin interpolare liniară între valorile acestora pentru o temperatură de 700, respectiv 800 K.

Astfel, utilizând tabelul 3.4

(3.41)

Pentru calcului UTc g.ar. este necesar să se calculeze UTc pentru fiecare gaz component în parte, analog cu calculul pentru aer, urmând a se însuma rezultatele, ținând cont de participațiile molare ale gazelor în amestec.

(3.42)

(3.43)

(3.44)

(3.45)

Astfel,

(3.46)

Se poate calcula Uz, conform (3.39):

Pentru calculul Uz1 și Uz2 s-a utilizat aceeași metodă cu cea de la calculul Utc g.ar. Cu ajutorul programului Mathcad s-au calculat pentru perechi Tz1 și Tz2 astfel încât Tz2 = Tz1 + 100, Uz1 și Uz2, căutându-se acele valori de temperatură pentru care se îndeplinește condiția exprimată anterior: Uz1 < Uz < Uz2. Astfel, s-a găsit perechea de temperaturi ce îndeplinește această condiție, Uz1 = 2700 K și Uz2 = 2800 K:

(3.47)

(3.48)

Se observă că inegalitatea se respectă.

Temperatura la sfârșitul arderii, Tz, se calculează prin interpolare, cu ajutorul a Uz1,2, Tz1,2. Astfel:

(3.49)

Presiunea la sfârșitul arderii, pz se calculează cu următoarea formulă:

(3.50)

Gradul de creștere a presiunii, λp = pz/pc = 4,045 (3.51)

Gradul de destindere prealabilă, ρ, este egal cu raportul dintre volumul la sfârșitul arderii și volumul la sfârșitul comprimării. Pentru MAS, ρ = 1.

3.2.4 Calculul procesului de destindere

Pentru calcularea presiunii și temperaturii la sfârșitul destinderii, este necesară alegerea valorii exponentului politrop mediu md. Pentru MAS, valorile uzuale sunt cuprinse între 1,25..1,35, conform [35]. Utilizând în calcule valoarea de 1,3, se vor obține:

Presiunea la sfârșitul destinderii:

(3.52)

Temperatura la sfârșitul destinderii:

(3.53)

3.2.5 Calculul presiunii medii efective

3.2.5.1 Presiunea medie indicată

Presiunea medie indicată este definită de relația:

(3.54)

În relația anterioară,

(3.55)

Astfel, , iar . Această valoare a pi se încadrează în intervalul de valori uzuale pentru MAS 0,75..1,55 Mpa [5]

3.2.5.2 Presiunea medie efectivă

Presiunea medie efectivă, pe, este definită de relația:

(3.56)

Pentru MAS, randamentul mecanic ia valori în intervalul 0,7..0,9 [5]. Pentru un randament mecanic egal cu 0,9, presiunea medie efectivă este:

Cu această ocazie se trasează diagrama indicată în coordonate p-V, reprezentată în figura 3.6.

Figura 3.5 – Diagrama indicată

3.2.6 Calculul dimensiunilor finamentale ale motorului (D,S)

Cilindreea totală se exprimă cu ajutorul relației:

(3.57)

Pe = 120 kW, este puterea efectivă a motorului;

pe = 1,28 MPa, este presiunea medie efectivă;

= 4, este numărul de timpi al motorului;

n = 5500 min-1, este turația de putere, conform cap. 3.1

Astfel,

Cilindreea unitară va fi , unde i este numărul de cilindri (4). Astfel,

Valoarea raportului dintre cursa pistonului, S, și diametrul alezajului cilindrului, D este ψ = 0,6…1,3 pentru motoarele cu aprindere prin scânteie. Pentru modelele similare, se observă trei tendințe: ψ = 0,9, ψ = 1 și ψ = 1,1. Se remarcă faptul că modelele cu cilindreea totală de 2 dm3 au ψ = 1,1

Diametrul cilindrului, este dat de relația:

(3.58)

Această valoare se va rotunji la 83 mm.

Cursa pistonului, S, este dată de relația:

(3.59)

Această valoare se va rotunji la 91 mm, iar apoi se va recalcula ψ:

(3.60)

Vireza medie a pistonului, Wpm:

(3.61)

3.2.7 Indicii tehnico-economici ai motorului

3.2.7.1 Parametrii indicați

Randamentul indicat:

(3.62)

RM = 8,314 kJ/kmol K, constanta universală a gazului ideal

pi = 1,425 MPa, presiunea medie indicată

ps = 0,16 MPa, presiunea de supraalimentare

= 0,783, coeficientul de umplere

N0 = 0,46 kmol/kg

Ts = temperatura de supraalimentare

Hi = puterea calorică inferioară a combustibilului

Astfel, , valoare ce se încadrează în intervalul de valori uzuale pentru MAS [0,28..0,34] [5]

Consumul specific indicat de combustibil:

(3.63)

3.2.7.2 Parametrii efectivi

Randamentul efectiv: , unde este randamentul mecanic al motorului având valoarea de 0,9, conform 3.2.5.2. Astfel,

Consumul specific efectiv de combustibil (3.64)

Consumul orar de combustibil:

(3.65)

Puterea litrică:

(3.66)

Puterea specifică:

(3.67)

Puterea pe cilindru:

(3.68)

3.2.8 Bilanțul energetic al motorului

În acest subcapitol se vor determina, pentru arderea unui kg de combustibil, atât cantitativ (Qx) cât și procentual (qx), cantitățile de căldură:

Q = Hi = 43529 kJ, este căldura disponibilă. q = 100%

Ql – căldura transformată în lucru mecanic;

Qr – căldura pierdută prin sistemul de răcire;

Qg – căldura pierdută prin gazele de evacuare;

Qi – căldura pierdută prin ardere incompletă;

Qrez – termenul rezidual;

Căldura transformată în lucru mecanic:

(3.69)

Căldura pierdută prin gazele de evacuare

(3.70)

Nf = 0,499 kmoli

(3.71)

N0 = 0,46 kmoli

(3.72)

, unde j = CO2, CO, H2O, N2 (3.73)

, unde j = CO2, CO, H2O, N2 (3.74)

Pentru rezolvarea acestei relații este nevoie de tabelul 3.5 în care sunt prezentate valorile entalpiilor molare I pentru temperaturile între care se încadrează Ts și Tev.

Tabelul 3.5 – Entalpii molare [kJ/kmol]

Pentru calcularea entalpiilor molare pentru diferite cele două temperaturi, se vor calcula în mod asemănător cu capitolul 3.2.3.2 entalpiile pentru temperaturile între care se află temperatura dorită, urmând a se efectua o interpolare liniară.

(3.75)

(3.76)

(3.77)

(3.78)

(3.79)

Similar se calculează :

(3.80)

(3.81)

(3.82)

(3.83)

(3.84)

Astfel, (3.85)

(3.86)

Căldura pierdută prin ardere incompletă

(3.87)

(3.88)

Termenul rezidual

(3.89)

Căldura pierdută prin sistemul de răcire

Rezultă prin diferența: (3.90)

Rezultă: (3.91)

3.3 Calculul dinamic al motorului

Calculul dinamic al motorului are scopul de a afla care sunt forțele ce acționează asupra echipajului mobil al cilindrului și momentul motor rezultant și de a verifica puterea motorului. Pentru realizarea acestui lucru, este necesar să se aleagă tipul de mecanism bielă-manivelă și să se aproximeze masele pieselor în mișcare ale mecanismului motor.

3.3.1 Alegerea tipului de mecanism bielă manivelă

Se alege un mecanism bielă-manivelă cu piston portant, de tip normal, soluție prezentă la dispunerea cilindrilor în linie cu biele alăturate. Se va opta pentru mecanismul de tip axat, întrucât este cel mai simplu, iar seria Fourier a forțelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație aferente echipajului mobil al cilindrului, nu conține armonicile de tip impar. [5]

3.3.2 Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului

Mecanismele cu biele lungi conduc la o reducere a forței normale aplicată de către piston pe cilindru. Raportul , unde R este raza manivelei, iar L este lungimea bielei, are pentru MAS valori cuprinse între [5]. Pentru motorul ce se proiectează, se adoptă

3.3.3 Stabilirea maselor pieselor aflate în mișcare ale mecanismului motor

Stabilirea maselor pieselor aflate în mișcare se realizează prin predimensionarea pieselor respective, prin calcului aproximativ al volumelor acestora și prin alegerea materialelor, pentru cunoașterea densității. Valorile ce se vor obține urmează a se compara cu date statistice.

Masa grupului piston:

(3.92)

unde mp este masa pistonului.

Densitatea aparentă a pistonului este:

(3.93)

Densitatea aparentă a pistonului pentru MAS confecționat din aliaj de aluminiu este, conform [5], cuprinsă între 0,5 și 0,8 kg/dm3. Astfel rezultă relația (3.94), în care D este introdus în dm:

(3.94)

Se va alege din intervalul rezultat valoarea de 0,35 kg pentru masa pistonului.

Astfel, se poate determina acum și masa grupului piston, conform relației (3.92):

Se va alege din intervalul rezultat valoarea de 0,45 kg pentru masa grupului piston.

Masa bielei se poate calcula cunoscând date statistice despre masa raportată a acesteia:

(3.95)

Rezultă: . Adoptând , conform [5], 0,2 g/mm2, masa bielei devine mb = 1,08 kg.

Masa aflată în mișcare de translație, mtr, se deduce din relația (3.96):

(3.96)

Drept verificare, valoarea determinată se va încadra între valorile:

(3.97)

unde – D [mm]

– (3.98)

Astfel, din (3.97) și (3.98) rezultă și se observă că valoarea calculată în (3.96) se încadrează în intervalul calculat.

3.3.4 Calculul forțelor și momentului care acționează asupra echipajului mobil al unui cilindru

Pe baza diagramei indicate a ciclului teoretic corectat, în coordonate p-V prezentat în figura 3.6, se determină cu ajutorul unei construcții grafice bazată pe expresia aproximativă a deplasării pistonului, variația presiunii gazelor din cilindru, p, în funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit, α, din 5 în 5 grade pe toată durata ciclului.

Figura 3.6 – Diagrama indicată a ciclului teoretic corectat

Mod de lucru:

s-a construit semicercul de diametru AB și centru O;

s-a construit semicercul cu centrul O’ de rază oarecare, și s-a împărțit în părți egale, din 5 în 5 grade;

(3.99)

s-au prelungit razele celui de-al doilea semicerc până l-au intersectat pe primul și l-au împărțit în tot atâtea părți, însă inegale de această dată;

din punctele de intersecție s-au ridicat verticale ce intersectează diagrama indicată în patru puncte corespunzătoare celor patru curse ale pistonului

cu ajutorul programului Autocad, s-au citit cotele acestor puncte de intersecție, ce reprezintă presiunea p în funcție de α

Calculul forțelor și momentului motor indicat al unui cilindru se va face tabelar. În figura 3.7 sunt prezentate forțele ce acționează asupra mecanismului mobil al cilindrului.

Figura 3.7 – Forțele din mecanismul mobil al cilindrului

Forța de presiune a gazelor:

(3.100)

p [bar], D [cm]

pc este presiunea din carter, egală cu 1 bar

Forța de inerție a maselor aflate în mișcare de translație:

(3.101)

jB este accelerația pistonului

este accelerația relativă a pistonului (3.102)

m [kg], R [m], , R = S/2

Forța în lungul axei cilindrului:

(3.103)

Forța în lungul bielei:

(3.104)

β este oblicitatea bielei

(3.105)

Forța normală:

(3.106)

Forța în lungul manivelei:

(3.107)

Forța tangențială:

(3.108)

Momentul motor:

(3.109)

R [m]

Rezultatele obținute sunt centralizate în tabelul 3.6.

Se verifică puterea motorului:

(3.110)

Mmed este media aritmetică a valorilor înscrise în tabel, Mmed = 5,76 Nm;

este randamentul mecanic al motorului, egal cu 0,9;

Astfel, . Eroarea dintre Pe recalculat și Pe este mai mică de 5%

Forțele calculate se reprezintă grafic în figurile (3.8), (3.9), (3.10).

Figura 3.8 – Fp, Ft, F

Figura 3.8 – K, N

Figura 3.10 – T, Z

3.3.5 Calculul momentului motor rezultant (indicat) Mrez

Aprinderile fiind uniform repartizate în perioada funcțională a motorului, momentele Mj aferente celor i cilindri sunt decalate cu , unde τ este numărul de timpi ai motorului, egal cu 4. Astfel, .

Momentul motor rezultant este:

(3.111)

Momentele motoare și momentul rezultant sunt centralizate în tabelul 3.7.

Tabelul 3.7 – Momentele motoare ale celor patru cilindri de-a lungul a 180̊

Momentul rezultant mediu este:

(3.112)

Se poate reverifica puterea motorului:

(3.113)

3.4 Calculul și construcția segmenților de compresie

3.4.1 Alegerea numărului de segmenți și a materialului din care vor fi realizați

În ceea ce privește motoarele cu aprindere prin scânteie, se folosesc uzual doi segmenți de compresie și unul de ungere. Materialele posibile au fost extrase din [5] și sunt prezentate în tabelul 3.8.

Tabelul 3.8 – Materiale pentru realizarea segmenților

Se adoptă materialul marca IKA, întrucât prezintă calitățile necesare pentru actualul proiect.

3.4.2 Calculul segmentului de compresie

3.4.2.1 Stabilirea dimensiunilor secțiunii

Se alege o construcție simplă, segmentul având o secțiune dreptunghiulară, cu muchiile teșite pentru evitarea raclării excesive a uleiului, prezentată în figura 3.11 [5]

Figura 3.11 – Secțiunea segmentului [5]

Grosimea radială „a” se va determina astfel încât efortul unitar la montaj, σm, să nu depășească rezistența admisibilă σa = 200..300 N/mm2, iar efortul din timpul funcționării σf să fie minim.

Pentru segmenții pistoanelor cu diametre cuprinse între 80 și 88 mm, se dau următoarele date constructive [5]:

(3.114)

pentru procedeul de montaj Ghintburg, m = 0,5

pE este presiunea medie elastică, iar pentru segmenții de secțiune dreptunghiulară,

(3.115)

Astfel se cunosc toți termenii expresiei efortului unitar la montaj, cu excepția grosimii radiale. Pentru a = 3,7 mm, , deci se încadrează în limita impusă.

Efortul din timpul funcționării este:

(3.116)

în care k este o constantă, K = 1,742 [5]

La scăderea lui a, va crește, deci, întrucât se respectă condiția , se va alege valoarea cea mai mare din intervalul pentru a, 3,7.

3.4.2.2 Rostul de dilatare

a) Rostul de dilatare în stare liberă este dat de relația (3.117) [5]:

(3.117)

în care c este o constantă, c = 0,196 [5]

Astfel,

b) Rostul de dilatare în funcționare are valori cuprinse între (0,0023…0,0040)D pentru MAS, conform [5], adoptat s’ = 0,2 mm

c) Rostul de dilatare la montaj este dat de relația (3.118) [5]:

(3.118)

unde: – Ts este temperatura segmentului, Ts = 500…545 K [5], adoptat 500 K

– αcil este coeficientul de dilatare al cilindrului, αcil = (11..12) 10-6 K-1 [5], adoptat 11 10-6 K-1

– Tcil este temperatura cilindrului, Tcil = 385..395 K [5], adoptat 385 K

– T0 este temperatura ambientală, T0 = 298 K

Astfel, s = 0,56 mm

3.4.2.3 Jocurile segmentului în canal

Dimensiunile canalului pentru segment, cât și jocurile segmentului în canal sunt prezentate în figura 3.12.

Figura 3.12 – Dimensiunile canalului pentru segment

Pentru dimensionare, se vor adopta valori uzuale întâlnite la MAS, conform [5]:

h’ = 0,03…0,05 mm, adoptat 0,05 mm

a’ = 0,5…1 mm, adoptat 0,8 mm

3.5 Calculul și construcția bolțului

3.5.1 Alegerea materialului

Uzual, pentru fabricarea bolțului, se utilizează oțeluri carbon de calitate (OLC 15, 20, 45) sau oțeluri aliate cu Cr, Ni, Mo, durificate prin cementare sau călire. Pentru actualul proiect se va opta pentru oțelul aliat 13 Cr Ni 30 (Ce), cu următoarele caracteristici mecanice:

σr = 1000…1350 N/mm2

σ-1 = 380…500 N/mm2

σr = 720 N/mm2

3.5.2 Predimensionare

Pentru predimensionare, se vor alege din date statistice pentru MAS următoarele:

, adoptat 0,28, deci d = 23,2 mm, unde d este diametrul exterior

, adoptat 0,66, deci di = 15,34 mm, unde di este diametrul interior

, adoptat 0,36, deci b = 30 mm, unde b este suprafața de sprijin în piciorul bielei

, adoptat 0,87, deci l = 72,2 mm, unde l este lungimea bolțului

jocul între piciorul bielei și piston, j = 1..2 mm, adoptat 1,5 mm

3.5.3 Verificarea presiunii în piciorul bielei, pb, și în umerii pistonului, pa

Forța de calcul este:

(3.119)

mps este masa totală a pistonului și a segmenților, determinate la capitolul 3.3

R este raza manivelei arborelui cotit

Ω este viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit

Astfel, F = 41210 N

Această forță se consideră distribuită uniform în lungul și în jurul suprafețelor de sprijin pe jumătate din circumferință (figura 3.13 a), iar astfel:

(3.120)(3.121)(3.122)

a este suprafața de sprijin în fiecare umăr al pistonului și se deduce din a = (l – 2j – b)/2 = 19,61 mm

Astfel, pa = 45,22 N/mm2, iar pb = 59,1 N/mm2. Aceste valori sunt inferioare presiunii admisibile, egală cu 60 N/mm2 pentru pa, respectiv 68 N/mm2 conform [36]

3.5.4 Verificarea de rezistență

a) Verificarea la încovoiere

Verificarea la încovoiere se face static și la oboseală. Sarcina se consideră distribuită liniar în lungul bolțului în umeri și uniform în piciorul bielei (fig 3.13 b)

(3.123)

Pentru soluția adoptată cu bolț flotant se consideră că ciclul de încărcare este alternant simetric. Coeficientul de siguranță la oboseală este dat de relația:

(3.124)

βσ = 1 [5]

εσ = 0,9 [36]

γ pentru bolț cementat și lustruit = 1,5..2,5 adoptat 2

σmax = σi max = 315 N/mm2

Astfel, , ce se încadrează în limitele impuse pentru bolț flotant (1…2,2) [5]

b) Verificarea la forfecare

Forța tăietoare maximă se realizează în zona jocului dintre piciorul bielei și umerii pistonului (fig 3.13 c), iar efortul unitar maxim apare la periferia bolțului în plan normal la axa pistonului

Figura 3.13 – Solicitările bolțului

Conform formulei lui Jurawski:

(3.125)

La verificarea sumară:

, (3.126)

valoare ce se încadrează și ea în limitele impuse.

c) Verificarea la ovalizare

Sarcina se consideră distribuită sinusoidal pe jumătate din periferia bolțului în plan transversal (fig 3.14). Efortul unitar maxim se realizează în fibra interioară. (fig 3.15)

Figura 3.14 – Legea de distriuție a forței [35] Figura 3.15 – Variația eforturilor unitare [35]

(3.127)

σmax < σadm = σ-1

3.5.5 Verificarea deformației

Deformația maximă de ovalizare se produce după cum se observă în figura 3.15 la φ=0̊.

Relația de calcul a săgeții deformației este:

(3.128)

Această deformație nu trebuie să depășească jumătate din jocul din umerii pistonului în funcționare, Δ’= (0,001…0,005) d, adică 0,023..0,116 mm. Cum f = 0,035 mm, se observă că inegalitatea se respectă.

Jocul la montaj este dat de relația:

(3.129)

αb este coeficientul de dilatare la bolțului, αb = 10,510-6 K-1 [5]

αp este coeficientul de dilatare la pistonului, αp = 21,510-6 K-1 pentru aliajul hipoeutectic ATC Si10 Cu3 Mg* KS 270 [5]

Tb este temperatura bolțului, Tb = 425 K [5]

Tp este temperatura umerilor pistonului, Tp = 425…475K [5], adoptat 475 K

T0 = 300 K

Astfel, jocul la montaj devine .

3.6 Calculul și construcția pistonului

3.6.1 Stabilirea dimensiunilor principale ale pistonului

Principalele dimensiuni ale pistonului se precizează pe baza datelor statistice extrase din [35]:

Lungimea mantalei Lm = 0,5..0,8 D

– se adoptă Lm = 0,6 D = 50 mm

Înălțimea de compresie Hc = 0,5..0,7 D

– se adoptă Hc = 0,55 D = 46 mm

Grosimea capului pistonului δ = 0,08..0,1 D

– se adoptă δ = 0,1 D = 8,3 mm

Înălțimea de protecție a segmentului de foc se adoptă: H1 =11,7 mm

Grosimea flancului H2 = 0,035..0,045 D

– se adoptă H2 = 0,035 D = 2,9 mm

Înălțimea canalului segmenților H = 2,05 mm (vezi cap. 3.4), iar distanța B = 33 mm (vezi cap. 3.5)

Figura 3.16 – Dimensiunile principale ale pistonului

Diametrul bolțului este d = 23,2 mm, iar cota du = 1,3..1,6 d, adoptat 37,2 mm.

Grosimea peretelui pistonului în zona de compresie δs = 0,05..0,08 D, adoptat 6,7 mm.

Grosimea peretelui pistonului în zona mantalei δm = 0,02..0,04 D, adoptat 3,3 mm.

Lungimea pistonului va fi L = H1 + 2H + 2H2 + H3 + Lm = 74,7 mm, unde H3 este înălțimea canalului segmentului de ungere.

3.6.2 Calculul pistonului

3.6.2.1 Calcului capului pistonului

Ipoteze de calcul:

capul pistonului este o placă circulară de diametru Di, încastrată pe contur în regiunea port-segmenți, de grosime constantă

capul pistonului este încărcat cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru

Materialul din care este realizat pistonul a fost menționat și în cadrul capitolului 3.5. Acesta este aliajul hipoeutectic marca ATC Si10 Cu3 Mg* KS 270, cu următoarele caracteristici:

alungirea la 20 ̊ C δs = 0,3…0,8%

modulul de elasticitate E = 7,5 x 104 N/mm2

coeficientul de dilatare αp = 21 x 10-6

a) Diametrul capului pistonului

(3.130)

coeficientul de dilatare al materialului cilindrului αc = 11 x 10-6

temperatura cilindrului răcit cu lichid Tc = 385 K

temperatura capului pistonului Tp = 555 K

jocul la cald în funcționare =0,002..0,004 D, adoptat 0,003 D = 0,25 mm

T0 este temperatura mediului ambiant, 300 K

Astfel, Dc = 82,39 mm

b) Verificarea la rezistență

Verificarea la rezistență se va face static la solicitări termo-mecanice, considerându-se impotezele menționate anterior. Diametrul plăcii considerate este:

(3.131)

Solicitări mecanice

Capul pistonului se consideră încastrat, cu o sarcină uniform distribuită egală cu presiunea maximă a gazelor. Eforturile unitare au valorile extreme:

la margine pe direcție radială: (3.132)

la margine pe direcție tangențială: (3.124)

unde μ = 0,32..0,36, coeficientul lui Poisson pentru aliaje de aluminiu, adoptat 0,34.

în centru:

Se observă că toate valorile se înscriu sub valoarea admisibilă.

Solicitări termice

Capul pistonului se consideră străbătut de un flux de căldură , ce reprezintă o fracțiune ζ din căldura dezvoltată prin arderea comustibilului. Acest flux de căldură poate fi exprimat:

[W] (3.125)

Pe este puterea nominală a motorului, 120 kW

ce este consumul specific de combustibil, 290,082 g/kWh

Qi este puterea calorifică inferioară a combustibilului, 43529 kJ/kg

i este numărul de cilindri ai motorului

ζ se adoptă 0,02

Densitatea fluxului de căldură este:

(3.126)

O parte din fluxul de căldură va străbate pistonul în mod radial (qr), de la centru către margine, în timp ce restul fluxului străbate capul pistonului axial (qa), de la fibrele superioare la cele inferioare.

qr = (0,75..0,8) q, adoptat qr = 0,75 q = 291718,13 W/m2 (3.127)

Eforturile unitare extreme vor fi:

la margine pe direcție radială: (3.128)

unde – , cu Ri = Di/2 = 30,36mm și λ conductivitatea termică 109 W/m K

–

– , unde R = D/2 =41,5 mm și

–

Înlocuind se obține:

la margine pe direcție tangențială: (3.129)

în centru: (3.130)

Aceste valori se înscriu toate sub cele admisibile de 70…120 Mpa.

Pentru fluxul de căldură ce stăbate capul pistonului axial:

qa = q-qr = 97239,38 W/m2

Eforturile unitare extreme vor fi:

(3.131)

(3.132)

Eforturile unitare rezultante

Tabelul 3.9 – Eforturile unitare rezultante [MPa]

3.6.2.2 Calculul regiunii port-segmenți

Regiunea port-segmenți se va verifica static la comprimare, sub acțiunea forței maxime de presiune a gazelor:

(3.133)

Se va efectua și o verificare la întindere sub acțiunea forței maxime de inerție a părții din piston corespunzătoare capului, regiunii port-segmenți, segmenți, situată deasupra secțiunii de calcul mp*:

, unde mp* = 1/3 mp (masa pistonului) = 0,117 kg (3.134)

Fi = 2289 N

Secțiunea periculoasă este zona slăbită de canalizația de evacuare a uleiului raclat de segmentul de ungere și are suprafața:

(3.135)

ν = 8 este numărul găurilor de ungere

δu = 2 mm este diametrul găurilor de ungere

(3.136)

(3.137)

Aceste valori se înscriu în cele admisibile, conform [36]cat???

3.6.2.3 Calculul mantalei

a) diametrul mantalei

(3.138)

Tm este temperatura mantalei, adoptată 393 K din intervalul 273..413 K

αm = αp

, adoptat 0,001 D = 0,083 mm

Jocul de montaj la baza mantalei se deduce din D-Dm = 0,2 mm

b) verificarea presiunii maxime pe manta

(3.139)

Nmax este forța normală maximă, extrasă din tabelul 3.6 din cadrul calculului dinamic

Aev este aria evazării mantalei, Aev = 231.44 mm2, calculată din desenul de execuție

Pentru MAS, presiunea pe manta admisibilă este de 0,8 N/mm2.

3.6.2.4 Calculul umerilor pistonului

Umerii pistonului se verifică sumar, la forfecare, sub acțiunea forței maxime de presiune a gazelor:

(3.140)

3.7 Predimensionarea bielei și a arborelui cotit

Pentru realizarea desenului de ansamblu al motorului, este necesară cunoașterea unor dimensiuni orientative pentru bielă și pentru arborele cotit. Acestea se obțin în general din date statistice, extrase din [5], [35]

3.7.1 Stabilirea dimensiunilor bielei

Piciorul bielei

Figura 3.17 – Dimensiunile piciorului bielei

Diametrul exterior al piciorului bielei dep = (1,25..1,65)d pentru MAS, unde d este diametrul exterior al bolțului. Știind că d = 23,2 mm rezultă dep = 29…38,28 mm, adoptat dep = 35 mm.

Diametrul exterior al piciorului bielei este dip = d + 2hb unde hb este grosimea bucșei de bronz. hb = (0,075..0,085)d pentru MAS. Rezultă hb = 1,74..1,97 mm, adoptat 1,8 mm.

Rezultă dip = 23,2 + 3,6 = 26,8 mm

Lățimea corpului bielei în zona piciorului Lp = (0,48…0,60) dep = 16,8..21, adoptat Lp = 19 mm

Raza de racordare ρ și poziția secțiunii minime a corpului (cota xp) se calculează adoptând ψ din intervalul 30 ̊…40 ̊. Fie ψ = 40 ̊, rezultă:

(3.141)

(3.142)

Capul bielei

Capul bielei se predimensionează similar cu piciorul. Dimensiunile acestuia sunt strâns legate de cele ale fusului maneton (diametrul dm și lungimea lm) și ale alezajului (D).

Pentru MAS în linie, conform datelor statistice prezentate în sursele bibliografice menționate:

dm = (0,55…0,68)D = 45,65…56,44 mm, adoptat dm = 50 mm

lm = (0,45…0,62)D = 37,35…51,46 mm, adoptat lm = 40 mm

Diametrul interior al capului va ține cont de diametrul fusului maneton și de grosimea cuzineților: dc = dm + hcu = 54 mm pentru un cuzinet cu grosimea de 2 mm.

Diametrul șuruburilor ds se adoptă 8 mm.

Diametrul exterior al capului dce = dc + 2ds + 2 + 3 = 75 mm

Lățimea corpului bielei în zona capului Lc = (1,1…1,35) Lp = 20,9…25,65, adoptat Lc = 24 mm

Raza de racordare ρ și poziția secțiunii minime a corpului (cota xc) se calculează adoptând ψ din intervalul 30 ̊…40 ̊. Fie ψ = 40 ̊, rezultă:

(3.143)

(3.144)

Capitolul 4

Diagnosticarea mecanismului motor – Verificarea etanșeității

camerei de ardere prin măsurarea presiunii de compresie

4.1 Parametrii de influență ai nivelului de etanșare a camerei de ardere

Nivelul de etanșare al camerei de ardere este influențat de o serie de parametri legați de starea tehnică a diferitelor componente ale mecanismului motor. Principalele cauze ale înrăutățirii etanșeității camerei de ardere sunt:

uzarea cilindrului sau a fustei pistonului

uzarea canalelor segmenților

uzarea segmenților

uzarea garniturii de chiulasă

uzarea scaunelor supapelor și a talerelor lor

blocarea segmenților în canale datorită cocsării

griparea intermitentă și parțială a pistonului în cilindru

griparea supapelor

modificarea elasticității arcurilor supapelor

fisurarea cilindrului

spargerea segmenților

spargerea marginilor canalelor pentru segmenți prevăzute în piston

dereglarea jocului termic în mecanismul de distribuție

4.2 Parametrii de influență ai presiunii de compresie.

Există patru parametri care influențează presiunea de compresie: etanșeitatea camerei de ardere, turația motorului, regimul termic al motorului și pierderile gazo-dinamice din admisie.

Turația motorului este importantă deoarece la turații reduse deplasarea pistonului se realizează cu viteză mai redusă, iar astfel gazele au la dispoziție un interval de timp mai mare pentru a ieși din cilindru prin eventualele neetanșeități. Ar fi astfel avantajos ca verificarea să se realizeze la cea mai scăzută turație posibilă, cea corespunzătoare acționării motorului termic de către demaror. Principalul dezavantaj al acestui regim de funcționare este fatul că variații reduse ale turației au un important impact asupra valorilor presiunii, după cum este prezentat în figura 4.1.

Pentru a controla cât mai bine turația dată de demaror, este necesar să se efectueze o verificare a stării tehnice a acestuia, cât și a bateriei de acumulatoare, a cablurilor și a conexiunilor electrice.

Figura 4.1 – Variația presiunii de compresie cu turația [42]

Regimul termic al motorului influențează presiunea de compresie în mai multe moduri. În primul rând, regimul termic influențează turația motorului prin modul în care influențează proprietățile uleiului. Acesta este mai vâscos la temperaturi reduse, iar astfel cresc frecările din cuplele cinematice, inducând un moment rezistent mai însemnat.

În al doilea rând, regimul termic influențează jocurile care apar în cuplele cinematice. Este posibil ca, datorită unui joc termic prea mic, o dată cu creșterea regimului termic, supapele să nu se mai închidă complet.

Pierderile gazo-dinamice din admisie sunt influențate de gradul de colmatare al filtrului de aer și de unghiul de deschidere al clapetei de accelerație. Aceste pierderi influențează presiunea gazelor care intră în cilindru, deci și cantitatea acestora, modificând în final și presiunea la sfârșitul comprimării.

Al partulea parametru de influență al presiunii de compresie este cel care ne interesează în operația de diagnosticare. Nivelul de etanșare al cilindrilor este important deoarece cu cât acesta este mai redus, cu atât o cantitate mai însemnată de gaze va „scăpa” din camera de ardere, afectând presiunea la sfârșitul comprimării. Primii trei parametri nu indică o etanșare defectuoasă a cilindrilor, ci mai degrabă influențează rezultatul măsurătorii, iar astfel este necesar ca aceștia să fie luați în calcul, iar acțiunea lor să fie limitată prin o serie de operațiuni pregătitoare.

4.3 Instrumente necesare: compresmetrul

Măsurarea presiunii de compresie se face cu ajutorul compresmetrului. Construcția acestuia este prezentată în figura 4.2. Principalele elemente componente sunt: 1 – corp; 2 – garnitură de etanșare; 3 – supapă de reținere; 4 – arcul supapei; 5 – cilindru de măsură; 6 – piston; 7 – resort calibrat; 8 – tija pistonului; 9 – ac indicator; 10 – mâner; 11 – diagramă din hârtie cerată.

Aparatul este amplasat cu garnitura 2 pe orificiul liber lăsat prin demontarea bujiei sau a injectorului cilindrului asupra căruia se efectuează verificarea și este apăsat cu putere pentru a se evita scăparea gazelor. Pentru a ușura acest lucru, uneori se montează pe compresmetru diferite furtunuri prevăzute cu același tip de garnitură.

Prin antrenarea motorului de către demaror, aerul comprimat din camera de ardere va deschide supapa 3 și va pătrunde în cilindrul 5 al aparatului. Presiunea realizată în acest compartiment va impinge pistonul 6 și tija 8, deplasarea acestora fiind marcată pe diagramă de rotirea acului 9. Figura 4.2 – Construcția compresmetrului [42]

De considerat este faptul că, prin montarea compresmetrului la cilindru, se modifică volumul ocupat de gaze, iar astfel și raportul de comprimare, respectiv presiunea de compresie. Pentru a ține cont de acest lucru este utilizată supapa de reținere. Aceasta se închide o dată cu începerea destinderii, păstrând în cilindrul aparatului gaz având presiunea egală cu presiunea maximă obținută în cilindrul motorului în ciclul respectiv. În ciclurile următoare, supapa se deschide numai după ce presiunea din camera de ardere depășește presiunea gazlui din aparat, închizându-se de fiecare dată și reținând din ce în ce mai mult gaz, până când se ajunge în situația în care supapa de reținere nu se mai deschide. În acel moment diferența de presiune dintre cilindru și cea afișată de aparat este de ordinul sutimilor de bari și astfel se poate considera că presiunea înregistrată de compresmetru este egală cu cea obținută în procesul de comprimare în cazul în care injectorul sau bujia ar fi fost montate.

4.4 Operațiuni pregătitoare

Operațiunile pregătitoare au scopul de a elimina sau de a limita pe cât posibil acțiunea factorilor de influență paraziți prezentați în 4.2. Acestea sunt:

verificarea stării tehnice a bateriei de acumulatoare;

verificarea stării tehnice a cablurilor, conexiunilor și contactelor circuitelor electrice ale demarorului;

verificarea stării tehnice a demarorului;

verificarea filtrului de aer;

încălzirea motorului (tapa minim 80 0C , tulei minim 65-70 0C);

demontarea bujiilor sau a injectoarelor de la toți cilindrii;

deschiderea completă a clapetei de accelerație și menținerea acesteia deschisă;

4.5 Mod de lucru

Se cuplează compresmetrul la orificiul bujiei sau injectorului demontat corespunzător primului cilindru și se menține apăsat pe poziție pentru a realiza etanșarea necesară. Se acționează demarorul până când acul compresmetrului își stabilizează poziția. Se citește și se notează valoarea marcată pe diagramă.

Se descarcă compresmetrul prin deschiderea supapei de reținere apăsând extremitatea tijei pe un corp dur. Se repetă operațiunea pentru toți ceilalți cilindri.

4.6 Interpretarea rezultatelor

O diagramă cu hârtie cerată utilizată pentru testarea de două ori a nivelului de etanșare al cilindrilor aceluiași motor este prezentată în figura 4.3.

Primul lucru care se observă pe un astfel de rezultat este că valorile presiunii de compresie înscrise pentru cei patru cilindri nu sunt egale, presiunea atingând 13 bari pentru al patrulea cilindru și doar în jur de 12 pentru ceilalți trei.

Figura 4.3 – Rezultat obținut în cadrul laboratorului de Diagnosticarea Autovehiculelor, 2014

Acest lucru indică faptul că cilindrul 4 are un nivel de etanșare superior celorlalți trei cilindri. Toate valorile se compară cu cele limită indicate de constructor și se consideră acceptabile dacă nu sunt mai mici decât acestea.

În lipsa unor valori date de constructor, se poate calcula valoarea limită a presiunii de compresie conform relației (3.24);

Pentru definirea raportului de comprimare efectiv εef se ține cont de faptul că măsurarea presiunii de compresie de realizează la o turație foate mică. Acest lucru înseamnă că inerția coloanei de gaz este redusă și datorită întârzierii închiderii supapelor de admisie αisa o parte din gaze trece din cilindru înapoi în galeria de admisie. Se definește raportul efectiv de comprimare [42]:

(4.1)

Întrucât presiunea de compresie teoretică se obține considerând cilindrul perfect etanșat, lucru ce nu este posibil, se admit valori mai reduse ale presiunii efective, în funcție de cerințe.

4.7 Localizarea neetanșeităților

În cazul în care presiunea de compresie este mai mică decât valoarea limită indicată de producător, prima etapă ce trebuie parcursă pentru localizarea neetanșeităților este cea care se realizează cu cel mai puțin efort: se introduce prin orificiul bujiei/injectorului o cantitate mică de ulei în cilindru și se reefectuează verificarea. Acesta va pătrunde în zona segmenților, realizând pentru o scurtă perioadă o bună etanșare. Daca presiunea de compresie se încadrează în valorile impuse, înseamnă că neetanșeitatea este localizată la nivelul grupului piston-segmenți-cilindru.

Dacă presiunea rămâne la valori inferioare celor indicate de producător, se inspectează lichidul din vasul de expansiune și al uleiului din motor. În cazul în care se observă urme de ulei în lichidul de răcire sau urme de lichid de răcire în ulei, înseamnă că garnitura de chiulasă este deteriorată.

Etanșarea supapelor se verifică prin demontarea filtrului de aer și ascultarea zgomotelor ce apar în zona accesului aerului în motor. Prezența unor pufăituri cu frecvență regulată indică o etanșare insuficientă la nivelul supapelor de admisie. Pentru verificarea supapelor de evacuare se repetă ascultarea la nivelul țevii de eșapament.

Zgomote cu frecvență neregulată în zona evacuării sunt produse de defecte ale sistemului de aprindere precum defecțiuni ale bujiilor sau dereglarea avansului la scânteie, sau de un amestec prea bogat.[42]

Capitolul 5

Proiectarea bolțului

5.1 Rolul funcțional și solicitările piesei

Bolțul este organul care stabilește legătura între piston și bielă și are rolul de a transmite forța de presiune exercitată de gaze la bielă. Bolțul are o formă cilindrică tubulară și este montat în orificii prevăzute în umerii pistonului și în piciorul bielei. Pentru a se asigura mișcarea de oscilație a bielei față de axa cilindrului, montajul se face cu joc.

Participând la mișcarea de translație a pistonului, bolțul sporește forța de inerție a acestuia, de aici rezultând una din cerințele principale: masa să fie cât mai redusă. Bolțul este încărcat de forța de presiune a gazelor și de forța de inerție a pistonului și a segmenților, iar sub acțiunea acestora este solicitat la ovalizare în secțiune longitudinală și la încovoiere și forfecare în secțiune transversală.

5.2 Condiții tehnice impuse piesei finite

În figura 5.1 se prezintă desenul de execuție al volantului. Condițiile tehnice se împart în următoarele categorii:

a) legate de precizia dimensională: lungimea LTL, diametrul interior dintTφdint și diametrul exterior

Se prescrie un joc foarte mic în piciorul bielei, de 0,003..0,006 mm. În acest caz, toleranțele de fabricație nu trebuie să depășească 0,003 mm. Asemenea toleranțe pot fi obținute prin sortarea pieselor pre grupe.

b) abateri de formă sau de poziție: datorită motivului mai sus menționat, abaterea de la forma cilindrică se limitează la maxim 0,003 mm

c) rugozitatea: creșterea rezistenței la oboseală se obține prin finisarea suprafeței exterioare prin lepuire sau lustruire, cu rugozitate de 0,1…0,2 și printr-o calitate ridicată a suprafeței interioare, cu rugozitate 3,2..6,4

5.3 Materiale

În construcția bolțului se utilizează oțeluri de cementare precum cele prezentate în tabelul 5.1 [5].

Figura 5.1 – Rezultat

Bibliografie

[1] Andreescu Cr. – Curs de Dinamica Autovehiculelor, 2014

[2] Oprean M. – Curs de Transmisii pentru Autovehicule, 2014

[3] Frățilă, Gh. – Calculul și Construcția Autovehiculelor

[4] Popa Laurențiu – Proiect automobile 1, îndrumar, 2014

[5] Zătreanu, Gh., Gaiginschi, R – Motoare cu ardere interna – construcție și calcul, vol, Ed. Gheorghe Asachi, Iași, 1995

[6] Agenda BOSCH, Ediția a 8-a

[7] http://www.e-automobile.ro/categorie-dinamica/6-cuplu-putere-motor.html

[8] Andreescu, Cr., ș.a. – Aplicații numerice la studiul fiabilității autovehiculelor, Ed. MAGIE, București, 1996

[9] Stoicescu, Aurel P. – Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale automobilelor, București, Ed. Tehnică, 2007

[10] Mateescu, V. – Compunerea, organizarea și propulsia automobilelor, Litografia U.P.B., 1977

[11] Tabacu, Șt., ș.a. – Dinamica autovehiculelor – Indrumar de proiectare, Ed. Universității din Pitești, 2004

[12] http://www.agcoauto.com/content/news/p2_articleid/271 – amplasare motor

[13] http://www.mazdabg.com/ftp-uploads/Mazda/–Repair%20Instructions–/323,%20626,%20929,%20Miata,%20Millenia,%20MX3,%20MX6,%20Protege,%20RX-7/chiltonimages/2000/298106L.gif – amplasare motor Mazda

[14] https://en.wikipedia.org/wiki/BMW_N54

[15] http://f30.bimmerpost.com/forums/showthread.php?t=849566

[16] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=369908 // Mercedes

[17] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=253011 // Passat

[18] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=355377 // Audi

[19] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=373065 // Ford

[20] https://www.mazda.co.nz/model/mazda6/sedan/25l-petrol-gsx // Mazda

[21]http://www.mazdausa.com/MusaWeb/displayPage.action?pageParameter=modelsSpecs&vehicleCode=M6G // Mazda

[22] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=327085 // Lexus

[23] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=314534 // Volvo

[24] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=250580 // Saab

[25] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=371778 // Infiniti

[26] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=223003 // Laguna

[27] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=182853 // Opel

[28] http://automobiles.honda.com/accord-sedan/specifications.aspx // Honda accord [29]http://www.ultimatespecs.com/car-specs/Skoda/71581/Skoda-Superb-3-18-TSI-180HP-DSG-7-Speeds.html // Skoda

[30] http://www.skoda.co.uk/models/new-superb-hatch/prices // Skoda

[31]http://www.bmw.com/com/en/newvehicles/3series/sedan/2011/showroom/technical_data/index.html // BMW

[32] http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=357588 // Toyota

[33] http://f30.bimmerpost.com/forums/showthread.php?t=849566

[34] https://en.wikipedia.org/wiki/BMW_N20

[35] Grünwald, B. – Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980

[36] Popa, M.G. – Moteurs a combustion interne. Guide de conception, Ed. MATRIX ROM, București 2005

[37] http://www.locarsos.com/images/Indirect-andDirect-injection.jpg

[38] Andreescu, Cr. – Protecția Mediului și a Resurselor – notițe de curs 2015

[39] http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/18-benzina/14-motoare-benzina-injectie-directa.html

[40] https://autotehnic.wordpress.com/2013/08/21/injectia-directa-de-benzina/

[41] http://www.us.mahle.com/mahle_north_america/en/motorsports/news/mahle-motorsports-introduces-volkswagen-tsi-powerpak-piston.jsp

[42] Andreescu, Cr. – Diagnosticarea autovehiculelor – notițe de curs 2014