Proiectarea Unui Motor cu Aprindere Prin Scanteie cu Puterea Nominala de 51 Kw
LUCRARE DE LICENȚĂ
Proiectarea unui motor cu aprindere prin scânteie cu puterea nominală de 51 kW, turația
nominală nn=5900 rot/min, cu 4 cilindri.
REZUMAT
Această lucrare de diplomă este împărțită în două părți principale, una în care s-a urmărit să se proiecteze un motor cu aprindere prin scânteie care să dezvolte o putere efectivă de 51 [kW] la o turație de 5900 [rpm], în condițiile unor performanțe ecologice și economice care să corespundă criterilor calitative impuse de restricțile legislative din domeniu. În a doua parte s-a studiat o soluție de diminuare a emisiilor poluante utilizată în prezent la majoritatea motoarelor cu aprindere cu scânteie, și anume procedeul de recirculare a gazelor arse (EGR).
Una din cerințele de bază impuse astăzi autovehiculelor implicit motoarelor acestora, o constituie obținerea unor performanțe dinamice tot mai ridicate, în condițiile unor gabarite, mase și consumuri energetice minime și a unor cantități de emisii poluante care să respecte legislația în vigoare din ce în ce mai drastică.
Motorul proiectat, ce poate fi utilizat în industria de automobile fiind recomandat pentru automobile de litraj mic (motorul proiectat având capacitatea cilindică de 1000 cmc), se dorește a fi unul cu utilitate practică datorită consumului mic de combustibil și al costului de întreținere redus. În acest sens s-au ales 4 supape pe cilindru, două supape de admisie și două supape de evacuare, în vederea îmbunătățirii procesului de schimb de gaze, prin aceasta obținându-se o și mai mare înbunătățire a procesului de ardere. S-a realizat un mecanism de acționare directă a supapelor situate în partea superioară a pistonului care să fie caracterizat de simplitate funcțională. Tot în vederea diminuării consumului de combustibil și al nivelului de poluare al motorului, acesta s-a echipat cu sistemul de injecție multipunct în poarta supapei, L-Jetronic, care datorită comenzii succesive a injectoarelor electronice, îmbunătățește cu mult calitatea amestecului aer-benzină.
De asemenea motorului cu aprindere prin scânteie proiectat i se poate aplica metodele deja consacrate de reducere a emisiilor poluante, printre care se poate aminti procedeul de recircularea gazelor arse (sistemul EGR), acesta fiind de altfel și subiectul celei de-a doua părți a prezentei lucrări.
SUMMARY
This diploma thesis is divided into two main parts, one in which the objective was to design a spark ignition engine which develops an effective power of 51 [kW] at a speed of 5900 [rpm], in requirements to the environmental and economic performance and qualitative criteria that correspond to restriction imposed by legislation. In the second part we studied a solution that decreases the polluting emissions currently used in most spark ignition engines, namely the process of exhaust gas recirculation (EGR).
One of the basic requirements imposed today on the motor vehicles involving the spark ignition engine, it constitutes to obtain increasingly high dynamic performances in the conditions of certain dimension, mass and minimum energy consumption and the quantities of emissions needs to comply with the legislation in force that is increasingly drastic.
This motor, which can be used in the automotive industry and it is recommended for small vehicules (the motor designed has a cubic capacity of 1000 cc), wants to be one whit a practical use due to lower fuel consumption and reduced maintenance cost. Regarding to this we chose four valves per cylinder, two intake valves and two exhaust valves to improve the gas exchange process, thereby resulting in a greater relative improvement of the combustion process. It has been realized a direct drive valve mechanism located in the upper part of the piston which is characterized by functional simplicity. Also in order to reduce the fuel consumption and the pollution level of the engine, it was equipped with multipoint injection system in the intake valve gate, L-Jetronic, which due to successive order electronic injector, greatly improves the quality of the air-fuel mixture.
Moreover to this spark ignition engine design we can apply the already established methods for reducing of the pollutant emissions, among which can we mention the process of exhaust gas recirculation (EGR), which is otherwise the subject of the second part of this works.
Cuprins
PARTEA I
1. STUDIU MOTOARELOR DIN ACEAȘI CATEGORIE CU MOTORUL PROIECTAT
2. CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI CU APRINDERE PRIN SCÂNTEIE
2.1. Parametrii:
2.2. Alegerea parametrilor inițiali:
2.3. Parametrii procesului de comprimare:
2.4. Parametrii procesului de ardere
2.5. Destinderea:
2.6. Dimensiunile fundamentale ale motorului
2.7. Diagrama indicată
2.8. Concluzii
3. CALCULUL CINEMATIC ȘI DINAMIC AL MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ
3.1. Calculul cinematic al mecanismului bielă-manivelă
3.2. Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă
3.2.1.Forțele care acționează în mecanismul bielă-manivelă
3.2.1.1.Forța de presiune a gazelor
3.2.1.2.Forțele de inerție
3.2.1.3.Forțele rezultate din mecanismul bielă-manivelă
3.2.2.Momentul total al motorului policilindric
3.2.3.Forțele care acționează asupra fusului arborelui cotit
3.2.3.1.Forțele care acționează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton
3.2.3.2.Forțele care acționează asupra fusului palier. Diagramele polare ale fusurilor paliere
4. CALCULUL MECANISMULUI MOTOR
4.1. Proiectarea cilindrului
4.2. Proiectarea si calculul pistonului
4.2.1.Calculul capului pistonului
4.2.2.Calculul zonei port segment
4.2.3.Calculul mantalei pistonului
4.2.4.Calculul profilului pistonului
4.3. Proiectarea segmenților de piston
4.3.1.Dimensiunile caracteristice ale segmenților și canalelor din piston
4.4. Proiectarea și calculul bolțului
4.4.1.Verificarea la uzură
4.4.2.Verificarea la încovoire
4.4.3.Coeficientul de siguranță
4.4.4.Verificarea la forfecare
4.4.5.Verificarea la ovalizare
4.4.6.Deformatia maximă de ovalizare
4.4.7.Calculul jocului la montaj
4.5. Proiectarea și calculul bielei
4.5.1.Calculul piciorului bielei
4.5.1.1.Tensiunea de întindere
4.5.1.2.Solicitarea la compresiune
4.5.1.3.Tensiunile produse de presiunea dintre bucșa și piciorul bielei
4.5.1.4.Eforturile unitare
4.5.1.5.Coeficientul de siguranță conform ciclului simetric de încărcare
4.5.1.6.Deformația piciorului
4.5.2.Calculul corpului bielei
4.5.2.1.Efortul unitar la comprimarea
4.5.2.2.Efortul unitar la întindere
4.5.2.3.Coeficientul de siguranță
4.5.3.Calculul capacului bielei
4.5.3.1.Verificarea la întindere
4.5.3.2.Coeficientul de siguranță pentru ciclul pulsator
4.5.3.3.Deformația maximă a corpului bielei
4.6. Proiectarea și calculul arborelui cotit
4.6.1.Calculul fusului palier
4.6.2.Calculul fusului maneton
4.6.2.1.Calculul fusului maneton la încovoiere
4.6.2.2.Calculul fusului maneton la torsiune
5. CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR
5.1. Proiectarea mecanismului de distribuție a gazelor
5.2. Alegerea fazelor de distribuție
5.3. Calculul mecanismului de distribuție a gazelor
5.3.1.Parametrii principali ai distribuției
5.3.1.1.Stabilirea principalelor dimensiuni ale supapelor
5.3.2.Calcularea principalilor parametrilor ai distribuției gazelor
5.3.2.1.Calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție
5.3.2.2Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuție
5.3.2.3.Calculul arcurilor de supapă
5.3.3.Calculul de rezistență al mecanismului de distribuție
5.3.3.1.Calculul arborelui de distribuție
5.3.3.2.Calculul tachetului
6. CALCULUL SISTEMULUI DE RĂCIRE
6.1. Principii de funcționare a sistemului de răcire
6.2. Calculul instalației de răcire cu lichid
6.2.1.Date de proiectare
6.2.2.Calculul radiatorului
6.2.3.Calculul ventilatorului
6.2.4.Calculul pompei de lichid
7. CALCULUL SISTEMULUI DE UNGERE
7.1. Principii de funcționare ale instalației de ungere
7.2. Calculul instalației de ungere
7.2.1.Calculul debitului de ulei necesar în sistemul de ungere
7.2.2.Calculul pompei de alimentare
7.2.3.Calculul filtrului de ulei
8. CONSIDERAȚII PRIVIND INSTALAȚIA DE ALIMENTARE
8.1. Principii de funcționare a instalației de alimentare
8.2. Principiu de funcționare
8.3. Pompa electrică de alimentare
8.4. Regulator de presiune
8.5. Rampa de distribuție
8.6. Injectorul
8.6.1.Principiul de functionare
8.7 Debitmetrul de aer
8.8 Sonda de temperatură
9. PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICAȚIE A BIELEI
9.1. Condiții tehnice, materiale și semifabricate
9.1.1.Condiții tehnice
9.1.2.Materiale
9.1.3.Semifabricate
9.2. Stabilirea succesiunii operațiilor și fixarea bazelor de așezare
10. CONCLUZII REFERITOARE LA PARTEA I A LUCRĂRII
PARTEA II
1. SISTEMUL DE RECIRCULARE A GAZELOR DE EVACUARE EGR
1.1. Rezumat
1.2. Motivația studiului
1.3. Studiul asupra particularităților constructive și funcționale ale sistemelor de depoluare de tip EGR
1.3.1.Sistemul EGR de joasă presiune
1.3.2.Sistemul EGR de înaltă presiune
1.3.3.Sistemul EGR mixt (hybrid) cu volet pe evacuare
1.3.4.Sistem EGR comandat prin impulsuri de presiune
1.3.5.Sistem EGR cu tub venturi
1.3.6.Sistem EGR cu clapetă rotativă
1.3.7.Sistem EGR cu pompă electrică
1.3.8.Sistem EGR cu supapă suplimentară acționată de mecanismul de distribuție
1.4. Modul de funcționare al sistemului EGR pentru automobile
1.5. Sistemul EGR pentru motoarele cu benzină
1.6. Diagnosticarea sistemului EGR
1.7. Concluzii
BIBLIOGRAFIE
PARTEA I
STUDIU MOTOARELOR DIN ACEAȘI CATEGORIE CU MOTORUL PROIECTAT
Proiectarea unui motor cu aprindere prin scânteie cu puterea efectiva de 51 [kW] și turația de 5900 [rpm], presupune printre altele și analiza modelelor proiectate anterior de către proiectanții de motoare pentru autovehicule, motoarele având caracteristici apropiate cu cele amintite mai sus.
Condițiile de funcționare ale autovehiculelor impun motorului utilizat îndeplinirea unor criterii care nu depind în principal de tipul motorului. Cele mai importante cerințe ce trebuie satisfăcute sunt:
consum de combustibil redus pe o plajă de sarcini și turații cât mai mare;
emisiuni nocive reduse, pe cât posibil se vor adapta acele soluții constructive care au impact asupra genezei noxelor și acționează în sensul diminuării acestora;
masă specifică cât mai redusă fără a afecta rezistența și rigiditatea ansamblului;
pornire și funcționare sigură în limite largi ale temperaturii mediului ambiant;
echilibrarea cât mai completă a forțelor și momentelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație și rotație;
satisfacerea tuturor factorilor care influențează uzura motorului (materiale, calitate a suprafețelor, tratamente termochimice, filtrare, etc);
arhitectura motorului să dea posibilitatea unei deserviri ușoare.
Motoarele cu ardere internă cu piston se caracterizează și se individualizează, prin diverși parametri constructivi, dintre care îi amintim pe următorii
cilindreea totală sau litrajul motorului, care este suma cilindreelor tuturor cilindrilor ”i” a unui motor:
puterea litrică care reprezintă raportul dintre puterea indicată raportată la cilindree:
presiunea medie efectivă:
În tabelul (1.1.) se prezintă un număr de 5 tipuri de motoare din aceași categorie cu motorul de proiectat, urmărindu-se indicii următori: Pn – puterea nominală, nn – numărul de rotații pe minut, Vh – cilindreea unitară, i – numărul de cilindri,Vt – cilindreea totală, Pl – puterea litrică și pme – presiunea medie efectivă.
Parametrii constructivi a motoarelor deja proiectate și aflate în exploatare
Tabelul 1.1
În afara indicilor enumerați mai sus, principalii indicatori ai motoarele cu ardere internă ce reflectă performanțele economice și ecologice sunt:
durabilitatea și fiabilitatea tuturor sistemelor și pieselor componente;
randamentul transformării energiei termice în energie mecanică, parametru ce poate fi evaluat și după consumul specific de combustibil, respectiv consumul de combustibil raportat la unrsiune
5. CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR
5.1. Proiectarea mecanismului de distribuție a gazelor
5.2. Alegerea fazelor de distribuție
5.3. Calculul mecanismului de distribuție a gazelor
5.3.1.Parametrii principali ai distribuției
5.3.1.1.Stabilirea principalelor dimensiuni ale supapelor
5.3.2.Calcularea principalilor parametrilor ai distribuției gazelor
5.3.2.1.Calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție
5.3.2.2Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuție
5.3.2.3.Calculul arcurilor de supapă
5.3.3.Calculul de rezistență al mecanismului de distribuție
5.3.3.1.Calculul arborelui de distribuție
5.3.3.2.Calculul tachetului
6. CALCULUL SISTEMULUI DE RĂCIRE
6.1. Principii de funcționare a sistemului de răcire
6.2. Calculul instalației de răcire cu lichid
6.2.1.Date de proiectare
6.2.2.Calculul radiatorului
6.2.3.Calculul ventilatorului
6.2.4.Calculul pompei de lichid
7. CALCULUL SISTEMULUI DE UNGERE
7.1. Principii de funcționare ale instalației de ungere
7.2. Calculul instalației de ungere
7.2.1.Calculul debitului de ulei necesar în sistemul de ungere
7.2.2.Calculul pompei de alimentare
7.2.3.Calculul filtrului de ulei
8. CONSIDERAȚII PRIVIND INSTALAȚIA DE ALIMENTARE
8.1. Principii de funcționare a instalației de alimentare
8.2. Principiu de funcționare
8.3. Pompa electrică de alimentare
8.4. Regulator de presiune
8.5. Rampa de distribuție
8.6. Injectorul
8.6.1.Principiul de functionare
8.7 Debitmetrul de aer
8.8 Sonda de temperatură
9. PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICAȚIE A BIELEI
9.1. Condiții tehnice, materiale și semifabricate
9.1.1.Condiții tehnice
9.1.2.Materiale
9.1.3.Semifabricate
9.2. Stabilirea succesiunii operațiilor și fixarea bazelor de așezare
10. CONCLUZII REFERITOARE LA PARTEA I A LUCRĂRII
PARTEA II
1. SISTEMUL DE RECIRCULARE A GAZELOR DE EVACUARE EGR
1.1. Rezumat
1.2. Motivația studiului
1.3. Studiul asupra particularităților constructive și funcționale ale sistemelor de depoluare de tip EGR
1.3.1.Sistemul EGR de joasă presiune
1.3.2.Sistemul EGR de înaltă presiune
1.3.3.Sistemul EGR mixt (hybrid) cu volet pe evacuare
1.3.4.Sistem EGR comandat prin impulsuri de presiune
1.3.5.Sistem EGR cu tub venturi
1.3.6.Sistem EGR cu clapetă rotativă
1.3.7.Sistem EGR cu pompă electrică
1.3.8.Sistem EGR cu supapă suplimentară acționată de mecanismul de distribuție
1.4. Modul de funcționare al sistemului EGR pentru automobile
1.5. Sistemul EGR pentru motoarele cu benzină
1.6. Diagnosticarea sistemului EGR
1.7. Concluzii
BIBLIOGRAFIE
PARTEA I
STUDIU MOTOARELOR DIN ACEAȘI CATEGORIE CU MOTORUL PROIECTAT
Proiectarea unui motor cu aprindere prin scânteie cu puterea efectiva de 51 [kW] și turația de 5900 [rpm], presupune printre altele și analiza modelelor proiectate anterior de către proiectanții de motoare pentru autovehicule, motoarele având caracteristici apropiate cu cele amintite mai sus.
Condițiile de funcționare ale autovehiculelor impun motorului utilizat îndeplinirea unor criterii care nu depind în principal de tipul motorului. Cele mai importante cerințe ce trebuie satisfăcute sunt:
consum de combustibil redus pe o plajă de sarcini și turații cât mai mare;
emisiuni nocive reduse, pe cât posibil se vor adapta acele soluții constructive care au impact asupra genezei noxelor și acționează în sensul diminuării acestora;
masă specifică cât mai redusă fără a afecta rezistența și rigiditatea ansamblului;
pornire și funcționare sigură în limite largi ale temperaturii mediului ambiant;
echilibrarea cât mai completă a forțelor și momentelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație și rotație;
satisfacerea tuturor factorilor care influențează uzura motorului (materiale, calitate a suprafețelor, tratamente termochimice, filtrare, etc);
arhitectura motorului să dea posibilitatea unei deserviri ușoare.
Motoarele cu ardere internă cu piston se caracterizează și se individualizează, prin diverși parametri constructivi, dintre care îi amintim pe următorii
cilindreea totală sau litrajul motorului, care este suma cilindreelor tuturor cilindrilor ”i” a unui motor:
puterea litrică care reprezintă raportul dintre puterea indicată raportată la cilindree:
presiunea medie efectivă:
În tabelul (1.1.) se prezintă un număr de 5 tipuri de motoare din aceași categorie cu motorul de proiectat, urmărindu-se indicii următori: Pn – puterea nominală, nn – numărul de rotații pe minut, Vh – cilindreea unitară, i – numărul de cilindri,Vt – cilindreea totală, Pl – puterea litrică și pme – presiunea medie efectivă.
Parametrii constructivi a motoarelor deja proiectate și aflate în exploatare
Tabelul 1.1
În afara indicilor enumerați mai sus, principalii indicatori ai motoarele cu ardere internă ce reflectă performanțele economice și ecologice sunt:
durabilitatea și fiabilitatea tuturor sistemelor și pieselor componente;
randamentul transformării energiei termice în energie mecanică, parametru ce poate fi evaluat și după consumul specific de combustibil, respectiv consumul de combustibil raportat la unitatea de putere dezvoltată;
puterea raportată la unitatea de volum al cilindrului;
masa și volumul dimensiunilor de gabarit raportate la unitatea de putere, respectiv masa specifică și volumul specific de gabarit;
gradul de nocivitate și indicele de fum al gazelor de evacuare și nivelul de zgomot în timpul funcționării motorului;
simplitatea și tehnologicitatea construcției, comoditatea întreținereii tehnice și prețul de cost al fabricației, exploatării și reparării motorului;
siguranța pornirii motorului;
perspectiva menținerii motorului în fabricație prin modernizara succesivă, prin creșterea presiunii de ardere și creșterea turației, respectiv prin creșterea puterii pe măsura dezvoltării tehnologiilor și ridicării calității materialelor.
În conformitate cu acest studiu de nivel, se consideră ca fiind de interes să se aleagă spre proiectare un motor cu aprindere prin scânteie (MAS), cu un număr de 4 cilindri amplasați în linie, care să dezvolte o putere nominală Pn = 51 [kW] la turația de nn = 5900 [rot/min].
CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI CU APRINDERE PRIN SCÂNTEIE
Obiectivul calcului termic este identificarea influențelor parametrilor termogazodinamici ai gazului de lucru, format din aer și combustibil, asupra performanțelor motorului și bilanțului energetic al acestuia. Este cunoscut și sub denumirea de “calculul ciclului de lucru al motorului” care are ca scop determinarea anticipată a parametrilor proceselor ciclului motor, a indicilor energetici, de economicitate și a presiunii gazelor în cilindrii motorului.
Datele inițiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor în faza de proiect se estimează în funcție de rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage.
În continuare este prezentat calculul termic al motorului ales pentru proiectare, principalele caracteristici fiind:
Parametrii
Putere nominală Pn = 51 [kW];
Turația nominală nn = 5900 [rot/min];
Număr cilindrii i = 4 .
Alegerea parametrilor inițiali
O serie de valori necesare calculului se aleg pe baza datelor existente în literatura de specialitate (a se vedea bibliografia), cât și pe baza construcților existente (conform tabelului 1.1).
temperatura inițială: To = 293 K
presiunea inițială po = 1,02 x 105 N/m2
temperatura gazelor reziduale: Tr = 900 K
presiunea gazelor reziduale pr = 1,10×105 N/m2
coeficientul de exces de aer λ = 0,95
raportul de comprimare ε = 8
presiunea la sfârșitul admisiei pa = 0,85 x 105 N/m2
preîncălzirea amestecului ΔT = 40
coeficientul de postumplere νp = 1,05
Se calculează în continuare coeficientul gazelor reziduale:
yr = = = 0,06 (2.1.)
Temperatura la sfârșitul admisiei va fi:
Ta = = = 368 K (2.2.)
Coeficientul de umplere rezultă:
ηv = = = 0,7 (2.3.)
Parametrii procesului de comprimare
Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare valoarea n1 = 1,39
Presiunea la sfârșitul comprimării va fi:
pc = paεn = 0,85x105x81,39 = 15,3×105 N/m2 (2.4.)
Temperatura la sfârșitul comprimării va fi:
Tc = Taεn-1 = 368 x81,39-1 = 829,8 K (2.5.)
Parametrii procesului de ardere
Se adoptă urmatoarea compoziție a benzinei:
Compoziția benzinei C = 0,854 kg
Compoziția benzinei H = 0,142 kg
Compoziția benzinei o = 0,004 kg
puterea calorică inferioară Qi = 43500 kJ/kg
coeficientul de utilizare a căldurii ξ = 0,9
masa molară a combustibilului
Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează cu relația:
Lmin = = = 0,507 kmol aer/kg comb (2.6.)
Cantitatea de aer necesară arderii este:
L = λ*Lmin = 0,95×0,507 = 0,481 kmol aer/kg comb (2.7.)
Cantitatea de încărcătură proaspătă raportată la 1 kilogram de combustibil:
M1=0,490 (2.8.)
Coeficientul teoretic de variație molară a încărcăturii proaspete este:
μ0 = = = 1,06 (2.9.)
Coeficientul real de variație molară a încărcăturii proaspete rezultă:
μf = = = 1,06 (2.10.)
Căldura specifică molară medie a amestecului inițial este:
C = 20+17,4×10-3 Tc = 20+17,4×10-3×829,8 = 34,43 kJ/kmol K (2.11.)
Căldura specifică molară medie a fazelor de ardere pentru λ > 1 este:
C = (18,4+2,6*λ)+(15,5 +13,8*λ) 10-4 Tz kJ/kmol K (2.12.)
C = (18,4+2,6*0,85)+(15,5+13,8+0,85)10-4Tz = 20,61+27,23×10-4Tz (2.13.)
Căldura specifică degajată de arderea incompletă:
Qai=Qi-ΔQai=Qi-61000*(1-λ) = 43500-61000*(1-0,95)=40450 kJ/kg (2.13.)
Temperatura la sfârșitul arderii rezultă din următoarea ecuație:
(2.15.)
Tz = 3337 K
Presiunea la sfârșitul arderii se calculează cu relația:
pz = N/m2 (2.16.)
Ținând cont de rotunjirea diagramei:
N/m2 (2.17.)
Gradul de creștere a presiunii va fi:
Π = (2.18.)
Destinderea
Se adoptă coeficientul politropic al destinderii n2 = 1,25
Presiunea la sfârșitul destinderii:
N/m2 (2.19)
Temperatura la sfârșitul destinderii va fi:
Tb = = = 1984,5 K (2.20.)
Pentru parametrii principali ai motorului se adoptă următoarele valori:
coeficientul de rotunjire a diagramei: μr= 0,96
randamentul mecanic: ηm =0,85
Presiunea medie a ciclului teoretic se obține din relația:
p = N/m2 (2.21.)
p = = 12,01×105
pi = μr p = 0,96×12,01×105 = 11,53×105 N/m2 (2.22.)
Randamentul indicat al motorului este:
ηi = Rm = 0,41 (2.23.)
Presiunea medie efectivă rezultă:
pe = ηm*pi = 0,85*11,53×105 = 9,80*105 N/m2 (2.24.)
Valoarea presiunii medii efective este mai redusă decât toate valorile obținute în Tabelul 1, însă se află în intervalul recomandat de literatura de specialitate [3].
Randamentul efectiv al motorului va fi:
ηe = ηm*ηi = 0,85*0,41 = 0,35 (2.25.)
Consumul specific efectiv de combustibil se calculează cu relația:
ge 36000/ηe*Qi =36000/0,35*43500 = 233 g/kWh (2.26.)
Dimensiunile fundamentale ale motorului
Se adoptă raportul cursă-alezaj:
Φ = S/D = 1,1 (2.27.)
Capacitatea cilindrică necesară va fi:
Vh = (2.28.)
Se determină alezajul și cursa:
(2.29.)
S = Φ*D = 1,1*67,40 =74,14 mm
În urma acestor valori rezultate ale alezajului și a cursei pistonului se adoptă următoarele:
D = 67 mm și S =74 mm
Viteza medie a pistonului este:
Wm = = =14,55 m/s (2.30.)
Cilindreea totală a motorului rezultă:
Vt = i*Vh = 4*0,264 =1,05 dm³ (2.31.)
Puterea litrică a motorului va fi:
Pl = Pn/Vt = 51/1,05= 48,21 kW/dm³ (2.32.)
Diagrama indicată
Cu valorile obținute în urma calculului de mai sus se poate trece la trasarea diagramei indicate în coordonate p–V. În acest sistem de coordonate, cu scările alese deliberat, se trasează mai întâi diagrama ciclului teoretic. Diagrama indicată are o importanță mare în procesul de proiectare al unui motor pentru că reprezintă grafic lucrul mecanic util produs de motor în timpul funcționării.
Diagrama indicată este determinată de evoluția presiunii din cilindrul motorului pe durata celor patru timpi ai motorului în funcție de volumul dizlocat de piston în timpul mișcării între cele două puncte moarte (superior/inferior).
Se calculează:
Volumul la sfârșitul cursei de admisie:
Va = Vh = 0,264 = 0,302 dm3 (2.33.)
Volumul la sfârșitul compresiei:
Vc = = 0,037 dm3 (2.34.)
Se plasează în sistemul de coordonate indicat, punctele a, c, z, b; se trasează izocorele (Vb=Va), izobara de admisie (pa – constant) și izobara de evacuare (pr – constant).
Politropa a-c care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte, utilizând ecuația:
px = pa (2.35.)
unde:
Vx – o valoare curentăa a volumului;
px – presiunea corespunzătoare valorii Vx ales.
Politropa destinderii z-b se trasează analog, utilizând ecuația:
px = pz (2.36.)
Rezultatele calculelor sunt reunite în tabelul următor: Tabelul 2.1.
Se adoptă următoarele mărimi pentru corectarea diagramei:
unghiul de avans la aprindere:
αs = 30 o RAC
unghiul de avans la deschiderea evacuării: αev = 60 o RAC
raportul rază manivelă/lungime bielă: λb = 1/3,6=0,278
Poziția punctului c’ se determină de cursa pistonului xs corespunzătoare unghiului de avans la aprindere:
xs = =
xs = 6,25 mm (2 .37.)
Poziția punctului b’ este determinată de cursa pistonului xev corespunzătoare unghiului de avans la deschiderea evacuării:
xev =
xev = 14,67 mm (2.38.)
Concluzii
Toți parametri calculați în cadrul acestui capitol corespund valorilor recomandate de literatura de specialitate. S-a urmărit ca valorile adoptate și calculate să se asemene cu cele de la modelele deja existente care au parametrii funcționali apropiați de cei ai motorului proiectat în această lucrare, urmărindu-se aducerea înbunătățirilor în privința performanțelor de putere și economicitate.
CALCULUL CINEMATIC ȘI DINAMIC AL MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ
Calculul cinematic al mecanismului bielă-manivelă
Fig.3.1 Schema mecanismului
bielă – manivelă
Rezultatele calculului dinamic și cinematic al mecanismului bielă-manivelă sunt necesare pentru determinarea forțelor care acționeaza asupra pieselor motorului.
Analiza în detaliu a cinematicii mecanismului bielă-manivelă este foarte complexă, din cauza regimului variabil de funcționare. De aceea s-au determinat relații simplificate, în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat, obținându-se o precizie suficientă și un procedeu de calcul ușurat.
La o viteză unghiulară constantă de rotație a arborelui cotit, unghiul de rotație este proporțional cu timpul și, prin urmare, toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit.
Mecanismul bielă-manivelă poate fi de tipul axat, când axa cilindrului intersectează axa arborelui cotit sau dezaxat, când cele două axe nu se intersectează.
Se vor prezenta relațiile de calcul ale deplasării, vitezei și accelerației pistonului. Se consideră ca poziție inițială pentru măsurarea unghiului, poziția pentru care pistonul se află la o distanță maximă de axa arborelui cotit.
Valorile următoare necesare calculului cinematic s-au calculat în cadrul Capitolui 2, fiind prezentate în figura 3.1.:
este unghiul de rotație a arborelui cotit, se măsoară în sensul de rotație al acestuia;
viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit:
[s-1];
turația arborelui cotit, în rot/min :
;
raza manivelei (distanța dintre axa arborelui cotit și axa fusului maneton):
;
cursa pistonului (distanța dintre p.m.s. și p.m.i.) în:
Valoarea raportului dintre raza manivelei și lungimea bielei =R/l, adoptată în cadrul paragrafului 2.7., este de: λb = 1/3,6=0,278.
Observație!
Toate calculele se vor face pentru unghiul de rotație a arborelui cotit . Pentru celălalte valori de până la calculul este identic și s-au prezentat în tabelele din Anexa.
1 Deplasarea pistonului. Legea de variație a deplasării pistonului în funcție de unghiul s-a determinat pe cale analitică:
(3.1)
2 Viteza pistonului. Derivând relația (3.1) în raport cu timpul se obține expresia analitică a vitezei pistonului:
(3.2.)
Poziția în care se află pistonul în momentul atingerii de către acesta a vitezei maxime explică forma uzurii cilindrului în lungul axei sale.
3 Accelerația pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia vitezei pistonului se obține:
(3.3)
Unghiul de rotație al arborelui cotit pentru care accelerația pistonului este zero, corespunde unghiului la care viteza pistonului are valoarea maximă.
Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă
Prin calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă se urmărește determinarea mărimii și caracterului variației sarcinilor care acționează asupra pieselor motorului. Cercetările în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcționare. De aceea se folosesc relații simplificate obținute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat.
Forțele care acționează în mecanismul bielă-manivelă
În timpul funcționării motorului cu ardere internă, asupra mecanismului bielă-manivelă, acționează forțele date de presiunea gazelor din cilindru și forțele de inerție ale maselor mecanismului aflate în mișcare. Forțele de frecare vor fi considerate neglijabile. Forțele de inerție sunt constituite din forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare alternativă de translație și forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație.
Pentru calculul organelor mecanismului bielă-manivelă, al sarcinilor din lagăre, pentru cercetarea oscilaților de torsiune etc, trebuie determinate valorile maxime, minime și medii ale acestor forțe. De aceea mărimile forțelor se vor determina pentru o serie de poziți succesive ale mecanismului în funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit.
Pentru determinarea forțelor din elementele mecanismului bielă-manivelă este recomandabil să se înceapă cu determinarea forțelor care acționează după axa cilindrului, cercetând separat forțele de presiune a gazelor și forțele de inerție.
Forța de presiune a gazelor
Forța generată de presiunea gazelor ce acționează pe piston se determină cu relația:
N (3.4.)
în care:
– presiunea de lucru pentru în MPa;
– presiunea mediului ambiant în MPa;
– aria capului pistonului în m2;
D – diametrul pistonului în m.
Variația presiunii gazelor din cilindru în funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit s-a determinat prin trasarea diagramei indicate desfășurate (cromonogramei).
Forta de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului și poate fi considerată în axa bolțului de piston. Această forță este considerată pozitivă când este orientată spre axa arborelui cotit și negativă când este orintată invers. Calculul valorilor forței de presiune a gazelor se face tabelar. Se construiește curba (fig.3.3.).
Forțele de inerție
Forțele de inerție sunt produse de masele aflate în mișcare accelerată și anume: piston asamblat (piston, bolț, segmenți, siguranțele bolțului), bielă și arbore cotit. Forțele de inerție sunt îndreptate în sens opus accelerației și sunt date de formula generală:
în care:
m – masa elementelor în mișcare în kg;
a – accelerația maselor în m/s2.
În funcție de felul mișcării elementelor mecanismului motor distingem următoarele tipuri de forte de inerție:
forțe de inerție produse de masele elementelor aflate în mișcare de translație (Fj);
forțe de inerție produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mișcare de rotație (Fr).
Forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație. Aceste forțe sunt produse de masele pistonului asmblat (piston, segmenti, bolț și șiguranțele acestuia) și o parte din masa bielei și sunt considerate concentrate în axa bolțului.
Determinarea forțelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație se face cu relația:
(3.5.)
în care :
mj – masele pieselor în mișcare de translație, în kg;
ap – accelerația pistonului, în m/s2.
Masele aflate în mișcare de translație se determină cu relația următoare: (3.6.)
în care:
mp – masa în [kg] a pistonului din aliaj de aluminiu echipat cu bolț și segmenți, s-a adoptat din literatura de specialitate, [3 , pag.20];
m1b – masa în kg bielei concentrată în axa bolțului și care se consideră că execută mișcare de translație s+a adoptat din literatura de specialitate [3 pag.20 și 4 pag.75-76].
ap – accelerația pistonului m/s2;
Fortele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație. Aceste forțe sunt produse de masa bielei și masa neechilibrată a unui cot al arborelui cotit (masa manetonului și masele reduse ale celor două brațe).
Fortele de inerție ale maselor în mișcare de rotație se determină cu relațile:
(3.7.)
în care
mr – masa în miscare de rotație în kg;
R – raza manivelei în m;
– viteza unghiulară a arborelui cotit s-1.
Masele rotitoare , sunt constituite din masa fusului maneton , masa bratelor de manive, adică:
(3.8.)
în care
mcg – masa în [kg] a contragreutății de echilibrare, s-a doptat din literatura de specialitate, [1,pag.20];
m2b – masa în [kg] bielei concentrată în axa bolțului și care se consideră că execută mișcare de rotație, s-a adoptat din literatura de specialitate [4,pag.20; 8,pag.75-76].
Forțele rezultate din mecanismul bielă-manivelă
Prin însumarea algebrică a forțelor de presiune a gazelor și forțelor de inerție, determinate pentru diferite poziții ale manivelei, se obțin valorile forței sumare care acționează în lungul axei cilindrului.
N (3.9.)
Valorile forței F se regăsesc în Anexe, în timp ce curba se reprezintă în figura 3.3.
Forța (F) aplicată în axa bolțului se descompune în două componente, una de sprijin, normală pe axa cilindrului (N) și una după axa bielei (B):
(3.10.)
(3.11.)
Calculul forțelor (N) și (B) se face tabelar și se reprezintă grafic curbele N=f() și B=f(), (fig.3.4).
În axa fusului maneton, forța (B) se descompune în două componente, una radială (Z) și una tangențială (T), expresiile lor fiind următoarele:
N (3.12.)
N (3.13.)
Pe baza calculului tabelar al valorilor forțelor (T) și (Z) se trasează curbele T=f() și Z=f(), (fig.3.5).
Forța tangențială (T) este singura forță care produce momentul motor. Expresia momentului motor este:
(3.14.)
Raza manivelei (R), fiind constantă, curba de variație a momentului motor funcție de unghiul de rotație al manivelei este identică cu cea a forței tangențiale (T), la o scară adecvată, (fig.3.6).
Momentul total al motorului policilindric
Momentul motor total se obține prin însumarea momentelor obținute pentru fiecare cilindru al motorului ținând cont de ordinea de funcționare a acestora și de configurația arborelui cotit. De asemenea, se poate obține suma momentelor ce acționează asupra fiecărui fus palier al arborelui cotit.
Se alege ordinea de lucru a motorului:
1-3-4-2.
Unghiul de decalaj între două aprinderi succesive este dată de relația:
(3.15.)
în care:
i – numărul de cilindri ai motorului.
Ca poziție de pornire (=0) se consideră poziția corespunzătoare p.m.s. a primului cilindru, aflat la începutul cursei de admisie.
Se construiește schema de lucru a motorului. Pe abscisă se notează unghiul de rotație al arborelui cotit corespunzător primului cilindru. Pe ordonată se construiesc 4 intervale corespunzătoare numărului de cilindri.
În intervalul corespunzător primului cilindru se construiește schema de lucru a acestuia. În continuare se completează schemele de lucru ale celorlalți cilindri, decalate cu câte 180o (unghiul dintre două aprinderi succesive), decalarea efectuându-se în ordinea de lucru a cilindrilor. Deci, după 1800 începe schema de lucru a cilindrului 3, după alte 1800 a cilindrului 4. Procedând în continuare se completează întreaga diagramă.
Tabelul 3.1
unde: A – admisie; C – compresie; D – destindere; E – evacuare.
Se stabilește variația momentului motor total funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit, (fig.3.7.) precum și valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculează puterea dezvoltată de motor care se compară cu puterea obținută la calculul termic.
Verificare: Se determină valoarea medie a momentului motor, ca medie aritmetică a valorilor instantanee ale momentului motor.
Nm (3.16.)
Cu ajutorul momentului mediu se calculează puterea indicată a motorului:
(3.17.)
Puterea indicată calculată cu ajutorul relației (3.17) anterioare trebuie sa fie egală cu puterea motorului indicată în paragraful 2.1, adică cu 51 kW.
Se admite o abatere de , adică în cazul de față 1 kW, ceea ce însemnă, urmărind rezultatul relației (3.17) că, această condiție este îndeplinită.
Forțele care acționează asupra fusului arborelui cotit
Determinarea forțelor care acționează asupra fusurilor arborelui cotit este necesară pentru dimensionarea corectă a fusurilor și lagărelor, în scopul de a evita încălzirea lagărelor și a se asigura pelicula de ulei necesară ungerii acestora.
Se determină sarcina totală care acționează asupra fusurilor și lagărelor arborelui cotit, luându-se în considerare toate forțele care le solicită, respectiv forța de presiune a gazelor și forțele de inerție.
Forța rezultantă ce acționează asupra fusului, respectiv lagărului arborelui cotit se determină prin metoda diagramei polare.
Forțele care acționează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton
Asupra fusului maneton acționează forța tangențială T, forța radială Z și forța centrifugă de inerție Fcb a masei m2b a bielei aflată în mișcare de rotație.
Prin urmare, forța rezultantă care acționează asupra fusului maneton va fi:
N (3.7.)
în care:
N (3.8.)
Se reprezintă diagramele polare (fig.3.8.) și desfășurate (fig.3.9.).
Forțele care acționează asupra fusului palier. Diagramele polare ale fusurilor paliere
Diagramele polare se construiesc pentru toate fusurile paliere care sunt cuprinse între coturi așezate sub unghiuri diferite. În cele mai multe cazuri, la motoarele rapide, fusul palier cuprins între coturi decalate la 3600 este cel mai încărcat.
Forța care acționează asupra fusului palier al arborelui cotit care are un număr de lagăre mai mare cu unu decât numărul de manetoane este determinată de forțele care acționează în brațele manetoanelor vecine fusului considerat.
Compunerea reacțiunilor se realizează geometric ținându-se seama de unghiul dintre manivelele învecinate.
N (3.9.)
N (3.10.)
Se calculează pentru toate palierele și se reprezintă diagramele polare și desfășurate pentru fiecare palier (fig.3.10., 3.11 – pentru palierul 1-2).
Diagramele polare și cele desfășurate pentru celălalte paliere, sunt prezentate în Planșa nr. 008.
CALCULUL MECANISMULUI MOTOR
Blocul de cilindri preia eforturile datorate procesului de ardere și forțele de inerție ale mecanismului bielă-manivelă. Condiția esențială pe care trebuie să o aibă un bloc motor este aceea de a asigura o rigiditate maximă.
Blocul de cilindri se realizează prin turnare. În ce privește construcția, se recomandă ca el să fie realizat sub forma unui corp cu zăbrele. Acestea vor fi constituite din nervurile piesei turnate, iar pereții vor fi atât de subțiri cât permite tehnologia de fabricare.
Blocul motorului poate fi proiectat cu cilindri nedemontabili, caz în care cilindri și blocul se constituie într-o singură piesă unică, și cu cilindri nedemontabili, soluție la care cilindri se constituie în piese separate care se montează în bloc.
În partea superioară a blocului se fixează șuruburile pentru prinderea chiulasei. Diametrul lor variază în limitele F=(8-10) mm, iar adâncimea de înșurubare este de (1.5-2)F când blocul este din fontă.
Dacă eforturile ce trebuie preluate sunt mai mari, atunci se mărește numărul de prezoane însă nu și diametrul lor.
În jurul cămășilor se va încerca realizarea secțiunilor pe cât posibil mai mici pentru trecerea apei, cu scopul de a mări viteza de curgere. Aceasta nu trebuie să depășească însă 3.5 m/s pentru că există pericolul antrenării depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele.
Pentru a avea dimensiuni minime pentru carter se descrie înfășurătoarea conturului bielei la o rotație completă apoi se trasează secțiunea carterului astfel ca locurile cele mai strâmte dintre perete și corpul bielei să fie de minim (8-10) mm din cauza barbotajului și a corpurilor străine. Din motive de rigiditate grosimea pereților va fi de (4.5-5) mm pentru blocurile turnate din fontă.
Un indice de apreciere a calității blocului motor este greutatea acestuia. Se recomandă ca greutatea blocului să nu depașească 25% din greutatea motorului.
Compactitatea motorului este determinată în principal de distanța între axele cilindrilor, aceasta este determinată de arhitectura arborelui cotit, de lungimea fusurilor maneton și palier, de tipul și grosimea cămășilor de cilindru, de mărimea interstițiului camerei de apă dintre cilindru.
Blocurile de cilindri se confecționează din Fontă cenușie Fc 200; Fc210; Fc240; Fc250; Fc280 STAS568-87. Dacă blocul nu are cămășile amovibile, el va fi turnat din fontă de calitate pentru cilindri.
Chiulasa se toarnă frecvent din aliaje de aluminiu. Un astfel de aliaj se compune din 5% Si; 1.3%Cu; 0.5% Mg iar restul din aluminiu. Chiulasele se toarnă din aluminiu și nu se recomandă turnarea sub presiune.
Capacele lagărelor arborelui cotit se toarnă din oțel pentru motoarele mai puțin solicitate și se forjează la motoarele mai intens solicitate.
Datorită complexității blocului motor și a supunerii lui la solicitări statice și dinamice, acesta prezintă un grad de dificultate ridicat pentru un calcul exact prin metode tradiționale. Utilizarea programelor de calculator și a metodelor elementelor finite permit analiza solicitărilor și optimizarea soluției constructive a blocului motor începand cu etapa de proiectare.
Proiectarea cilindrului
Pentru răcirea motorului cu lichid se difernțiază trei soluții constructive ale cilindrilor: cilndri prelucrați direct în bloc, cilindri cu cămașă umedă și cilindri cu cămașă uscată.
Soluția cilindrului prelucrat direct în bloc se aplică în general motoarelor de autoturism și necesită la turnare utilizarea blocului de fonte care să corespundă cerințelor impuse de siguranța de funcționare.
Cămașa este de tip uscat atunci când ea nu este spălată la exterior de lichidul de răcire.La proiectarea cămășii uscate, grosimea pereților se adoptă din condiții de rigiditate:
Soluția aleasă este cea cu cilindri prelucrați direct în bloc, fapt pentru care blocul motor se va realiza prin turnare, din fonte care să corespundă cerințelor impuse de siguranța de funcționare.
Proiectarea si calculul pistonului
Pistonul este reperul mecanismului motor, care îndeplinește următoarele funcții:
transmite bielei, prin intermediul bolțului, forța de presiune a gazelor;
transmite cilindrului reacțiunea normală, produsă de bielă;
etanșează, împreună cu segmenții, camera de ardere;
evacuează o parte din căldura degajată în procesul de ardere;
contribuie la dirijarea gazelor în cilindru;
are rolul de a asigura distribuția amestecului în cazul motorului în doi timpi;
în cazul motorului cu aprindere prin compresie, poate influența favorabil randamentul arderii prin participarea sa la procesul de formare a amestecului;
conține, parțial sau integral, camera de ardere;
împreună cu segmenții și peretele cilindrului controlează grosimea filmului de ulei și deci consumul de ulei.
Dimensiunile principale se adoptă pe baza datelor statistice [3, pag. 149]:
Grosimea capului pistonului:
(0,05…0,1) ·D=0,075·67=5 mm
Lungimea pistonului: H=(0,8…1,3)·D=0,9·67=60 mm
Lungimea mantalei:
L=(0,6…0,8)·D=0,7·67=47 mm
Distanța dintre bozajele pistonului:
b=(0,3-0,5)·D=0,4·67=27 mm
Înălțimea de protecție a segmentului:
h=(0,06-0,12) ·D=0,09·67=6 mm
Diametrul interior al pistonului:
=(0,93…0,98) ·D=0,95·67=64 mm
Calculul capului pistonului
Fig. 4.2. Elementele de calcul ale pistonului
Capul pistonului se verifică la rezistență în ipoteza că aceasta este o placă circulară încastrată pe contur și încărcată cu o sarcină uniform distribuită pg .
Efortul unitar la încovoiere la extremitatea capului pistonului [8, pag 158] este:
<300MPa (4.1)
în care
pg – presiunea maximă a gazelor din cilindru, în MPa;
di – diametrul interior al capului pistonului, în metri;
δ – grosimea capului pistonului, în metri;
σf = <300 efortul unitar admisibil la încovoiere pentru aluminiu, în MPa [8, pag 159].
Calculul zonei port segment
În regiunea port-segment, secțiunea A-A (figura 4.2), din dreptul segmentului de ungere rezistența este redusă din cauza orificilor pentru evacuarea uleiului, aceasta se verifică la compresiune.
Efortul unitar în sectiunea A-A este:
<40MPa (4.2.)
Se calculează aria secțiunii A-A și apoi se introduce în relația (4.2):
(4.3.)
în care
n=8 – numărul de canale pentru evacuarea uleiului;
– diametrul canalelor pentru evacuarea uleiului, în metri;
h – lungimea canalelor de evacuarea a uleiului în metri;
< 40 efortul unitar admisibil la compresiune, în MPa. [4, pag.149].
Calculul mantalei pistonului
Presiunea specifică pe mantaua pistonului este limitată la o valoare determinată convențional pentru a nu întrerupe pelicula de ulei.
Presiunea specifică pe manta este:
< 0,6 MPa (4.4.)
în care
Nmax – forța normală maximă care acționează în plan perpendicular pe axa bolțului, în N
D – diametrul pistonului, în mm;
L – lungimea mantalei, în mm ;
p < 0,3… 0,6 presiunea specifică admisibilă, în MPa. [2, pag.149].
Calculul profilului pistonului
Pentru asigurarea unei funcționări normale a pistonului este necesar ca jocul relativ în stare caldă dintre piston și cilindru să fie:
– în zona superioară a pistonului;
– în zona inferioară a pistonului.
Jocurile diametrale în stare caldă în zona superioară și inferioară se determină cu expresiile:
– în zona superioară a pistonului;
– în zona inferioară a pistonului.
Jocurile diametrale în stare rece în zona superioară și inferioară se determină sub formă de diferențe:
– în zona superioară a pistonului;
– în zona inferioară a pistonului.
Diametrul pistonului în stare rece în zona superioară și inferioară se determină cu expresiile:
(4.5.)
(4.6.)
în care:
tc = 473,2 0K temperatura cilindrului răcit cu apă;
t0 = 288 0K – temperatura mediului ambiant;
tps = 523,2 0K – temperatura pistonului în zona superioară;
tpi = 523,2 0K – temperatura pistonului în zona inferioară;
αp =20 ·10-6 K-1 – coeficient de dilatare a pistonului;
αc =10,5 ·10-6 K-1 – coeficient de dilatare a cilindrului. [4, pag. 150]
Proiectarea segmenților de piston
Segmenții au rolul de a realiza etanșarea camerei de ardere, de a uniformiza pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului și de a transmite cilindrului o parte din căldura preluată de piston de la gazele fierbinți. Segmenții care împiedică scăparea gazelor din cilindru în carterul motorului se numesc segmenți de compresie, iar segmenții care distribuie uniform și elimină excesul de ulei de pe suprafața cilindrului se numesc segmenți de ungere.
Soluțiile care se adoptă la proiectarea segmentului trebuie să țină seama de cerințele impuse de siguranța în funcționare, durabilitate, eficiența etanșării și prețul de cost.
Eficiența etanșării realizate de segment depinde de presiunea medie elastică (pe) aplicată de acesta pe medii elastice mărite.
Mărirea presiunii medii elastice a segmenților diminuează pulsația acestora și mărește coeficientul de transfer de căldură spre cămașa cilindrului. Valori prea ridicate ale presiunii pot provoca uzuri importante ale segmentului și cămășii.
La proiectarea segmentului trebuie să se adopte o grosime radială de valoare redusă pentru a micșora masa acestuia.
Dacă nu se pot utiliza materiale cu calități elastice superioare, se vor adopta segmenți cu grosimi radiale mărite, ceea ce facilitează evacuarea căldurii de la pistoane la cilindri și elimină vibrațiile radiale. Mărirea grosimii radiale conduce la creșterea tensiunilor de încovoiere în secțiune, de aceea se impune utilizarea unor materiale cu rezistența admisibilă la încovoiere ridicată.
Fig.4.3. Dimensiunile segmentului și canalului din piston
Dimensiunile caracteristice ale segmenților și canalelor din piston [8, pag. 167]
Grosimea pereților părții de etanșare:
die =10 mm
Dimensiunea canalului de etanșare:
tc =4 mm
Înălțimea canalului de segment:
canalul 1: dreptunghiular: hc=3 mm
canalul 2: dreptunghiular: hc=3mm
canalul 3: dreptunghiular: hc=4,5mm
Jocul pe flancurile segmentului Ja și jocul radial Jr:
segment de presiune 1: (0,06…0,08) Se adoptă: Ja= 0,06 mm; Jr=1mm
segment de presiune 2: (0,04…0,06) Se adoptă: Ja= 0,06 mm; Jr=1mm
segment de ungere: (0,04…0,06) Se adoptă: Ja= 0,04mm; Jr=1mm
Înălțimea radială a segmentului:
segment de presiune : b=(2…4) Se adoptă: b=3mm
segment de ungere : b=(2…4) Se adoptă: b=4 mm
Grosimea radială a segmentului :
pentru segment de presiune și de ungere: t/D=(1/20…1/30). Se adoptă: t=0,04 mm
Proiectarea și calculul bolțului
Fig. 4.4.a. Dimensiunile bolțului
Bolțul pistonului este solicitat în timpul funcționării de o sarcină mecanică variabilă ca valoare și sens iar în unele perioade de funcționare a motorului caracterul solicitării se apropie de cel de șoc. Mișcarea oscilantă și temperatura relativ ridicată de la umerii pistonului determină condiții nefavorabile pentru realizarea unei frecări umede: de aici și uzura accentuată a bolțului. Aceste condiții impun ca bolțul de piston să aibă miez tenace și strat superficial dur, cu un grad de netezire foarte mare. În funcție de oțelul din care se execută, bolțul de piston se cementează la suprafață pe o adâncime de 0.5-2mm ori se calește superficial prin C.I.F. pe o adâncime de 1-1.5 mm. Duritatea stratului superficial trebuie să fie HRC=58-65, iar a miezului HRC=36.
Pentru calculul bolțului se consideră o grindă pe două reazeme încărcate cu o forță uniform distribuită pe lungimea piciorului bielei. Convențional forța ce acționează asupra bolțului se consideră a fi forța maximă de presiune a gazelor diminuată de forța de inerție dată de masa pistonului.
Bolțul se verifică la uzură în piciorul bielei și în umerii pistonului, la încovoiere în secțiunea mediană, la forfecare în secțiunile dintre piciorul bielei și partea frontală a umărului pistonului și la ovalizare.
Bolțul lucrează în condiții grele de solicitare mecanică, fiind încărcat de forța de presiune a gazelor și de forța de inerție dezvoltată de piston.
Pentru calculul bolțului, acesta se consideră ca o grindă pe două reazăme încarcată cu o forță uniform distribuită pe lungimea piciorului bielei.
Dimensiunile bolțului (fig.4.4.a., b.) se adoptă pe baza datelor statistice [8, pag.178] și se efectuează calculele de verificare a rezistenței la uzură, a solicitărilor mecanice și a deformațiilor, precum și precizarea prin calcul a jocurilor de montaj.
diametrul exterior:
diametrul interior:
lungimea bolțului pentru bolț fix in piston:
l=(0,88-0,93)D=0,88·67=59 mm
lungimea de contact a bolțului cu piciorului bielei:
lungimea de contact a bolțului cu bozajul pistonului:
lp =(1,1….1,3)lb =1,2·19=23 mm
distanța dintre bozajul pistonului și piciorul bielei:
j=1,5 mm
Verificarea la uzură
Verificarea la uzură se face calculând presiunile specifice de contact (fig. 4.4.b), care caracterizează condițiile de ungere, atât pentru piciorul bielei cât și pentru umerii pistonului:
Fig.4.4.b. Schema de calcul a bolțului
(4.7.) (4.8.)
Fgmax și Fj s-au calculat în cadrul capitolului 3, paragraful 3.2.
în care:
Fgmax – forța maximă de presiune a gazelor din cilindru ce apasă pe piston, în N;
Fj – forța de inerție dată de masa pistonului, în momentul Fgmax, în N;
deb – diametrul exterior al bolțului, în milimetri;
lb – lungimea de contact a bolțului cu piciorul bielei, în milimetri;
lp – lungimea de contact a boltului cu bozajele pistonului, în milimetri;
pb<90 MPa – presiunea admisibilă în piciorul bielei;
pp <54 Mpa – presiunea admisibilă în locașurile din piston.
Verificarea la încovoire
Efortul unitar de încovoiere la mijlocul bolțului este:
(4.9.)
(4.10.)
în care:
Fmax= Fgmax+ Fj – forța pozitivă care solicită bolțul;
Fmin= Fgmin+ Fj – forța negativă care solicită bolțul;
– raportul dintre dib și deb.
Se calculeaza apoi efortul unitar mediu și amplitudinea eforturilor unitare conform relațiilor:
(4.11.)
(4.12.)
Coeficientul de siguranță
Pentru bolțul fix încărcarea este după un ciclu simetric.
(4.13.)
în care
Mpa – rezistența la oboseală pentru oteluri aliate;
– efortul unitar mediu în Mpa;
– coeficient efectiv de concentrare la sarcini variabile;
– factor dimensional;
– pentru bolț călit cu suprafată lustruită;
c1 =2…4 – valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.
Verificarea la forfecare
Efortul maxim de forfecare se calculeaza cu relatia:
(4.14.)
în care
– valoarea admisibila a efortului la forfecare pentru otelul aliat.
Verificarea la ovalizare
Fig.4.5.Variația tensiunilor unitare de ovalizare în bolț și valorile mărimilor K, 1, 2, 3, 4.
Se pleacă de la ipoteza că bolțul este încastrat cu o sarcină distribuită sinusoidal. Valorile eforturilor unitare de ovalizare în secțiunile caracteristicile se obțin din condițiile și [8, pag. 182]:
în care:
– coeficienți ce se aleg din fig. 4.5.;
<400MPa – valoarea admisibilă a efortului unitar.
Deformatia maximă de ovalizare
(4.15.)
în care
E =(2…2,3) ·105 MPa – modulul de elasticitate a otelulului;
Condiția ce se impune este ca: în care este jocul diametral în stare caldă:
(4.16.)
(4.17.)
Calculul jocului la montaj
Pentru a menține jocul la cald în limitele recomandate pentru o bună funcționare este necesar să se calculeze jocul de montaj dintre bolț și locașul său din piston: (4.18.)
în care:
– temperatura bolțului;
– temperatura pistonului;
– temperatura mediului ambiant;
– coeficientul de dilatare termică al materialului pistonului;
– coeficientul de dilatare termică al materialului bolțului; – valoarea admisibilă a jocului la montaj în milimetri.
Proiectarea și calculul bielei
La motoarelor cu aprindere prin scânteie se utilizează biele lungi pentru diminuarea valorii forței normale.
În timpul funcționării, în piciorul bielei iau naștere tensiuni determinate de:
Solicitarea de întindere produsă de forța de inerție a grupului piston;
Solicitarea de compresiune produsă de rezultanta dată de forța de presiune a gazelor și forța de inerție;
Solicitarea de frecare produsă la presarea bucșei sau a bolțului în picior.
Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei (figura 4.6.) se determină inițial pe baza datelor constructive obținute prin metode statistice:
Diametrul exterior al piciorului: de= (1,3…1,7) deb=1,3·17.42=23mm
Grosimea radială a piciorului: hp= (0,16…0,2) deb=0,17·17.42=3 mm
Grosimea radială a bucșei: hb= (0,08…0,085) deb=0,08·17.42=1.5mm
Calculul piciorului bielei
Tensiunea de întindere
Pentru efectuarea calculelor de rezistență s-a considerat piciorul bielei ca o bară curbă încastrata în regiunea de racordare B-B cu corpul bielei (figura 4.7.).
Forța de întindere are valoarea maximă când forța datorată presiunii gazelor este minimă, deci când pistonul se află la P.M.S. la începutul cursei de admisie, aceasta determină cu următoarea relație:
(4.19.)
Fig.4.6 Dimensiunile piciorului bielei
în care:
mp – masa pistonului, în kilograme;
rm – raza manetonului, în metri;
– viteza unghilară a arborelui cotit;
– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei.
Fig.4.7.Schema de calcul a piciorului bielei la întindere.
a) solicitare; b) dispunerea tensiunilor
In sectiunea periculoasa B-B va apare momentul încovoitor si forța normală:
Momentul încovoietor Mo în secțiunea B-B determinat de forța de întindere:
(4.20.)
în care:
– unghiul secțiunii piciorului bielei
rm – raza manetonului în metri.
Forța normală Nc în secțiunea B-B determinată de forța de întindere:
(4.21.)
Eforturile unitare de intindere determinate de momentul incovoitor si forta normala calculate anterior sunt:
– în fibra exterioară:
(4.22.)
– în fibra interioară:
(4.23.)
în care:
lb – lungimea de contact a bielei cu boltul;
k – coeficient de proporționalitate;
hp – grosimea piciorului bielei;
rm – raza manetonului în metri;
<450MPa – valoarea admisibilă a tensiunii de întindere pe fibra exterioară respectiv interioară a piciorului bielei.
Solicitarea la compresiune
Forța de compresiune are valoarea maximă când presiunea din cilindru are valoarea maximă:
(4.24.)
In sectiunea de încastrare B-B apare un moment încovoitor M´c și o forță normală N´c calculate cu următoarele relații [8, pag.191]:
(4.25.)
(4.26.) (4.27.)
Tensiunile în secțiunea de încastrare determinate de forta de compresiune se calculează după cum urmează:
în fibra exterioară:
(4.27.)
în fibra interioară:
(4.28.)
în care
lb – lungimea de contact a bielei cu boltul;
hp – grosimea piciorului bielei;
k – coeficient de proporționalitate;
rm – raza manetonului în metri;
<300MPa – valoarea admisibilă a tensiunii de întindere pe fibra exterioară respectiv interioară a piciorului bielei.
Tensiunile produse de presiunea dintre bucșa și piciorul bielei
În timpul funcționării motorului la strângerea de montaj (Dm) se adaugă o solicitare suplimentară de compresiune (Dt ) datorată dilatării bucșei de bronz.
Dilatarea termică a bucșei se determină cu următoarea relație: (4.28.)
în care
di – diametrul interior al piciorului bielei în milimetri;
BZ= 18×10-6 1/K – coeficientul de dilatare al bucșei;
OL= 10×10-6 1/K – coeficientul de dilatare al materialului bielei;
t= 373…423 K – temperatura piciorului bielei;
tm= 273 K – temperatura mediului ambiant.
Presiunea datorată strângerii se obține din următoarea expresie:
(4.29.)
în care
de – diametrul exterior al piciorului bielei în milimetri;
di – diametrul interior la piciorului bielei milimetri;
d – diametrul interior al bucșei în miilimetri;
– strângerea de montaj în milimetri;
– coeficientul lui Poisson.
Eforturile unitare
Eforturile unitare produse de presiunea de fretaj:
în fibra exterioară:
(4.30.)
în fibra înterioară:
(4.31.)
Eforturile maxime si minime produse de presiunea pf se pot calcula astfel:
(4.32.)
(4.33.)
iar amplitudinea și tensiunea medie a ciclului:
(4.34.)
(4.35.)
Coeficientul de siguranță conform ciclului simetric de încărcare
Coeficientul de siguranță al piciorului bielei se calculează în ipoteza unei solicitări de oboseală după un ciclu simetric de întindere-compresiune, pentru fibra exterioară în secțiunea de încastrare, astfel expresia coeficientului de siguranță poate fi scrisă sub forma următoare:
(4.36.)
în care
-1t= 340…400 Mpa – rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de întindere-compresiune, pentru otel aliat;
k=1 – coeficient de concentrare;
= 0,8…0,9 – factorul dimensional;
= 0,12…0,20 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;
= 0,70…0,80 – coeficientul de calitate al suprafeței;
– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.
Deformația piciorului
Deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție se determină cu relațția
mm (4.37.)
în care
– este momentul de inerție al suprafeței secțiunii piciorului bielei;
dm = 2rm = 21.7 – raza medie a piciorului bielei în mm;
– unghiul secțiunii de calcul al piciorului bielei;
– valoarea admisibilă pentru deformatia piciorului bielei.
Calculul corpului bielei
Dimensiunile caracteristice mai răspândite pentru profilul în dublu T al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrărilor statistice ale construcțiilor existente.
Semnificațile acestor mărimi se pot vedea în figura 4.8.
Fig.4.8. Dimensiunile corpului bielei, parametrii constructivi
Corpul bielei se calculează la oboseală fiind supus la:
întindere de forța de inerție maximă a maselor aflate în micare de translație;
compresiune de rezultanta dintre forța maximă a gazelor și forța de inerție.
Valorile următoare s-au adoptat din literatura de specialitate [3, pag.18-20]:
masa pistonului ansnsambalt cu bolț și segmenți:
mp=0,440 kg
masa bielei care are mișcare de rotație:
m1b=0,145 kg
masa bielei care are mișcare de translație:
m2b=0,383kg
masa capacului de bielă:
mcp=0,084kg
Efortul unitar la comprimarea
Forța ce solicită corpul bielei la compresiune:
(4.38.)
în care:
A – aria secțiunii de calcul a corpului bielei:
(4.39.)
– tensiunea de compresiune este:
(4.40.)
în care
D – diametrul pistonului în mm;
Pg – presiunea gazelor din cilindru în Mpa;
r – raza manivelei în mm;
– rotații arbore cotit;
A – aria sectiunii A-A;
Fcp – forța de comprimare a corpului bielei în N.
Se calculează efortul de flambaj a corpului bielei:
(4.41.)
, efortul de flambaj depășește cu 10…15% efortul de comprimare.
Efortul unitar la întindere
Secțiunea minimă a corpului bielei este solicitată la întindere de forța de inerție a pistonului,
care se calculează astfel:
(4.42.)
Fig.4.9. Schema de calcul a capului bielei
Tensiunea la întindere este:
(4.43.)
Tensiunea maximă, minimă, amplitudinea ciclului și tensiunea medie se determină cu ecuațiile:
(4.44.)
(4.45.) (4.46.)
(4.47.)
Coeficientul de siguranță
Corpul bielei este supus la solicitări variabile, de întindere și compresiune după un ciclu simetric. Coeficientul de siguranță se determină cu relația:
(4.48)
în care
-1t= 340…400 Mpa – rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de întindere-compresiune, pentru otel aliat;
k=1 – coeficient de concentrare;
= 0,8…0,9 – factorul dimensional;
= 0,12…0,20 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;
= 0,70…0,80-coeficient de calitate;
– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.
Calculul capacului bielei
Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.
Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neînsemnată solicitarea de compresiune a acestuia.
Solicitarea de întindere se transmite numai capacului și este determinată de forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de translație și de forța centrifugă a masei bielei care efectuează mișcarea de rotație mai puțin masa capacului bielei. (2.49)
Calculul tensiunilor se realizează admițând următoarele ipoteze:
Capul bielei este o bară curbă continuă;
Secțiunea cea mai solicitată este secțiunea de încastrare A-A (fig.4.9.);
Capacul bilei are secțiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanța dintre axele șuruburilor;
Forța este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege sinusoidală;
Cuzinetul se deformează împreună cu capacul și preia o parte din tensiuni proporțională cu momentul de inerție al secțiunii transversale.
Verificarea la întindere
Efortul unitar de întindere:
(4.50.)
în care:
lp=77,5mm – distanta dintre axele suruburilor de bielă;
– momentul de inerție al capacului;
– momentul de inerție al cuzinetului;
– aria secțiunii capacului;
z – aria secțiuni cuzinetului;
– modulul de rezistență la încovoiere al secțiunii capacului;
– valoarea admisibilă pentru efortul unitar.
Coeficientul de siguranță pentru ciclul pulsator
Solicitarea capului bielei se desfășoară după un ciclu pulsator, coeficientul de siguranță calculându-se cu relația:
(4.51)
în care:
-1t= 340…400 Mpa – rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de întindere-compresiune, pentru otel aliat;
k=1 – coeficient de concentrare;
= 0,8…0,9 – factorul dimensional;
= 0,12…0,20 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;
= 0,70…0,80 – coeficientul de calitate al suprafeței;
– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.
Deformația maximă a corpului bielei
Mărimea relativă deformației: (4.52)
în care:
E – elasticitatea materialului.
lp – distanța dintre axele șuruburilor de bielă
– valoarea admisibilă a deformației.
Proiectarea și calculul arborelui cotit
La proiectarea arborelui cotit se vor alege acele soluții care să asigure o rigiditate maximă. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe construcții fusurile paliere se amplasează după fiecare cot, diametrele acestora se măresc, iar lungimile acestora se micșorează, de asemenea aceste măsuri fac posibil mărirea dimensiunilor brațelor. Rigiditatea arborelui cotit poate fi îmbunătățită și prin mărirea suprapunerii secțiunilor fusurilor paliere și manetoane, zonă cu cea mai ridicată concentrare de tensiuni.
Diametrul fusului maneton se stabilește în așa fel încât să se obțină dimensiuni pentru capul bielei care să permită trecerea acestuia prin alezajul cilindrului.
Echilibrarea arborelui cotit și descărcarea lagărelor paliere se realizează prin aplicarea de contragreutăți în prelungirea brațelor.
Capătul anterior al arborelui cotit se proiectează în trepte pentru a face posibilă montarea roților dințate pentru antrenarea distribuției eventual a pompei de injecție sau pompei de ulei, a roților de curea pentru antrenarea pompei de apă, ventilatorului, generatorului de curent, a compresorului sau a pompei de vid. La unele motoare pe capătul din față al arborelui cotit se prevede montarea amortizorului de vibrații torsionale.
O atenție deosebită trebuie să se acorde etanșării capătului anterior pentru a prevenii scurgerile de ulei.
Capătul posterior al arborelui cotit se proiectează cât mai scurt posibil și el trebuie prevăzut cu o flanșă pentru montarea volantului.
Fig.4.10.Dimensiunile relative ale arborelui cotit
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându-se prin prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiți existenți [4, pag.164] și [8, pag.200].
Lungimea cotului:
l=(1,1-1,4)D=1,2·67=80 mm
Diametrul fusului palier:
dp=(0,7-0,9)D=0,6·67=40 mm
Diametrul fusului maneton:
dm=(0,56-0,72)D=0,55·67=37 mm
Lungimea fusului maneton:
Lm=(0,45-0,6)D=0,6·67=22 mm
Diametrul interior al fusului maneton:
Dim =(0,6-0,75)D=0,7·67=26 mm
Grosimea bratului:
h=(0,2-0,35)dm=0,36·37=13 mm
Lățimea brațului:
b=(1,5-2) dm=1,5·37=55 mm
Raza de racordare:
=(0,07-0,1) dm=0,07·37=3 mm
Semnificațile acestor dimensiuni sunt prezentate în figura 4.10.
Calculul arborelui cotit se consideră ca o grindă static nedeterminată implică dificultăți. De aceea calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încărcare și deformare care consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă alcătuită dintr-un număr de părți egal cu numărul coturilor.
Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în următoarele ipoteze simplificatoare:
fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe două reazeme;
reazemele sunt rigide și coaxiale;
momentele încovoietoare în reazeme se neglijează;
fiecare cot lucrează în condițiile amplitudinilor maxime ale momentelor de încovoiere și de torsiune și a forțelor variabile ca semn;
în reazemul din stânga cotului acționează un moment de torsiune Mpj egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta acționează momentul Mp(j-1) (fig.4.11)
Calculul fusului palier
Fig.4.11.Schema forțelor carea acționează asupra unui cot al arborelui cotit
Fusul palier este solicitat la torsiune și incovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusului este redusă, momentele încovoietoare au valori mici și în aceste condiții se renunță la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit sunt solicitate la momente de rasucire mai mici decât acelea ce actioneaza in fusurile dinspre partea posterioara a arborelui si mai ales asupra fusului final, deoarece in acesta se insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare cilindru in parte, ceea ce implica insumarea momentelor de torsiune tinandu-se cont de ordinea de aprindere.
Eforturile unitare maxime si minime se calculează astfel: (4.53.) (4.54.)
Momentul maxim și minim s-a calculat în cadrul capitolului 3 (v. Anexa).
Aplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii se calculează cu relațiile: (4.55.)
(4.56.)
Coeficientul de siguranță se calculează cu relația: (4.57.)
în care
1 = 180…230 Mpa – rezistența la oboseală pentru ciclul simetric;
k=2 – coeficient de concentrare;
= 0,8 – factorul dimensional;
= 0,08…0,1 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;
= 1,10…0,28 – coeficientul de calitate al suprafeței;
– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.
Fig.4.12. Schema de calcul a reacțiunilor în reazeme
Calculul fusului maneton
Fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot ce se sprijină pe două reazeme și este încărcat cu forțe concentrate. Deoarece secțiunea momentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide in timp, coeficientul de siguranță se determină separat pentru încovoiere și torsiune și apoi coeficientul global de siguranță. Reacțiunile din reazeme se determină din condiția de echilibru a forțelor și momentelor. Este convenabil ca fortele ce actioneaza asupra fusului sa se descompună în două direcții: una în planul cotului, cealaltă tangențială la fusul maneton.
Calculul fusului maneton la încovoiere
Valorile următoarelor mase s-au adoptat din literatura de specialitate [4, pag.18-20]:
masa bielei in mișcare de translație: m2b=0,383kg
masa brațului manetonului: mbr=0,11kg
masa contragreutății de echilibrare: mcg=0,1kg
masa manetonului:mm=0,09kg
masele rotitoare:
Valorile forțelor și momentelor ce urmează s-au calculat în cadrul capitolului 3,4:
Forța tangențială maximă: Tmax= 6418 N
Forța radială maximă: Zmax = 11861 N
Momentul maxim pe maneton: Mmax=237 Nm
Momentul minim pe maneton: Mmin=-182 Nm
Reacțiunea tangențială: AT=2346 N
Reacțiunea radială: Az=6048 N
Forța de inerție produsă de masele neechilibrate ale brațelor:
Forța de inerție produsă de contragreutăți:
Expresia momentelor încovoietoare în cele două plane:
(4.58.)
(4.59.)
Cu valorile maxime și minime ale momentului încovoietor se calculează valorile maxime și minime ale tensiunilor:
(4.60.)
(4.61.)
în care
– modulul de rezistență la încovoiere al manetonului în mm3;
Mmax, Mmin – momentele maxime și minime ce solicită manetonul la încovoiere, au fost calculate în capitolul 3 (v. Anexa1).
Amplitudinea și tensiunea medie a ciclului: (4.62.)
(4.63.)
Expresia coeficientului de siguranță:
(4.64.)
în care
-1t= 250…350 MPa – pentru oțel carbon;
k=1,9…2 – coeficient de concentrare;
= 0,7…0,8 – factorul dimensional;
= 0,09…0,10 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;
= 0,70…0,80 – coeficientul de calitate al suprafeței;
– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.
Calculul fusului maneton la torsiune
Momentul care solicită fusul maneton la torsiune se calculează astfel: (4.65.)
(4.66.)
în care:
Mmax, Mmin – momentele maxime și minime ce solicită manetonul la torsiune;
Tmax, Tmin – forțele tangențiale maxime și minime ce solicită manetonul la torsiune, au fost calculate în capitolul 3;
r – raza desccrisă de maneton.
Valorile maxime și minime ale tensiunilor de torsiune se calculează cu relațiile:
(4.67.)
(4.68.)
în care modulul de rezistență polar pentru fusul maneton cu orificiu excentric se calculează cu relația: (4.69.)
în care
dmi – diametrul interior al manetonului;
dm – diametrul exterior al manetonului.
Amplitudinea și tensiunea medie a ciclului:
(4.70.)
(4.71.)
Expresia coeficientului de siguranță:
(4.72.)
în care
-1t= 250…350 Mpa pentru oțel carbon;
k=0,9…1,2 – coeficient de concentrare;
= 0,7…0,8 – factorul dimensional;
= 0,08…0,10 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;
= 1,1…1,4 – coeficientul de calitate al suprafeței;
– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.
Coeficientul global de siguranță al manetonului se determină cu relația:
(4.73.)
CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR
Proiectarea mecanismului de distribuție a gazelor
Fig.5.1. Îmbunătățirea coeficientului de umplere folosind mai multe supape pe cilindru.
Mecanismul de distribuție este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigură realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor și mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă și evacuarea produselor de ardere. Această funcție este realizată prin deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare.
Dispunerea arborelui cu came în chiulasă oferă avantajul reducerii numărului de componente al mecanismului de distribuție, are un zgomot mult mai redus în timpul funcționării și asigură o antrenare elastică a mecanismului de distribuție, în cazul folosirii curelelor dințate elastice. Un dezavantaj al acestui tip de angrenare este necesitatea schimbării după perioade riguroase de timp a curelei de distribuție.
De regulă antrenarea arborelui cu came se face de la partea opusă a volantului deoarece aceasta permite montarea unei roți dințate conducătoare mai mici.
Fig.5.2. Soluție compactă de antrenare a doi arbori cu came dispuși în cap.
Pentru îmbunătățirea coeficientlui de umplere al cilindrului se pot folosi mai multe supape pe cilindru ca în fig. 5.1. La aceste construcții însă se pun probleme la antrenarea arborilor cu came în cazul acționării directe. O metodă foarte simplă de a asigura antrenarea unei perechi de arbori cu came este prezentată în fig. 5.2., soluție care propune pentru antrenarea celui de-al doilea arbore cu came o pereche de roți dințate care să transmită miscarea de rotație de la primul arbore cu came la cel de al doilea.
Construcția principalelor elemente ale distribuției se determină din condițiile de funcționare astfel [4, pag.213]:
Supapele sunt supuse unor sarcini dinamice și temperaturi ridicate, aceste condiții necesitând un material foarte rezistent. Forma supapei trebuie aleasă astfel încât să asigure o rigiditate ridicată și în același timp să provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie. Supapele dispuse în evacuare trebuie să aibă tija cu un diametru mai mare și bucșa de ghidare cât mai lungă pentru a ușura evacuarea căldurii.
Scaunul supapei se recomandă să aibă o grosime radială de (0,08…0,15) și o înălțime de (0,18…0,25)și se montează cu o strângere de (0,0015…0,0035) din diametrul său exterior.
Bucșele de ghidare au grosimi de perete între (2,5…4,0)mm și lungimi de (1,75…2,50) dc, în funcție de lungimea tijei supapei .
Canalele de admisie și evacuare se construiesc cu secțiuni cât mai mari pentru a se micșora pierderile gazodinamice. Diametrul canalului de admisie se face cu (10..20)% mai mare decât cel al canalului de evacuare și aria secțiunii sale de trecere este de (15..20)% din aria pistonului.
Alegerea fazelor de distribuție
Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse și a unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obținerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt direct dependente de fazele de distribuție.
Fig.5.3. Diagrama fazelor de distribuție la motorul în 4 timpi.
Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse și a se pierde cât mai puțin lucru mecanic de destindere a gazelor.
Închiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o întârziere optimă pentru a se fructifica la maximum efectul inerției coloanei de gaze până ce acesta este anulat de depresiunea formată în cilindru.
Deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea unei cantități cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie și în final o umplere cât mai completă a cilindrului cu gaze.
Închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întârziere încât să se utilizeze la maximum, în folosul umplerii, efectul inerțional al coloanei de gaze proaspete.
Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere și închidere a supapelor pentru fiecare regim de funcționare (turație, sarcină). Valorile medii ale acestor unghiuri, pentru motoare în 4 timpi cu aprindere prin comprimare, sunt date în tabelul 5.1.
Tabelul 5.1.
Calculul mecanismului de distribuție a gazelor
Calculul mecanismului de distribuție include determinarea dimensiunilor canalelor și organelor de admisie și evacuare, aprecierea curgerii fluidului prin canale, determinarea profilului camei și verificarea pieselor la rezistență și oboseală.
Parametrii principali ai distribuției
Stabilirea principalelor dimensiuni ale supapelor [8, pag. 213]
Fig.5.4. Construcția supapei și elemente dimensionale
Semnificațile următoarelor mărimi sunt reprezentate în fig. 5.3.:
diametrul talerelor supapelor de admisie:
diametrul talerelor supapelor de evacuare:
diametrul canalelor de admisie:
diametrul canalelor de evacuare:
lungimea fetei supapei de admisie:
lungimea fetei supapei de evacuare:
raza de racordare a tijei supapei de admisie:
raza de racordare a tijei supapei de evacuare:
diametrul tijei supapei de admisie:
diametrul tijei supapei de evacuare:
lungimea supapei de admisie
lungimea supapei de evacuare
înălțimea maximă de ridicare a supapei de admisie
înaltimea maxima de ridicare a supapei de evacuare
Fig.5.5. Schema pentru calculul sectiunii de trecere.
Calcularea principalilor parametrilor ai distribuției gazelor
Aria secțiunilor de trecere a canalelor se verifică în primă aproximație la o viteză medie a gazelor în ipoteza că pistonul se deplasează cu viteză constantă, supapele nu există, iar gazele sunt incompresibile. Pe baza ecuației de continuitate rezultă următoarele expresii ale vitezelor convenționale:
Viteza de curgere a gazelor în canalul de admisie: (5.1.)
Viteza de curgere a gazelor în canalul de vacuare:
(5.2.)
în care
Wm – viteza medie a pistonului, în m/s;
i – numărul de supape pe cilindru;
Wca < 90 m/s – valoarea admisibilă pentru viteza de curgere prin canalul de admisie.
Wce < 100 m/s – valoarea admisibilă pentru viteza de curgere prin canalul de evacuare.
Înălțimea maximă de ridicare hmax se verifică printr-o viteză medie convențională a gazelor, calculată în ipoteza că supapa rămâne tot timpul complet deschisă, iar aria secțiunii de trecere devine:
pentru supapa de admisie: (5.3.)
pentru supapa de evacuare: (5.4.)
Vitezele convenționale vor fi:
pentru supapa de admisie: (5.5.)
pentru supapa de evacuare:
(5.6.)
în care:
Wm – viteza medie a pistonului;
i – numărul de supape pe cilindru;
Wca < 100 m/s – valoarea admisibilă pentru viteza de curgere prin canalul de evacuare;
Wca < 90 m/s – valoarea admisibilă pentru viteza de curgere prin canalul de admisie.
Calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție
Calculul cinematic al mecanismului de distribuție presupune determinarea profilului camei folosită pentru comanda deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variație a ridicării, vitezei și accelerației tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic și de rezistență al pieselor ce compun mecanismul de distribuție.
Fazelor de distributie s-au adoptat în subcapitolul 5.2.
Se alege cama de tip polinomiala fără șoc. Se calculează unghiul total de contact al camei:
– pt. Admisie = 180+=180+12+30=222o
– pt.Evacuare = 180+=180+40+25=245o
Metoda polinomială consideră pentru fiecare porțiune a camei o variație a accelerației de tip polinomial, având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresii aritmetice. Astfel pentru calculul cinematic al tachetului se folosesc următoarele relații:
(5.7.)
(5.8.)
(5.9.)
în care:
p, q, r, s – exponenți succesivi determinați în progresie aritmetică de rație p-2;
– unghiul curent al camei considerat de la vârful acesteia;
– unghiul total al profilului camei;
– constante ce se determină din condițiile inițiale.
Viteza unghiulară a arborelui cu came este jumătate din viteza unghiulară a arborelui cotit:
(5.10)
Pentru coeficienti se aleg valorile: p=10 ; q=18; r=26; s=34 , exponentul este 2.
(5.11)
(5.12)
(5.13)
(5.14)
(5.15)
Exemplu de calcul:
Se calculează deplasarea, viteza și accelerația camei și a tachetului de la supapa de evacuare corespunzătoare valori unghiului activ al camei de 2o, valorile aferente celorlalte unghiuri calculate asemănător sunt prezentate tabelar în Anexa.
Deplasarea tachetului:
Deplasarea tachetului:
Deplasarea tachetului:
Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuție
Pentru calculul forțelor de inerție ce intervin în mecanismul de distribuție, masele tuturor elementelor aflate în mișcare se înlocuiesc printr-o masă redusă dispusă pe axa supapei.
Valorile maselor componentelor mecanismului de distribuție s-au adoptat din literatura de specialitate și de la modelele existente, astfel masa redusă a întregului mecanism este:
(5.16)
în care
– masa supapei în grame;
– masa talerului de arc în grame;
– masa tachetului în grame;
masa arcului în grame;
Forța de inerție care acționează la supapă se calculează când ambele supape sunt închise, iar accelerația tachetului are valoarea corespunzătoare unghiului de 0 grade a profilului camei (v. Anexa). În acest caz forța de inerție care acționează la supapă va fi: (5.17.)
Calculul arcurilor de supapă
Arcul trebuie să mențină supapa închisă și să asigure legătura cinematică între ea și camă când forțele de inerție tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face față acestor cerințe trebuie ca forța arcului Fr să fie mai mare decât forța de inerție Fj a mecanismului dată de accelerațiile negative, la orice regim posibil de turații: (5.18.)
în care:
k=1,6….2,0 – coeficient de rezervă care ia în considerare supraturațiile sau vibrațiile arcului sub acțiunea cărora forța Fr .
Forța minimă a arcului F0 trebuie verificată la forța de deschidere a supapei la depresiunea maximă din cilindru.
Pentru evacuare: (5.19.)
Pentru admisie:
(5.20.)
în care:
pev – presiunea din colectorul de evacuare;
pa – presiunea maximă din cilindru;
– diferența de presiune a gazelor. [8, pag. 225]
Prin proiectare se stabilesc următorii parametri constructivi ai arcurilor:
Diametrul mediu se alege din condiția de compactitate a grupei supapei și este în general:
(5.21.) Arcurile supapelor de admisie și evacuare se fac constructiv la fel deși masele supapelor sunt diferite. La calculul arcului se consideră că forța Fr este dispusă pe axa arcului și solicită spirele la torsiune cu momentul:
(5.22.)
în care
Fr – forța arcului;
Dr – diametrul mediu al arcului de supapă.
Eforul unitar de torsiune va fi: (5.23.)
în care
Fr – forța arcului;
Dr – diametrul mediu al arcului de supapă;
d – diametrul sârmei de aec;
– coeficient ce depinde de raportul diametrelor , ia în considerare concentrația tensiunilor la interiorul spirelor.
Diametrul sarmei:
mm (5.24.)
Numărul de spire
(5.25.)
în care
– modulul de elasticitate transversal;
– rezistența admisibilă pentru oțelurile de arcuri;
fmax – săgeata maxima a arcului;
ir = (3,5…8,0) – numărul admis de spire active.
Numărul total de spire se adoptă după relația i = ir + (2…3)=6 spire
Calculul de rezistentă al mecanismului de distribuție
Calculul arborelui de distribuție
Forța maximă care solicită arborele de distribuție este transmisă de la supapa de evacuare la începutul perioadei sale de deschidere. Această forță se compune din forța arcurilor Fr redusă la tachet, forța de inerție la începutul deschiderii și forța gazelor Fg care acționează din cilindru asupra supapei, toate reduse la tachet.
Pentru arborii cu came se adoptă dimensiunile constructive, rerprezentate în figura 5.6, din literatura de specialitate și de la modelele existente:
distanța dintre două fusuri consecutive: l = 120mm;
distanța dintre fus și camă: l1 = 70mm;
distanța dintre camă și fus: l2 = 35mm;
Fig.5.6. Schema de calcul a săgeții de încovoiere a arborelui cu came
diametrul exterior al arborelui cu came: d = 18mm;
grosimea arborelui cu came: .
La camele cu profil ce asigură o accelerație continuă, la începutul deschiderii supapei forța de inerție este nulă și forța totală FT are valoare maximă pentru poziția camei corespunzătoare accelerației maxime pozitive a supapei.
(5.26)
în care:
pe – presiunea în conducta de evacuare;
p – presiunea în cilindru pentru pozitia camei;
de – diametrul exterior al supapei de evacuare;
Fig.5.7. Schema de calcul a tachetului pentru verificarea presiunii specifice
– diferența de presiune pentru calcule prealabile. [8, pag. 228]
Forța maximă de inerție va fi:
(5.27.)
în care:
jmax – accelerația maximă calculată în tabelul din Anexa.
Forța sumară care acționează pe camă este:
(5.28.)
Eforturile unitare de strivire pe suprafața de lucru a tachetului camei:
(5.29.)
în care
b – lațimea camei
r – raza de curbură a profilului camei în punctul de tangență cu tachetul
– valoarea admisibilă pentru eforturile de strivire;
Săgeata de încovoiere se determină deoarece arborele trebuie să fie suficient de rigid pentru ca încovoierea să nu manifeste influențe esențiale asupra funcționării mecanismului de distribuție. Schema de calcul este prezentată în fig. 5.6. Săgeata de încovoiere se determină cu relația următoare:
(5.30.)
Solicitarea de torsiune de la fiecare camă, atinge de obicei valoarea maximă la sfârșitul primei perioade de ridicare a supape, când punctul de tangență este cel mai îndepărtat de axa tachetului. Schema de calcul este prezentată în fig. 5.7. . Relația cu care se poate calcula momentul maxim pentru o camă este:
(5.31.)
Eforturile unitare de torsiune se calculează astfel:
(5.32.)
– valoarea adsmisibilă pentru eforturile unitare de torsiune.
Calculul tachetului
Calculul tachetului constă în verificarea presiunii specifice pe suprafața laterală. Același calcul se efectuează și pentru tachetul mecanismului cu acționare directă (în cap), a camei. Această presiune specifică se calculează cu relația:
(5.33)
q<10Mpa – valoarea admisibilă pentru presiunea specifică pe suprafața laterală a tachetului.
CALCULUL SISTEMULUI DE RĂCIRE
Principii de funcționare a sistemului de răcire
Sistemul de răcire evacuează forțat o anumită cantitate de căldură de la cilindrii și chiulasă motorului, transmițând-o aerului înconjurător. Necesitatea sistemului de răcire este determinată de faptul că piesele motorului care vin în contact cu gazele arse se încălzesc foarte puternic. Dacă aceste piese nu se răcesc în urma supraîncălzirii, se poate arde pelicula de ulei de pe cilindri, piesele motorului se pot dilata foarte mult, iar cele aflate în mișcare se pot gripa. În plus, mai e de menționat pericolul deteriorării unora dintre piese datorită reducerii rezistenței mecanice a materialului cu creșterea temperaturii. Utilizarea unor materiale refractare și, în special, a nitrurilor de siliciu deschide perspective pentru diminuarea intensității răcirii unor piese care delimitează camera de ardere.
Eficiența sistemului de răcire trebuie privită însă și din punctul de vedere al influenței sale asupra performanțelor motorului.
Cercetările științifice demonstrează că sunt de mare eficientă în ceea ce privește creșterea performanțelor de putere și economicitate a motorului intensitățile mai pronunțate de răcire a chiulasei în comparație cu cele ale cilindrului. În plus, prin aceasta se ameliorează și efectele poluante ale motorului, deoarece printr-o răcire mai intensă a chiulasei se favorizează evacuarea gazelor arse din cilindru, canalele de evacuare din chiulasă având temperaturi mai scăzute, în timp ce gazele reziduale au temperaturi mai ridicate, toate acestea permițând o anumită creștere a coeficientului de exces de aer.
Explicația temperaturii mai ridicate a gazelor reziduale constă în faptul că acestea vin în contact în timpul cursei de evacuare cu pereții cilindrului si cu capul pistonului care au temperaturi suficient de ridicate (fiind răcite mai puțin intens), iar temperatura gazelor arse la sfârșitul destinderii au valori mai mari datorită diminuării transferului de căldură prin cilindrii.
La MAS problema răcirii cere o analiză riguroasă a câtorva aspecte deosebite de cele prezentate mai sus.
Prin urmare, intensitatea răcirii chiulasei la MAS trebuie stabilită din condițiile de rezistentă a materialelor camerei de ardere si supapelor, precum si din condiția asigurării ungerii la tijele supapelor, căutându-se valorile optime ale temperaturii care asigură performanțele maxime de economicitate, putere și mers liniștit. Intensitatea răcirii cilindrilor se stabilește din condiția asigurării unei bune funcționări a pieselor din grupa cilindru-piston, unei ungeri eficiente a acestora în funcție de lubrifiantul utilizat, avându-se în vedere că la aceste motoare se evacuează mai multă căldură prin cilindri, îndeosebi când camera de ardere este practicată în piston.
Tot pentru ameliorarea condițiilor de formare a amestecului și de ardere la MAS, în special la sarcini mari, se preferă menținerea unui regim termic ridicat al cilindrilor prin practicarea răcirii fierbinți. În acest caz lichidul de răcire se menține la temperaturi relativ înalte (până la 93C) în funcție de sarcina motorului.
În ansamblu, sistemul de răcire trebuie să satisfacă următoarele cerințe:
să favorizeze desfășurarea proceselor termogazodinamice cu pierderi minime
să nu permită supraîncălzirea sau suprarăcirea motorului la toate regimurile de funcționare prin exploatarea autovehiculului în diverse condiții climatice si de drum
să necesite un consum cât mai mic de putere pentru antrenarea agregatelor sale
să dispună de o capacitate cât mai mare , caracterizată prin raportul între suprafața de răcire si volumul ocupat
să atingă o siguranță și o durabilitate cât mai mare în exploatare si comoditate în executarea reglajelor si lucrărilor de întreținere, stabilitate cât mai mare a parametrilor funcționali ai sistemului în decursul unui ciclu de exploatare
să se asigure simplitatea construcției și tehnologiei de execuție și montaj întrebuințându-se materiale cât mai ieftine
să se caracterizeze printr-o greutate cât mai mic
Sistemul se umple cu lichid (apă sau lichide cu temperaturi de congelare scăzute), ocupând volumul pus la dispoziție de cămășile de răcire, radiator si tuburile de legătură. În timpul funcționării motorului, pompa antrenată de la arborele cotit asigură o circulație a lichidului prin cămășile de răcire , tuburile de legătură si radiator. Prin distribuitor lichidul este dirijat , în primul rând, spre punctele cele mai puternic încălzite din blocul cilindrilor.
Trecând prin cămășile de răcire din bloc si chiulasă, lichidul spală pereții exteriori ai motorului, asigurând temperatura dorită. Lichidul încălzit este transportat prin tubul superior în radiator, unde se ramifică pe tuburi în jeturi cu grosime mică si este răcit de către aerul ce circulă printre tuburile radiatorului, fiind aspirat de către ventilator. Lichidul răcit este aspirat de pompă și trimis din nou în pereții exteriori ai motorului.
Termostatul montat în racordul superior al circuitului reglează circulația lichidului prin radiator, menținând temperatura optimă a lichidului. La temperaturi scăzute radiatorul este scurtcircuitat, lichidul trecând din chiulasă direct în canalul de aspirație al pompei, de unde revine din nou în pereții exteriori ai motorului.
Lichidul este distribuit de la pompă direct la canalele din chiulasă, asigurându-se o răcire mult mai intensă a scaunelor și a ghidurilor de supape, după care lichidul încălzit este condus pe tuburile de legătură spre radiator. Răcirea cilindrilor în acest caz are loc prin circulația pe orizontală a lichidului în pereții exteriori din bloc datorită diferenței de temperatură a lichidului din chiulasă și din bloc. Lichidul mai puternic încălzit din bloc este înlocuit de către o parte din lichidul rece introdus de pompă în chiulasă, ceea ce asigură o circulație naturală a lichidului de răcire numită și termosifon.
La sistemul închis comunicația bazinului colector superior se realizează printr-o supapă specială de tipul vapori-aer care are și rol de supapă de siguranță.
Calculul instalatiei de răcire cu lichid
Date de proiectare
puterea motorului: kW
turația motorului: rot/min
consumul specific: g/kW·h
puterea calorică inferioară a combustibilului: (kj/kg)
Fluxul de căldură evacuat prin instalația de răcire:
kj/h (6.1.)
Se adoptă:
fracțiunea de căldura preluată de instalația de răcire [4,pag.237]:
Criteriul de încărcare specifică:
kj/kW·h (6.2.)
Calculul radiatorului
Alegerea temperaturii de intrare a lichidului și aerului [4,pag.237]:
Temperatura de intrare a aerului în radiator: o C
Temperatura de ieșire a aerului din radiator: o C
Temperatura de intrare a lichidului din radiator: o C
Temperatura de ieșire a lichidului din radiator: o C
Folosind aceste notații se stabilesc următorii parametrii:
oC (6.3.)
oC (6.4.)
Diferența de temperatura între lichid și aer:
(6.5.)
în care
tma – temperatura medie a aerului în radiator;
tml – temperatura medie a lichidului în radiator;
tm – diferența medie de temperaturã între lichid și aer.
Se adoptă principalele valori pentru calculul radiatorului [4, pag.238-239]:
coeficientul de nervurare:
caldura specifică a apei la presiune constantă:
kj/kg·k
caldura specifică a etilenglicolului la presiune constantă:
kj/kg·k
Caldura specifică a lichidului în amestec:
kj/kg·k
densitatea lichidului:
kg/m3
coeficientul de convecție pentru lichid:
kj/m2h·k
coeficientul de convecție pentru aer:
kj/m2h·k
grosimea țevii:
m
coeficientul de conductibilitate al țevii:
kj/mh·k
Calculul coeficientului global de schimb de căldura al radiatorului:
(6.5.)
Debitul de lichid care trebuie sã treacă prin radiator pentru a transmite fluxul de cãldurã este dat de relația:
m2/h (6.6.)
Se adoptă:
viteza de curgere a lichidului prin radiator:
m/s
Se alege forma tuburilor: – circulară
Raza secțiunii unui tub: m
Aria unui tub:
m (6.7.)
Perimetrul unui tub:
m (6.8.)
Se adoptă:
înalțimea radiatorului:
m
Se calculează numărul de tuburi din radiator
(6.9.)
Se adoptă:
numărul de tuburi:
Suprafața de răcire în contact cu lichidul:
m2 (6.10.)
Suprafața de răcire în contact cu aerul
m2 (6.11.)
Raportul între suprafața de răcire în contact cu aerul și puterea efectivă a motorului:
m2/kW (6.12.)
Aa/Pe < (0,15…0,20) m2/kW – valoarea admisibilă.
Se adoptă:
numărul de treceri:
Volumul sistemului:
m3 (6.13)
Raportul între volumul sistemului și puterea efectivă a motorului:
l/kW (6.14)
l/kW – valoarea admisibilă.
Se adoptă:
adâncimea radiatorului: m
lățimea radiatorului: m
Aria frontală a radiatorului este:
m2 (6.15)
Coeficientul de compactitate este:
m2/m3 (6.16)
com = 400…900 m2/m3 – valoarea admisibilă.
Calculul ventilatorului
Calculul ventilatorului ține seama de calculul radiatorului.
Se adoptă:
k1 – coeficientul de compensare a scăpărilor și pierderilor de presiune pe traiectul de la intrare în radiator la ieșire din ventilator:
Se calculează coeficientul k2:
(6.17.)
Se adoptă:
viteza aerului:
m/s
Debitul se determină cu relația:
m3/s (6.18.)
Căderea de presiune a aerului la intrarea în radiator:
mm col apă
N/m2 (6.19.)
Căderea de presiune a aerului în montajele anexe este:
N/m2 (6.20.)
Căderea de presiune a aerului este
N/m2 (6.21.)
Se adoptă:
randamentul ventilatorului:
Se determină factorul de putere cu relația:
(6.22.)
Puterea necesară antrenării ventilatorului în W:
W (6.23)
Puterea necesara antrenării ventilatorului în CP
CP (6.24)
Calculul pompei de lichid
Se adoptă mărimile necesare pentru calculul pompei:
raza a rotorului pompei:
m
viteza lichidului la intrarea în pompă:
m/s
randamentul pompei:
randamentul hidraulic:
unghiurile de înclinare a paletelor:
;;;.
Căderea de presiune a aerului în montajele anexe este [4,pag.241]:
conducta de legătura:
1 m coloana de apa
radiator:
2,4 m coloana de apa
căderea totala de presiune:
N/m2
Căderea reală de presiune :
N/m2 (6.25.)
Debitul real al pompei este egal cu cel al radiatorului.
Debitul teoretic al pompei:
m3/h (6.26.)
Puterea absorbită de pompă, în kW:
kW (6.27.)
Puterea absorbita de pompă, în CP:
CP (6.28.)
Raza r1 a pompei:
m (6.29.)
Viteza periferică la ieșirea din rotor:
m/s (6.30.)
Se determină viteza c2:
m/s (6.31.)
Se adoptă:
turația pompei:
np=3200 rot/min
Raza r2 a rotorului:
m (6.32.)
Vitezele relative:
m/s (6.33.)
m/s (6.34.)
Se adoptă :
numărul de palete:
z=6
grosimea paletelor:
m
Lățimea paletelor la intrare și ieșire se determină în funcție de debit:
m (6.35.)
m (6.36.)
CALCULUL SISTEMULUI DE UNGERE
Principii de funcționare ale instalației de ungere
Funcționarea motorului cu ardere internă se caracterizează prin existența mai multor suprafețe aflate sub sarcină și în mișcare relativă unele față de altele. În aceste condiții este necesară introducerea unui fluid între acestea, fluid care să adere la suprafețe, să fie vâscos ca prin presiunea interna care ia naștere să mențină suprafețele la o anumită distanță.
Lubrifiantul prezent între suprafețele în mișcare relativă trebuie să îndeplinească următoarele funcții:
funcția mecanică – uleiul trebuie înainte de toate să ungă asamblajul, adică să formeze între cele două suprafețe o peliculă de ulei pentru evitarea contactului metal pe metal;
funcția termică – uleiul are rolul secundar de a limita temperatura în anumite organe care nu pot fi răcite prin alte procedee;
funcția chimică – uleiul trebuie să asigure funcționarea corectă atât a părților calde ale motorului cât și a parților reci, să asigure protecția împotriva coroziunii datorate umidității și acizilor care apar în urma arderii, să asigure evacuarea impurităților;
Pe lângă aceste funcții, uleiul prezent în ansamblul piston, segmenți, cămașa cilindrului îndeplinește și rolul de element de etanșare.
Condițiile de lucru ale motorului cu ardere interna impun următoarele cerințe uleiului din sistemul de ungere: onctuozitate optimă, variație redusă a vâscozității în funcție de temperatură, stabilitate chimică ridicată, să împiedice aglomerarea particulelor rezultate în urma arderii, să fie fiabil, să posede o temperatură de congelare cât mai redusă.
Pompa de ulei – utilizată în proiectarea acestui motor este cu roti dințate cu angrenare exterioară, tipul acesta de pompă este cel mai utilizat, dealtfel datorită numeroaselor avantaje pe care le are (construcție simplă, siguranță în exploatare, etc.).
Filtrul de ulei – uleiul în timpul funcționării motorului cu ardere internă pierde din calitățile sale datorită pătrunderii unor impurități (particule metalice rezultate în urma fenomenului de uzură, particule de praf care pătrund în motor odată cu aerul nefiltrat corespunzător la admisie, impurități rezultate în urma unui montaj și unei întrețineri necorespunzătoare, impurități ce formează în carter produse chimice rezultate în urma acțiunii gazelor scăpate în carter.
Calculul instalației de ungere
Condițiile de lucru ale M.A.I. necesită prezența în ansamblul constructiv a unui sistem de ungere care asigură prezența unei cantitati determinate de ulei între suprafețele aflate în mișcare relativă pentru a diminua frecarea, respectiv uzura; răcirea suprafețelor și pieselor solicitate termic; protecția împotriva coroziunii, curățarea suprafețelor aflate în mișcare relativă de eventualele particule metalice sau alte depuneri.
La funcționarea motorului, uleiul din instalația de ungere este supus solicitărilor termice (T=100…300 oC) și mecanice (p=50…2000 MPa),contaminat permanent cu gaze și combustibil, oxidat intensiv de concentrația mare de oxigen, îți pierde capacitatea de onctuozitate și partial continutul de aditivi.
Cerințele impuse uleiurilor: vâscozitate optimă și o variație optimă a ei în funcție de temperatură; onctuozitate ridicată; stabilitate chimica; detergenta; temperatura de congelare cât mai redusă.
Calculul debitului de ulei necesar în sistemul de ungere
Debitul de ulei care circulă prin sistemul de ungere Vu reprezintă debitul prin magistrala de ulei (rampă centrală) și se poate determina din douã condiții:
Asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagărelor;
Preluarea unei cantitãți din căldura dezvoltată în motor.
Determinarea debitului de ulei pornind de la prima condiție presupune asigurarea necesarului de ulei pentru ungerea celor “b” fusuri ale arborelui cotit.
(7.1)
Debitul de ulei necesar lagărelor este de 15…50% din debitul de ulei care circulã prin magistrala de ungere; limita superioară se aplică motoarelor cu circuit de răcire a pistoanelor. Rezultă că debitul de ulei prin magistrală este:
(7.2)
Calculul debitului de ulei care satisface a doua condiție are la bază bilanțul energetic considerând cã uleiul preia căldura dezvoltată prin frecare care reprezintă fracțiunea fu din căldura degajată în motor.
kJ/h ( 7.3)
în care
fu = 0,02…0,06 – fracțiunea de caldură degajată de motor și absorbită de ulei;
Pe – puterea efectivã a motorului în kW.
Debitul de ulei prin magistralã este:
l/h (7.4)
în care
cu. u = 1674…1883 kJ/m3K;
tu = 15 K .
Calculul pompei de alimentare
Dimensionarea pompei de ulei are în vedere ca debitul refulat sa fie superior celui care circulă prin magistrala de ungere datorită circuitului derivat prin supapele de siguranță. În aceste condiții, debitul pompei de ulei este:
l/h (7.5.)
Conform recomandărilor din bibliografie, volumul debitat de pompă trebuie să se încadreze în limitele Vpu = (20 … 35)Pe pentru un motor MAS cu aspirație normală.
Se adoptă: volumul debitat de pompă:
Vpu = 2000 l/h;
Sistemul de ungere folosește o pompă de ulei cu două roti dințate cu angrenare exterioare, la care lățimea roților se determină cu relația:
mm (7.6.)
Viteza periferică a roților dințate se limitează, din considerente ce țin de randament, fiind mai mici de 5 – 6 m/s. Se poate determina astfel diametrul rotii dințate Dp:
mm (7.7.)
Se adoptă diametrul roții dințate: Dp = 32 [mm].
în care
Dp – diametrul de divizare al roților;
h= 7 – înalțimea dintelui;
npu – turația pompei de ulei;
=0,85…0,9 – randamentul volumetric al pompei.
Puterea necesară antrenarii pompei de ulei se determina cu relația:
kW (7.8.)
în care
Vpu – volumul debitat de pompa de apă m3/s;
pu = 3…8 – căderea de presiune în N/m2;
m = 0,85…0,9 – randamentul mecanic al pompei.
Dimensiunile roților pompei de ulei se recomandă să corespundă celor din tabelul 7.1.
Tabelul 7.1.
Calculul filtrului de ulei
Suprafața de filtrare Sf se calculează cu relația:
(7.9.)
în care:
Vu – debitul de ulei al pompei [l/h];
w- viteza uleiului prin filtru [m/h]
Suprafața de filtrare calculată, reprezintă suprafața totală a porilor, de aceea se numește suprafața activă a filtrului.
CONSIDERAȚII PRIVIND INSTALAȚIA DE ALIMENTARE
Principii de funcționare a instalației de alimentare
Un element cheie al motorului cu aprindere prin scânteie din punct de vedere energetic și ecologic este echipamentul de injectie.
Calitatea pulverizării combustibilului poate fi apreciată prin finețea pulverizării, omogenitatea pulverizării, penetrația și dispersia jetului de combustibil. Calitatea pulverizării depinde de presiunea de injectie, viteza combustibilului prin orificiile de ieșire, diametrul, numărul și lungimea orificiilor de pulverizare.
Parametrii temporali de desfășurare a procesului de injecție se referă, în primul rând, la momentul începerii procesului de injecție în raport cu ciclul motor, la durata procesului de injecție și la legea de injecție. Acești parametri depind în primul rând de caracteristicile constructive ale pompei de injecție și în al doilea rând de caracteristicile constructive ale pulverizatorului injectorului.
Acest sistem se caracterizează printr-o înaltă flexibilitate. Doza de combustibil și parametrii procesului de injectie sunt stabiliti în funcție de parametrii funcționali ai motorului.
Pentru imbunătățirea calitatii amestecului aer-combustibil pe întreaga plaja a regimurilor de funcționare a motorului, trebuie ca și jeturile de combustibil să îndeplinească condițiile de calitate în corelație cu mișcarea aerului din cilindru.
Principiu de funcționare
Este un sistem de injecție de benzină comandat electronic, care acționează în mod succesiv injectoarele cu acționare electrică.
Schema principală de funcționare este prezentată în figura 8.1.
Pompa electrică de alimentare
De același tip ca la sistemul K, livrează combustibilul la o presiune de cca. 0,25 sau 0,3 MPa. Un circuit electric de siguranță oprește funcționarea pompei la oprirea accidentală a motorului, cu sistemul de aprindere sub tensiune.
Regulator de presiune
Este cu membrană elastică și culege presiunea de referință din colectorul de admisie, astfel că presiunea de alimentare este dependentă de presiunea din conducta de admisie. În acest mod se asigură o presiune constantă pe fiecare injector, independentă de poziția clapetei de accelerație (fig. 8.2.).
Admisia combustibilului;
Retur;
Placa supapei;
Scaunul supapei;
Membrană elastică;
Resort;
Către colectorul de admisie.
Rampa de distribuție
Are și funcția de acumulator de combustibil, cu un volum suficient de mare, astfel că presiunea combustibilului rămăne constantă la deschiderea unui injector. De asemenea, asigură un montaj ușor al injectoarelor (fig. 8.3.).
Admisie combustibil;
Rampa de distribuție;
Către injectorul de start;
Regulator de presiune;
Retur;
Injector;
Injectorul
Principiul de functionare
Plasat în colectorul de admisie în poarta supapei, se deschide prin acționare electrică, ventilul fiind atras în interiorul unui electromagnet. Deschiderea supapei are o cursă de cca. 0,1 mm. Timpul de acționare sau de relaxare este de ordinul 1,0…1,5 ms.
Garniturile de etanșare, dintr-un cauciuc special conceput, izolează termic injectorul de motor, în vederea excluderii posibilităților de vaporizare a combustibilului în interiorul injectorului și a formării bulelor de gaze (8.4.).
Filtru;
Conexiune electrică;
Înfășurare electrică;
Resort de închidere;
Miez magnetic;
Acul supapei;
Duză de pulverizare
Debitmetrul de aer
Este conceput pe principiul aripii volante. Fluxul de aer de admisie modifică poziția unei clapete de măsură la un anumit unghi, convertit de către un potențiometru într-o tensiune, care este prelucrată în unitatea de comandă.
O clapetă de compensație anulează efectul greutății clapetei de măsură, iar un traductor de temperatură urmărește modificările de densitate a aerului de admisie (fig.8.5.).
Clapeta de accelerație;
Volum de compensare;
Unitate de comandă;
Filtru de aer;
Ql – Cantitatea de aer la admisie
Sonda de temperatură
Are ca element sensibil o plachetă semiconductoare, care are un coeficient negativ de variație a rezistivității cu temperatura (NTC).
Valorile uzuale ale rezistenței la 200C sunt cuprinse în gama 1…6 kΩ, scăzănd la 200…300oC la 800oC.
PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICAȚIE A BIELEI
Condiții tehnice, materiale și semifabricate
Condiții tehnice
Asigurarea unei rezistențe înalte la oboseală și rigiditate corespunzătoare determină condițiile tehnice pentru execuție a bielei. [1]
Geometria bielei prevede următoarele:
axele să fie în același plan dar și paralele;
abaterile de coplanaritate și paralelism de maxim 0,03..0,06 mm/100 mm;
abaterile privind distanța între axe de maxim 0,05..0,1 mm;
ovalitatea și conicitatea de 0,005..0,012 mm;
capacul bielei așezat pe întreaga suprafață de îmbinare, fără joc.
Rugozitățile au valorile:
R=1,6μm – suprafața alezajului piciorului înaintea presării bucșei;
R=0,8μm – după presarea și prelucrarea definitivă a bucșei;
R=3,2..1,6μm – suprafața alezajului capului înainte de montarea cuzinetului;
R=3,2μm – suprafețele frontale ale capului și piciorului bielei.
La montarea capacului de bielă trebuie acordată o atenție deosebită strângerii șuruburilor de bielă. Strângerea trebuie făcută cu cheia dinamometrică după prescripțiile uzinei constructoare.
Materiale
Cel mai adecvat material pentru biele este oțelul de îmbunătățire, cu conținut mediu de
carbon. Între 0,35 si 0,45% C.
Se utilizează oțelul carbon de calitate (OLC45X; OLC50X) sau oțelurile aliate (40Cr10, 41MoCr11, 41VMoCr17).
O aplicabilitate limitată o are utilizarea fontei maleabile cu structură pertilică și tratată termic.
În proiect s-a adoptat oțel aliat 40Cr10. [10]
Semifabricate
Pentru păstrarea fibrajului materialul semifabricatelor sunt forjate și ecruisate alice.
Forjarea se poate face în două variante:
corpul și capacul separat;
corp comun cu ochiul mare: aval sau rotund.
La fabricarea în serie mare se folosesc linii de forjare cu flux continuu.
După forjare urmează operații de tratament termic, normalizarea, urmată de călire și revenire, după care se execută operațiile de curățire și ecruisare cu alice. [24]
Stabilirea succesiunii operațiilor și fixarea bazelor de așezare
Tabelul 9.1.
CONCLUZII REFERITOARE LA PARTEA I A LUCRĂRII
Una din cerințele de bază impuse astăzi autovehiculelor implicit motoarelor acestora, o constituie obținerea unor performanțe dinamice tot mai ridicate, în condițiile unor gabarite, mase și consumuri energetice minime și a unor cantități de emisii poluante care să respecte legislația în vigoare din ce în ce mai drastică.
Majoritatea pieselor motoarelor cu ardere internă de autovehicule lucrează în condiții variabile de sarcină și turație, de aceea calculele se execută la rezistenta statică, prin acționarea forței maxime și rezistenței la oboseală și uzură datorită sarcinilor variabile.
La funcționarea motorului, pereții cilindrului sunt supuși solicitărilor mecanice datorită forței de presiune a gazelor, forței normale, provocate de piston și solicitărilor termice datorită schimbului de de temperatură.
În timpul funcționarii motorului pistonul este supus solicitarilor mecanice și termice. Calculul pistonului constă în verificarea la rezistentă a părților componente și determinarea jocurilor termice de montaj. Calculul segmenților urmarește să stabilească forma segnentului în stare liberă și mărimea rostului, astfel încât, prin strângere pe cilindru, segmentul să dezvolte o repartiție de presiune determinată. Biela este solicitată de forța de presiune a gazelor la comprimare și flambaj; forța de inerție a grupului piston solicită biela la întindere și comprimare. Sarcinile aplicate sunt variabile după mărime si sens, de aceea condiția fundamentala a bielei este să posede o rezistență mecanică superioară.
Datorită maximei siguranțe, care trebuie asigurată bielei, calculele se fac pentru fiecare din parțile componente. Fusurile paliere sunt supuse la torsiune și încovoiere. Deoarece ele au lațimi mici, momentele încovoietoare sunt reduse, motiv pentru care calculul se face numai la torsiune.
Motorul cu ardere interna cuprinde o instalație de ungere, care asigură ungerea suprafețelor pieselor aflate în mișcare relativă pentru a diminua frecarea, respectiv uzura; răcirea suprafețelor și pieselor solicitate termic; protecția împotriva coroziunii. Curațarea suprafețelor în mișcare relativă de eventualele particule metalice sau alte depuneri. Instalația de răcire asigură disiparea unei cantitați de căldură dezvoltată în cilindri motorului, în mediul înconjurător pentru a menține un regim optim a pieselor motorului.
Prin proiectarea acestui motor, conform celor amintite anterior, s-a dorit ca acesta să fie unul cu utilitate practică datorită consumului mic de combustibil și al costului de întreținere redus, ținând cont de capacitatea cilindrică redusă aproximativ 1000 cmc. Tot în acest sens s-au ales 4 supape pe cilindru, două supape de admisie și două supape de evacuare, în vederea îmbunătățirii procesului de schimb de gaze, prin aceasta obținându-se o și mai mare înbunătățire a procesului de ardere. S-a realizat un mecanism de acționare directă a supapelor situate în partea superioară a pistonului care să fie caracterizat de simplitate funcțională. Tot în vederea diminuării consumului de combustibil și al nivelului de poluare al motorului, acesta s-a echipat cu sistemul de injecție multipunct în poarta supapei, L-Jetronic, care datorită comenzii succesive a injectoarelor electronice, îmbunătățește cu mult calitatea amestecului aer-benzin
Concluzionând în cadrul acestei etape de proiectare a motorul cu aprindere prin scânteie de mic litraj, s-a avut în vedere să se satisfacă principalele cerințele pe care trebuie să le îndeplinească un motor cu ardere internă actual, printre se pot menționa: durabilitate și fiabilitate a tuturor sistemelor și pieselor componente prin satisfacerea tuturor factorilor ce influențează uzura; siguranță în funcționare, ca sistem complex: motor-intalații auxiliare; adaptabilitate la regimul de funcționare ale autovehiculului; randament ridicat al transformării energiei termice în energie mecanică, parametru ce poate fi evaluat și după consumul specific de combustibil; să ofere simplitate tehnologică a construcției, comoditate în întreținerea tehnică și prețul de cost al fabricației, exploatării și reparării motorului cît mai redus; să existe posibilitatea menținerii motorului în fabricație prin modernizara succesivă, prin creșterea presiunii de ardere și creșterea turației, respectiv prin creșterea puterii pe măsura dezvoltării tehnologiilor și ridicării calității materialelor.
Pentru îndeplinirea acestor deziderate s-au folosit materiale care să satisfacă pe de o parte condiția unui preț de cost al fabricației mai redus, iar pe de altă parte să îmbunătățească procesul de transformare a energiei termice în energie mecanică si să ofere pieselor durabilitate și fiabilitate.
Motorul proiectat, în perspectivă, are posibilitatea menținerii în fabricație prin modernizarea succesivă, în măsura dezvoltării tehnologiilor și ridicării calității materialelor, dar și prin aplicarea metodelor deja consacrate de reducere a emisiilor poluante.
PARTEA II
Sistemul de recirculare a gazelor de evacuare EGR
Rezumat
Lucrarea prezintă un studiu asupra particularităților constructive și funcționale ale sistemelor de depoluare de tip EGR folosite pe motoarele cu aprindere prin comprimare. Sunt prezentate comparativ elementele constructive specifice, modalitatea de organizare a sistemului de depoluare precum și avantajele și dezavantajele pentru fiecare variantă.
Motivația studiului
De-a lungul timpului, dezvoltarea demografică precum și cea industrială a fost posibilă prin crearea unei infrastructuri care să facă posibil atât transportul de mărfuri cât și cel de persoane. Acest lucru a determinat o explozie a numărului de autovehicule echipate cu motoare cu ardere internă.
Experiența a arătat că 18% din totalul cantității de CO2 datorat activității antropogenice este datorat traficului rutier. De asemenea, efectul nociv al emisiilor poluante ale automobilelor asupra mediului înconjurător și asupra organismului uman au condus la apariția unor reglementări din ce în ce mai severe (fig. 1.).
Utilizarea convertoarelor catalitice cu 3 căi pentru motoarele cu aprindere prin scânteie și a celor cu 2 căi pentru motoarele diesel a permis reducerea substanțială a valorilor emisiilor de CO și HC. Experiența a arătat însă că oxizii de azot (NOx) reprezintă noxa cea mai dificil de combătut, atât aplicând metode de depoluare la geneza cât și aplicând metode de depoluare prin tratarea gazelor evacuate. De aceea, mai ales în cazul motoarelor diesel emisia de oxizi de azot a rămas o problemă de actualitate, care presupune încă cercetări de anvergură.
Metoda generalizată utilizată pentru reducerea oxizilor de azot este reprezentată de sistemele de tip EGR – Exhaust Gases Recirculation. Primele aplicații cu sisteme de tip EGR au fost produse în serie încă din anii 1992. Cercetările dezvoltate până acum a arătat că producerea oxizilor de azot crește cu temperatura și cu concentrația de O2 din camera de ardere. Ca urmare, prin intermediul sistemelor EGR o parte din gazele arse evacuate este reintrodusă în cilindru având ca efect scăderea temperaturii globale în camera de ardere și reducerea oxigenului disponibil formării NOX.
În acest context, studiul sintetic și comparativ al diverselor variante constructive de sisteme de tip EGR se impune ca necesitate. [2, 11, 12]
Studiul asupra particularităților constructive și funcționale ale sistemelor de depoluare de tip EGR
Principiul de funcționare al sistemelor EGR este prezentat schematic în fig. 2., iar efectul recirculării gazelor arse asupra concentrației de oxizi de azot este redat în fig. 3.
Așa cum putem observa, o scădere a concentrației de O2 cu 5% prin utilizarea EGR conduce la o reducere cu 200 K a temperaturii globale în camera de ardere ceea ce are drept consecință o diminuare a concentrației de oxizi de azot de la 900 ppm la aproximativ 350 ppm. Se justică astfel pe deplin eficacitatea aplicării metodei de depoluare prin recircularea gazelor arse folosind sistemele EGR.
O gamă largă de soluții constructive au fost adoptate de-a lungul timpului, cele mai întâlnite fiind prezentate schematic mai jos :
Sistemul EGR de joasă presiune
Acesta este cel mai utilizat tip de sistem (fig.4.). Gazele de evacuare sunt direcționate către admisie prin intermediul electrovanei EGR, iar cu ajutorul supapei 4 poate fi controlată cantitatea de gaze recirculate. Principalele avantaje ale acestei soluții constau în simplitate și răspuns rapid. Dezavantajul major este reprezentat de condiționarea în funcționare de debitul de gaze arse al
motorului.
Sistemul EGR de înaltă presiune
La această variantă, gazele arse sunt preluate după agregatul de supraalimentare și introduse în admisie înainte de compresor (fig.5.). Datorită valorilor scăzute ale presiunii gazelor de evacuare după filtrul de particule 3, pe tronsonul de evacuare este utilizat un volet 5. Acest sistem are un răspuns destul de lent consecință a lungimii mari a traseului străbătut de gazele arse și o abilitate mai redusă a componentelor sistemului de admisie determinat de contactul prelungit cu gazele arse.
Față de sistemul clasic, experiența a demonstrat unele avantaje la sarcini unde debitul de gaze este redus. De asemenea au fost sesizate și îmbunătățiri ale consumului de combustibil.
Sistemul EGR mixt (hybrid) cu volet pe evacuare
Acest tip de sistem utilizează atât EGR de joasă presiune cât și EGR de înaltă presiune, încercând astfel să reducă dezavantajele fiecărei soluții extinzând astfel plaja de funcționare convenabilă (fig. 6.).
Astfel, la sarcini mari, cu debite de gaze suficiente pentru a nu reduce performanțele agregatului turbo se utilizează EGR de înaltă presiune, iar pentru sarcini mici, unde debitul de gaze arse este redus, se va utiliza EGR de joasă presiune. În acest fel punctul de funcționare al sistemului de supraalimentare se va menține în zone de eficiență maximă. De asemenea, traseul mai lung străbătut de gazele arse permite o răcire mai bună a acestora și implicit o creștere a eficacității sistemului.
Experiența a arătat că soluția oferă avantaje notabile din punct de vedere al economicității și dinamicității.
Sistem EGR comandat prin impulsuri de presiune
Acest tip de sistem se bazează în funcționare pe faptul că deși în anumite puncte de funcționare ale motoarelor presiunea medie a gazelor de evacuare are o valoare redusă, aceasta are un caracter puternic pulsator. Ca urmare, acest sistem utilizează o supapă unisens a cărei deschidere este comandată de vârfurile de presiune. Prezintă avantajul că o astfel de soluție permite o recirculare a gazelor arse și la sarcini mici. Pentru a preîntâmpina curgerea inversă a gazelor se poate utiliza o supapă specială denumită Reed, (fig. 7.).
Sistem EGR cu tub venturi
Modul de funcționare al acestei soluții constructive se bazează pe principiul ajutajului convergent-divergent de tip Venturi (fig. 8.). Astfel, o îngustare a secțiunii 5 în circuitul de admisie determină o cădere de presiune în zona de intrare dar și o creștere a vitezei de curgere a gazelor ce urmează a fi recirculate. În acest sens este facilitată trecerea gazelor dinspre vana EGR spre colectorul de admisie ca urmare a creșterii vitezei din zona ajutajului convergent – divergent de tip venturi.
Sistem EGR cu clapetă rotativă
Metoda constă în compensarea debitului scăzut de gaze arse la sarcini reduse prin utilizarea unei clapete rotative (fig. 9). Experiența a arătat însă că aceasta soluție are dezavantajul că determina creșterea pierderilor prin pompaj. În fig. 9. sunt prezentate schematic elementele componente ale acestei soluții constructive.
Sistem EGR cu pompă electrică
O alternativă a sistemului EGR de înaltă presiune ce constă în utilizarea unei pompe pentru a asigura recircularea gazelor arse în admisie (fig. 10.). Acest sistem permite o bună gestionare a cantității de EGR chiar și pentru regimuri reduse de funcționare. Dezavantajul acestei soluții constă în necesitatea unui aport suplimentar de energie pentru antrenarea pompei. Acționarea poate să fie electrică fie direct de către motor.
Este recomandată antrenarea electrică deoarece nu este dependentă de regimul de funcționare al motorului. În plus, prin intermediul soft-ului unității electronice de comandă (ECU) se poate realiza o acordare optimă a debitului de gaze arse recirculate cu regimul de lucru al motorului, adică soluția permite acționarea sistemului EGR în regim drive by wire.
Sistem EGR cu supapă suplimentară acționată de mecanismul de distribuție
Pentru realizarea acestei soluții, sistemul de distribuție este dotat cu o camă suplimentară care determină ridicarea supapei de evacuare în timpul procesului de admisie (fig. 11.). Acest lucru facilitează reîntoarcerea în cilindru a gazelor arse aflate în poarta supapei de evacuare, fenomen cunoscut și sub denumirea de EGR intern. Dezavantajul acestei soluții constă în complicațiile constructive impuse de realizarea mecanismu lui de ridicare al supapei de evacuare în corelație cu cea de admisie și cu regimul de lucru al motorului.
Modul de funcționare al sistemului EGR pentru automobile
EGR-ul este un sistem care permite reintroducerea gazelor rezultate în urma arderii înapoi în galeria de admisie. Acest procedeu conduce la scăderea semnificativă a emisiilor de NOx deoarece reduce cele două elemente care stau la baza producerii acestuia.
Prin reintroducerea gazelor arse în admisie o parte din oxigenul necesar arderii este înlocuit cu gaze arse ceea ce conduce la scăderea cantității de oxigen în exces. Pe de alte parte deoarece gazele arse absorb o parte din căldura generată în urma arderii se reduce și temperatura maximă pe ciclu. [26]
Sistemul de admisie si de evacuare al unui motor termic este compus din:
compressor
turbine
sondă lambda
supapă EGR cu comandă electro-pneumatică
obturator admisie
galerie admsie
galerie evacuare
injector
Recircularea gazelor arse în galeria de admisie nu se face continuu în timpul funcționării motorului. Unitatea de control electronică (ECU) comandă supapa EGR (4) pentru a permite gazelor arse să intre în admisie. Pe motoarele supraalimentate controlul debitului de gaze arse se face și cu ajutorul obturatorului (5) care, prin închidere, scade presiunea în galeria de admisie și facilitează curgerea gazelor dinspre galeria de evacuare.
Sistemul EGR reduce semnificativ cantitatea de NOx dar, dacă gazele de evacuare sunt introduse excesiv în admisie, poate avea impact asupra creșterii emisiilor de monoxid de carbon (CO), hidrocarburi (HC) și particule (PM), deoarece acestea se produc ca urmare a arderii incomplete a combustibilului din lipsă de oxigen.
Utilizarea EGR-ul se face în domeniul sarcinilor parțiale ale motorului și la turații mici și medii, domenii în care oxigenul este în exces. În cazul în care conducătorul dorește un cuplu ridicat de la motor sistemul EGR este dezactivat. [26]
Reglarea EGR-ului trebui să se facă astfel încât să se gasească compromisul optim între emisiile poluante și performanțele dinamice ale automobilului.
Odată cu intrarea în vigoare a normelor de poluare Euro 3 EGR-ul a devenit echipament standard pentru majoritatea automobilelor echipate cu motor diesel. EGR-ul s-a dovedit un sistem eficient și ieftin pentru a reduce emisiile de oxid de azot.
Sistemul EGR pentru motoarele cu benzină
Datorită faptului că majoritatea motoarelor pe benzină funcționează cu amestec stoichiometric emisiile de NOx sunt relativ scăzute și nu este necesar utilizarea unui sistem EGR. Excepție de la acestă regulă o fac motoarele pe benzină cu injecție directă care datorită modului de funcționare cu amestec stratificat pot necesita utilizarea EGR-ului. [26]
Diagnosticarea sistemului EGR
EGR-ul, fiind un sistem de reducere a emisiilor de oxizi de azot, este monitorizat de calculatorul de injecție cu scopul de a detecta posibilele defecte. Deoarece este un sistem de reducere a poluării, la detectarea unui defect EGR, se aprinde martorul MIL din bordul automobilului. [27]
Diagnoza sistemului EGR constă în monitorizarea elementelor electronice care intră în componența acestuia:
supapa EGR
supapa circuitului de răcire a gazelor recirculate
obturatorul pe circuitul de admisie
senzorul de temperatură a gazelor recirculate răcite
Sistemul de control al debitului gazelor arse recirculate:
motor termic
supapă EGR
supapă de control a circuitului de răcire a gazelor arse (supapă de by-pass)
radiator de răcire a gazelor arse
senzor de temperature
obturator
calculator de injecție
compressor
turbine
Concluzii
Problema reducerii oxizilor de azot (NOX), constituie o preocupare majoră pentru depoluarea motoarelor destinate tracțiunii rutiere. În acest sens, sistemele de reducere a oxizilor de azot folosind recircularea gazelor arse (EGR) vor constitui și în viitor soluții indispensabile.
Lucrarea sintetizează principalele tipuri de sisteme de depoluare de tip EGR – evidențiind faptul că acestea trebuie să răspundă unui deziderat major: corelarea cantității de gaze arse recirculate cu regimul de funcționare al motorului. Controlul riguros al cantității de gaze arse recirculate pretinde soluții constructive complexe și monitorizare automată prin intermediul unităților electronice de comandă (ECU).
Acest deziderat poate fi atins prin dezvoltarea unor soft-uri puternice care să permită acționarea sistemului EGR în regim drive by wire.
BIBLIOGRAFIE
ABAITANCEI D, Marincaș D, Fabricarea si repararea industriala a autovehiculelor EDP, Editura Bucuresti, 1986;
BERTHOLD, G. , Teoria, Calculul si Constructia Motoarelor pentru autovehicule rutiere,Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1980;
BOBESCU, GH. ș.a., Vol I, Motoare pentru automobile și tractoare, Editura Tehnică-Info, Ghisinău, 1996.
BOBESCU, GH. ș.a., Vol II, Motoare pentru automobile și tractoare, Edititura Tehnică-Info, Ghisinău, 1998.
BOBESCU, GH. ș.a., Vol III, Motoare pentru automobile și tractoare, Editura Tehnică-Info, Ghisinău, 2000.
BUȘOI, A., Contribuții privind optimizarea unor procese și sisteme în vederea depoluării chimice a M.A.C. – urilor care echipează autoturismele de clasa medie, Teza, Pitești 2012;
CIOCÂRDIA, C., Bazele elaborării proceselor tehnologice în construcția de mașini,E.D.P., București, 1983;
COFARU, CORNELIU. ș.a. Proiectarea motoarelor pentru autovehicule, Editura Universității Tansilvania Brașov, 1997.
COFARU, CORNELIU. Legislația și Ingineria Mediului în Transport Rutier, Editura Universității Tansilvania Brașov, 2002.
GAVRILAȘ,I., Tehnologia construcției de mașini, Reprografia Institutului Politehnic, Buc., 1988;
GOLGOȚIU, E., Metode de reducere a poluării motoarelor pentru autovehicule, Editura Universitas XXI, 2002;
GRÜNWALD, B., Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehiculele rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980;
HOWARD J.B., Longwell J.P., Formation mechanisms of PAH and soot in flames – in M, COOKE et coll „Polynuclear Aromatic hydrocarbons: Formation, Metabolism, and measurement”, 7th intern, Symp, 1983;
KHAIR, M., Majewski, A., Diesel emissions and their control, SAE, Hardbound, 2006;
KLAUS Mollenhauer, Helmut Tschoeke, Handbook of Diesel Engines, Berlin 2010;
MANEA, Adriana. MANEA, Laurentiu, SANDU, Venetia. Motoare Termice, procese, poluare, Editura Matrixrom, Bucuresti 2004;
NASTASOIU M., ISPAS, N., RADU, S., TOGANEL, G. Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă I. Suport de curs pentru IFR. Universitatea Transilvania din Brașov, 2011;
NASTASOIU M., ISPAS N., ȚARULESCU S., TRUSCA D., Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă II. Suport de curs pentru IFR. Universitatea Transilvania din Brașov, 2011;
NEGREA, D. ș.a., Combaterea poluării mediului în transporturi rutiere, Editura Tehnică, București, 2000;
PICOȘ, C., Normarea tehnica pentru prelucrari prin aschiere; vol. I si II, Editura Tehnica, Bucuresti 1979;
RADU, Gheorghe. Calculul și construcția instalaților auxiliare ale autovehiculelor, Editura Universității Tansilvania Brașov, 1988.
SIMON REIFARTH EGR-Systems for Diesel Engines, TRITA – MMK 2010;
UNTARU, M. Calculul și construcția autovehiculelor. E.D.P., București, 1982;
VLASE, A, Regimuri de aschiere, adaosuri de prelucrare si normr de timp, Editura Tehnica, Bucuresti, 1983;
www.euro-lex.eu
http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/20-general/42-egr-motor.html
http://www.e-automobile.ro/categorie-diagnoza/56-diagnoza-egr.html
BIBLIOGRAFIE
ABAITANCEI D, Marincaș D, Fabricarea si repararea industriala a autovehiculelor EDP, Editura Bucuresti, 1986;
BERTHOLD, G. , Teoria, Calculul si Constructia Motoarelor pentru autovehicule rutiere,Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1980;
BOBESCU, GH. ș.a., Vol I, Motoare pentru automobile și tractoare, Editura Tehnică-Info, Ghisinău, 1996.
BOBESCU, GH. ș.a., Vol II, Motoare pentru automobile și tractoare, Edititura Tehnică-Info, Ghisinău, 1998.
BOBESCU, GH. ș.a., Vol III, Motoare pentru automobile și tractoare, Editura Tehnică-Info, Ghisinău, 2000.
BUȘOI, A., Contribuții privind optimizarea unor procese și sisteme în vederea depoluării chimice a M.A.C. – urilor care echipează autoturismele de clasa medie, Teza, Pitești 2012;
CIOCÂRDIA, C., Bazele elaborării proceselor tehnologice în construcția de mașini,E.D.P., București, 1983;
COFARU, CORNELIU. ș.a. Proiectarea motoarelor pentru autovehicule, Editura Universității Tansilvania Brașov, 1997.
COFARU, CORNELIU. Legislația și Ingineria Mediului în Transport Rutier, Editura Universității Tansilvania Brașov, 2002.
GAVRILAȘ,I., Tehnologia construcției de mașini, Reprografia Institutului Politehnic, Buc., 1988;
GOLGOȚIU, E., Metode de reducere a poluării motoarelor pentru autovehicule, Editura Universitas XXI, 2002;
GRÜNWALD, B., Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehiculele rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980;
HOWARD J.B., Longwell J.P., Formation mechanisms of PAH and soot in flames – in M, COOKE et coll „Polynuclear Aromatic hydrocarbons: Formation, Metabolism, and measurement”, 7th intern, Symp, 1983;
KHAIR, M., Majewski, A., Diesel emissions and their control, SAE, Hardbound, 2006;
KLAUS Mollenhauer, Helmut Tschoeke, Handbook of Diesel Engines, Berlin 2010;
MANEA, Adriana. MANEA, Laurentiu, SANDU, Venetia. Motoare Termice, procese, poluare, Editura Matrixrom, Bucuresti 2004;
NASTASOIU M., ISPAS, N., RADU, S., TOGANEL, G. Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă I. Suport de curs pentru IFR. Universitatea Transilvania din Brașov, 2011;
NASTASOIU M., ISPAS N., ȚARULESCU S., TRUSCA D., Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă II. Suport de curs pentru IFR. Universitatea Transilvania din Brașov, 2011;
NEGREA, D. ș.a., Combaterea poluării mediului în transporturi rutiere, Editura Tehnică, București, 2000;
PICOȘ, C., Normarea tehnica pentru prelucrari prin aschiere; vol. I si II, Editura Tehnica, Bucuresti 1979;
RADU, Gheorghe. Calculul și construcția instalaților auxiliare ale autovehiculelor, Editura Universității Tansilvania Brașov, 1988.
SIMON REIFARTH EGR-Systems for Diesel Engines, TRITA – MMK 2010;
UNTARU, M. Calculul și construcția autovehiculelor. E.D.P., București, 1982;
VLASE, A, Regimuri de aschiere, adaosuri de prelucrare si normr de timp, Editura Tehnica, Bucuresti, 1983;
www.euro-lex.eu
http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/20-general/42-egr-motor.html
http://www.e-automobile.ro/categorie-diagnoza
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Proiectarea Unui Motor cu Aprindere Prin Scanteie cu Puterea Nominala de 51 Kw (ID: 163236)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.