Publicul țintă și destinația autoturismului [307561]

Capitolul 1. Organizarea generală a [anonimizat], [anonimizat] 5 locuri și viteza maximă de 175 km/h.

Acesta este un autoturism cu aprindere prin scânteie care prezintă avantajul unui preț de achiziție și al unui cost de întreținere relativ scăzut. Este un autoturism care prezintă dimensiuni și mase reduse. Este ușor de utilizat atât în oraș cât și în afara orașului.

[anonimizat], [anonimizat], [anonimizat].

Datorită dimensiunilor autoturismului și a [anonimizat].

[anonimizat], persoane de toate vârstele care acordă o importanță sporită ținutei de drum și de cei care mizează pe siguranță și confort.

Autoturismele cu 5 [anonimizat].

Reviziile tehnice se stabilesc de către producător în funcție de tipul autoturismului. Acestea se efectuează în ateliere specializate sau la reprezentanțele producătorului.

1.2 [anonimizat], bolț se analizează modelele similare.

Caracteristicile impuse prin temă sunt:

Motor cu aprindere prin scânteie

Viteza maximă de 175 km/h

5 locuri

În tabelul 1.1 sunt prezentați parametri energetici ai modelelor similare

Tabelul 1.1

În tabelul 1.2 sunt prezentați parametrii dimensionali și masici ai modelelolorlor similare.

Tabelul 1.2

La-[anonimizat]-înălțimea totală

L-ampatamentul E1-ecartament față E2-[anonimizat] C1-consola față C2-consola spate

m0-[anonimizat]-masa maximă admisibilă

În tabelul 1.3 [anonimizat].

Tabelul 1.3

[anonimizat], [anonimizat].

Evidențierea distribuțiilor valorilor parametrilor în funcție de numărul de modele similare alese se realizează cu ajutorul histogramelor.

(1.1)

(1.2)

Lmin=3710 mm;

Lmax=4070 mm.

Fig. 1

Pentru a avea un confort îmbunătățit se alege o valoare a lungimii totale mai ridicată.

[anonimizat] o valoare a lungimii totale de 3975[mm].

(1.3)

(1.4)

lmin= 1665 mm;

lmax= 1750 mm;

Fig. 2

Se alege o valoare redusă a lățimii pentru ca autoturismul sa aibă o manevrabilitate îmbunătățită.

[anonimizat] o valoare a lățimii totale de 1740[mm].

(1.5)

(1.6)

Hmin=1445 mm;

Hmax=1540 mm.

Fig. 3

Se alege o valoare mai redusă a înălțimii pentru a îmbunătății aerodinamicitatea autoturismului.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a înălțimii totale de 1480[mm].

(1.7)

(1.8)

Lmin= 2430 mm;

Lmax=2595 mm.

Fig. 4

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a ampatamentului de 2540[mm].

A fost aleasă o valoare ridicată a ampatamentului pentru a conferii un confort sporit tuturor pasagerilor.

(1.9)

(1.10)

E1min=1430 mm;

E1max=1520 mm.

Fig. 5

Din figura 5 se observă că majoritatea autoturismelor au ecartamentul față cuprins în intervalul [1468-1487].

Se va alege o valoare medie a ecartamentului pentru a avea o mobilitate bună.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a ecartamentului față de 1475[mm].

(1.11)

(1.12)

E1 min= 1415 mm;

E1 max= 1530 mm.

Fig. 6

Se va alege o valoare medie a ecartamentului pentru a avea o mobilitate bună dar și o stabilitate relativ bună.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a ecartamentului spate de 1470[mm].

(1.13)

(1.14)

Hs min= 110 mm;

Hs max= 165 mm

–

Fig. 7

Pentru a îmbunătății aerodinamicitatea se alege o valoare a gărzii la sol mai redusă.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a gărzii la sol de 110 [mm].

(1.15)

(1.16)

C1 min= 754 mm;

C1 max= 919 mm

Fig. 8

Din figura 8 se observă că majoritatea autoturismelor au consola față cuprinsă în intervalul [750-784].

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a consolei față de 780 [mm].

Pentru determinarea dimensiunii consolei spatese utilizează relația:

C2= La-L-C1 (1.17)

C1- consolă față [mm];

La- lungimea totală a autoturismului [mm];

L- ampatament [mm];

C2- consolă spate [mm].

C2= 3975-2540-780= 655 [mm].

1.2.1.2 Predeterminarea principalilor parametrii masici

(1.18)

(1.19)

ma min= 1155 kg;

ma max= 1675 kg.

Fig. 9

Din figura 9 se observă că majoritatea autoturismelor au masa totală cuprinsă în intervalul [1467-1571].

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare mai ridicată a masei totale de 1545 [kg] pentru a avea un spațiu util mai mare.

(1.20)

(1.21)

m0 min= 820 kg;

m0 max= 1170 kg.

Fig. 10

Se alege o valoare medie a masei proprii.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a masei proprii de 975 [kg].

Masa utilă se va calcula cu relația: mun=ma-m0 (1.22)

m0- masa proprie

mun- masa utilă nominală

ma- masa maximă admisibilă.

mun=ma-m0=1545-975=570 kg.

Tendințe

Fig.13

Din graficul prezentat în figura 13 se observă că lungimea totală crește odata cu ampatamentul autoturismului.

Fig. 14

Fig. 15

Din acest grafic se observă o variație mare a valorilor înălțimii în funcție de valoarea ampatamentului.

Fig. 16

Se observă o creștere proporțională între valorile masei proprii și valorile apatamentului.

Fig. 17

Din graficul prezentat în figura 17 se observă că masa totală crește odată cu creșterea ampatamentului.

Centralizarea principalilor parametri dimensionali și masici.

Tabelul. 1.4

Prezentarea principalelor sisteme care echipează autoturismul

Soluția de organizare generală este “totul față”.

Soluția de organizare „totul față” prezintă următoarele avantaje:

legături simple și scurte între organele de comandă și grupul motor-transmisie

pericolul de incendiu este redus, deoarece rezervorul de combustibil se montează în general în consola din spate a automobilului

Motorul va avea 3 cilindri dispuși în linie, 4 supape pentru fiecare cilindru, injecție multipunct. Acesta va fi dispus transversal în compartimentul motor. Un avantaj al motorului cu 3 cilindri este acela că echilibrarea este mai bună decât la unul cu 4 cilindri.

Schimbătorul de viteze are 5 trepte pentru mersul înainte și una pentru mersul înapoi.

Ambreiajul este mecanic, cu arc diafragma și cu diametru de 225 mm.

Autoturismul este echipat cu un sistem de frânare cu discuri de frână pentru puntea față și tamburi pentru puntea spate.

Puntea față este de tip McPherson cu arcuri elicoidale și amortizoare.

Puntea spate este semi-independentă cu arcuri elicoidale, bară de torsiune și amortizoare.

Predimensionarea postului de conducere

Predeterminarea dimensiunilor spațiului util trebuie sa aibă în vedere ergonomia spațiului. Aceste condiții se referă la dimensionarea cat mai corectă a spațiului util, astfel încât pasagerii, dar mai ales conducătorul auto sa aibă acces ușor la toate comenzile autovehiculului.

Stabilirea dimensiunilor postului de conducere pentru autoturisme se folosesc normele din SR ISO 3958:2000.

Fig. 16 Manechin bidimensional

A= 444 mm;

B= 456 mm.

Unde:

lungimea gambelor;

lngimea coapselor.

Tabelul. 1.6

Fig. 17

Predeterminarea maselor subansamblurilor autoturismului

Tabelul. 1.7

Alegerea pneurilor

Pentru alegerea pneurilor se consideră încărcarea pe puntea din față de 55 % din masa maxima autorizată iar pe puntea din spate de 45 % din masa maximă autorizată pe automobile.

Masa totală = 1630 kg.

Încarcare punte față:

Încarcarea unei roți a punții față este de:

Încarcare punte față:

Încarcarea unei roți a punții față este de:

Cod anvelopă: 185/60R15 84 H

Principalele caracteristici ale pneului ales:

Indicele de viteză H corespunde unei viteze maxime de 210 km/h;

Indicele de sarcină corespunde unei incărcări de 500 kg;

Latimea sectiunii pneului: Bu=185mm;

Diametrul exterior, De=15*25.4 +60*25.4/100= 396.2 mm;

Raza libera: r0= De/2= 198.1 mm;

Raza de rulare: rr= λ*r0,unde λ=0.930….0.935 pentru pneuri de joasă presiune.

rr=0.932*198.1= 184.8 mm.

Analiza modelelor similare din punct de vedere al coeficientului aerodinamic

Capitolul 2. Studiul tehnico-economic al soluțiilor posibile pentru ansamblul de proiectat.

Un avantaj al motorului cu 3 cilindri față de cel cu 4 cilindrii este acela că acesta poate fi echilibrat mai bine.

Avantajele motoarelor cu trei pistoane în linie sunt reprezentate de către turații mari pe care le poate atinge. Au o greutate mai mică în comparație cu motoarele cu patru cilindrii și sunt alcătuite din mai puține piese aflate în mișcare.

Grupul piston

Este format dintr-un ansamblu de 3 organe:

Piston;

Bolț;

Segmenți.

Pistonul

Evoluția fluidului în chiulasă este asigurată de către piston, care îndeplinește și următoarele funcții:

Transmite forța de presiune a gazelor bielei;

Transmite reacțiunea normală produsă de bielă, cilindrului;

Etanșare a cilindrului;

Evacuare a căldurii.

Materialul din care este fabricat pistonul trebuie să îndeplinească mai multe cerințe: funcționare normală, durabilitate, fabricare.

Pentru fabricarea pistonului sunt folosite aliaje de aluminiu sau fier.

Fig 2.3 Piston

Părți componente:

Capul pistonului

Regiune port-segmenți

Mantaua pistonului

Segment de compresie

Segment de etanșare

Segment de ungere.

Câteva soluții constructive pentru capul pistonului la MAS sunt prezentate în figura 2.4.

Figura 2.4

În figura 2.4 este prezentată varianta cu cap plat, care este cea mai avantajoasă din punctul de vedere al simplității construcției.

Figura 2.5

În figura 2.5 este prezentat pistonul cu capul sub formă concavă, care are dezavantajul că în camera de ardere se acumulează ulei, care prin ardere formează produși care se depun pe suprafețele pieselor și produc perturbații în funcționarea motorului.

Figura 2.6

În figura 2.6 este prezentat pistonul cu capul bombat. Acesta are avantajul că transformă solicitarea capului într-una de compresiune, dar se mărește suprafața de contact cu gazele fierbinți din cilindru.

Figura 2.7

În figura 2.7 este prezentat un piston cu cap profilat. Aceasta soluție este adoptată la motoarele cu injecție directă, deoarece se scurtează timpul în care trebuie să se formeze amestecul aer – combustibil și este necesară intensificare mișcării în cilindru.

Soluții constructive ale mantalei pistonului sunt prezentate în figura 2.8.

Figura 2.8

În figura 2.8 este prezentată soluția de manta elastic.

La rece, mantaua se montează cu joc mic, iar la cald, tăietura preia dilatările termice. Se utilizează tăieturi în formă de T sau Π, prevăzute la capete cu un orificiu care elimină concentratorii de tensiuni.

Umerii pistonului

Figura 2.9

În figura 2.9 sunt prezentate câteva soluții constructive ale umerilor mantalei pistonului.

Umerii mantalei trebuie să aibă o bună rigiditate pentru a prevenii deformațiile.

Bolțul

Realizează legătura dintre piston și bielă și transmite forța de presiune de la piston la bielă. Acesta este solicitat mecanic de către forța de presiune a gazelor și a forțelor de inerție a masei pistonului.

Bolțul are o formă impusă de următorii factori: masă, rigiditate, fabricație.

O soluție tehnologică simplă este cel cu secțiune tubulară, așa cum este prezentat în figura 2.4 a). Pentru a mării rigiditatea bolțului, acesta este realizat sub forma unui solid de egală rezistență așa cum este prezentat în figura 2.4 c).

Pentru a oferii o rigiditate suplimentară, bolțul este obținut prin prelucrare cilindrica interioară, figura 2.4 b) și d).

Fig 2.4 Forme constructive de bolț.

Bolțul este realizat din bare laminate iar materialul trebuie să fie tenace pentru a rezista la solicitarea prin șoc.

Segmenții

Cea mai importantă funcție a segmenților este aceea de etanșare.

Segmenții se împart în:

Segmentul de compresie asigură etanșeitatea dintre piston și cilidru.

Segmentul de ungere răzuiește uleiul aflat în exces pe cilindru.

Segmenții de ungere pot fi din tablă de oțel.

Materialul utilizat la fabricarea segmențiilor trebuie să dețină următoarele proprietăți:

Calități bune de alunecare;

Rezistență la coroziune;

Duritate ridicată;

Rezistență mecanică;

Modul de elasticitate superior la temperaturi relativ ridicate;

Adaptabilitate rapidă la forma cilindrului.

Materialul utilizat pentru confecționarea segmențiilor este fonta.

Fig 2.5 Segmenți

Sistemul de alimentare

Sistemul de alimentare pentru motorul cu apindere prin scânteie este de două tipuri:

Carburator;

Injecție.

Sistemul de alimentare cu injecție realizează un dozaj optim din punct de vedere al emisiilor poluante.

Clasificarea sistemului de alimentare cu injecție:

Injecție directă;

Injecție indirectă.

Injecție directă:

Injecția se realizează direct în camera de ardere.

Fig 2.2 Injecție directă

Acest tip de injecție necesită presiuni de 40-130 bar.

Avantaje ale injecției directe:

Lipsa picăturilor de combustibil în galeria de admisie

Permite funcționarea cu amestecuri sărace în camera de ardere

Injecție indirectă:

Fig 2.3 Injecție indirectă [13]

Pentru autoturismul al cărui grup piston, bolț, segmenți se vor proiecta se alege un sistem de injecție directă deoarece permite concentrarea cantității de combustibil în zona bujiei pentru a obține un amestec apropiat de cel stoichiometric.

Capitolul 3. Proiectarea generală a ansamblului

Proiectarea generală a ansamblului din tema de proiect

Determinarea coeficientului de rezistență la rulare al pneurilor

În figura 3.1 este prezentată variația coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteză.

Figura 3.1 Variația coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteză.

Tabelul 3.1

Figura 3.2 Curba variației coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteză.

Valorile coeficientului de rezistență la rulare pentru vitezele 160,175 km/h au fost determinate folosind polinomul:

f = 3E-07V2 – 4E-06V + 0,0088. (3.1)

Determinarea ariei secțiunii transversale maxime a autoturismului

Aria frontală a automobilului a cărui grup piston, segmenți, bolț se vor proiecta va fi determinată prin metoda planeității, folosind programul Autocad.

Figura 3.3

A = 2,17 m2

Determinarea puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare.

Prul = (f*Ga*cosαp*V)/360 (3.2)

Pa= (k*A*Vx2*V)/4680 (3.3)

Figura 3.4

Cx= 0.29
Se observă că în intervalul (0,29…….0,302) se află un număr mare de modele similar.

k= 0.06125*Cx

k= 0.01776.

k- coeficient aerodinamic.

Vx= V+Vv*cosαv

Unde:

V- viteza autovehiculului;

Vv- viteza vântului;

αv- viteza de insuflare.

αv= 0

Vv= 0.

Ga= 1599 (daN)

Tabelul 3.2 Rezistențele la rulare și puterile de învingere a rezistențelor

Fig 3.5

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

Prin tema de proiect, viteza maximă impusă la deplasarea autoturismului în treapta de viteză cea mai rapidă, în palier, este Vmax=175km/h.

Calculul se efectuează pentru un drum orizontal, αp = 0.

Bilanțul de putere la roțile motoare este:

Pr=ηt*P=Prul+Pp+Pa+Pd (3.4)

Pentru V=Vmax,rezultă că , și deci Pd=0

Relația (3.4) devine:

ηt*PVmax=[f(Vmax)*Ga*cosαp*Vmax+Ga*sinαp*Vmax+] (3.5)

Puterea motorului corespunzatoare vitezei maxime se determină din relația (3.6),PVmax:

PVmax=[f(Vmax)*Ga*cosαp0+Ga*sinαp0+] (3.6)

PVmax=175[0,0172*1516,6*1+90,8]/(360*0,92)= 61,7 ~ 62 kW

Valoarea puterii corespunzătoare vitezei maxime este apropiată de cea a următoarelor modele similare:

Ford Fiesta: 59 kW;

Citroen C3: 60 kW;

Opel Corsa: 66 kW;

Hyundai i20: 61 kW;

Kia Rio: 62 kW;

Peugeot 208: 60 kW.

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

(3.7)

sau, sub o formă simplificată:

P=Pmax*fp( ) (3.8)

PVmax=Pmax*fp() (3.9)

Funcția fp definește caracteristica la sarcină totală raportată și depinde de tipul și particularitățile constructive ale motorului. În funcție de tipul motorului impus prin temă se adoptă valorile pentru coeficientul de adaptabilitate al motorului ca, respectiv pentru coeficientul de elasticitate al motorului ce.

ca = (3.10)

ce = (3.11)

Tabelul 3.3 Valorile coeficienților de adaptabilitate și elasticitate ai motorului

Figura 3.6

Se alege o valoare a coeficientului de adaptabilitate de 1,15.

Figura 3.7

Se alege o valoare a coeficientului de elasticitate de 0,65.

α= (3.12)

α= 0,633

β= (3.13)

β= 1,592

y= (3.14)

y= 1,224

α’= (3.15)

α’= 0,367

β’= (3.16)

β’= 2,265

y’= (3.17)

y’= 1,633

Pentru valoarea raportului ζ= din recomandările pentru MAS, ζ=1,05……..1,25.a

Se calculează f (ζ):

f (ζ)= α’* ζ+ β’* ζ2- y’* ζ3 (3.18)

f (ζ)= 0,99

Pe= (3.19)

Pe= [kW]

Pentru turația de putere maximă se alege o valoare de la modelele similare a căror putere maximă este similară cu cea calculată anterior.

Ford Fiesta: 59 kW la 6300 rpm;

Citroen C3: 60 kW la 5750 rpm;

Opel Corsa: 66 kW la 6000 rpm;

Hyundai i20: 61 kW la 6000 rpm;

Kia Rio: 62 kW la 6000 rpm;

Peugeot 208: 60 kW la 5750 rpm.

Se consideră np= 6000 rpm.

Determinarea intervalului de variație al turațiilor motorului (nmin, nmax) este:

nmin= 0,2* np= 1200 rpm.

Pentru MAS nmax~(1,10……..1,25)*np .

nmax= 1,10* np= 6600 rpm.

Următoarea relație este utilizată pentru modelarea curbei momentului motor:

M=955,5* (3.20)

nmed=

Turația de moment este:

nm=ce*np (3.21)

nm= 0,65*6000= 3900rpm.

Modelele similare care prezintă turația de cuplu maxim apropiată cu a automobilului a cărui grup piston, segmenți bolț se v-or proiecta sunt următoarele:

Ford Fiesta- 4100 rpm;

Opel Corsa- 3700 rpm;

Hyundai i20- 4000 rpm;

Kia Rio- 4000 rpm;

Mitsubishi Space Star- 4000 rpm;

Skoda Fabia- 4300 rpm;

Volkswagen Polo- 4300 rpm;

Seat Ibiza- 4300 rpm.

Tabelul 3.4

Modelarea curbelor din figura 3.7 s-a realizat pornind de la datele din tabelul 3.4 utilizând următoarele formule:

Pe=Pemax* pentru n ≤ nmed (3.22)

și Pe=Pemax* pentru n > nmed (3.23)

unde α, β, y respectiv α’, β’, y’ sunt coeficienții de formă adimensionali.

Figura 3.8

Calculul termic al motorului

Tabelul 3.6

Calculul procesului de ardere

Calculul procesului de admisie

Figura 3.9

Se alege o valoare a raportului de comprimare ε = 10,5.

ka= 1,34, unde ka pentru MAS este cuprins în intervalul (1,33………1,35), iar ka reprezintă exponentul adiabatic al fluidului proaspăt.

T0= 298 [K]

Unde T0 reprezintă temperatura atmosferică.

p0= 0,1 [MPa]

Unde p0 reprezintă presiunea atmosferică.

i= 3

Unde i reprezintă numărul de cilindri

p0= 0,1 [MPa]

Unde p0 reprezintă presiunea atmosferică

ηv= 0,8

Unde pentru MAS coeficientul de umplere ηv= (0,75………..0,85)

Tg= 1000 [K]

Unde Tg reprezintă temperatura gazelor de evacuare

T’0= T0+ 𝚫t (3.35)

Unde:

T’0- reprezintă temperatura aerului care a intrat în motor;

𝚫t- pentru MAS este cuprins în intervalul (10……..45 K)

Rezultă:

T’0= 298+25= 323 [K]

pg= 1,05*p0, unde pg= (1,03…………1.1)*p0, iar pg reprezintă presiunea gazelor de evacuare

Rezultă:

pg= 1,09*0,1= 0,109 MPa

(3.36)

Mpa

Unde pa reprezintă presiunea de admisie

(3.37)

(3.38)

Unde Ta, reprezintă temperatura la sfârșitul admisiei.

K

Calculul procesului de comprimare

mc= (1,32…1,39), unde mc este exponentul de comprimare politropic

Se adoptă: mc= 1,35

, unde pc reprezintă presiunea la sfârșitul comprimării (3.39)

MPa

La MAS pc este cuprinsă în intervalul (0,9………2,5) MPa

(3.40)

K

La MAS Tc este cuprinsă în intervalul (600………800) K

Compoziția gazelor de ardere

1 [kg] combustibil= c [kg] carbon+ h [kg] hidrogen+ o [kg] oxigen

Compoziția benzinei:

c= 0,854 [85,4 %]

h= 0,142 [14,2 %]

o= 0,004 [4 %]

La arderea unui kilogram de combustibil rezultă:

Cantitatea teoretică de aer

kmol/kg (3.41)

Lt= 0,507 kmol/kg

Cantitatea reală de aer

Pentru a avea o putere mai mare a motorului se alege un amestec mai bogat.

λ= 0,9

(3.42)

L= 0,457 [kmol/kg]

Cantitățile de gaze de ardere

kmol/kg (3.43)

NCO= 0,021 kmol/kg

kmol/kg (3.44)

kmol/kg

(3.45)

kmol/kg (3.46)

kmol/kg (3.47)

(3.48)

Cantitatea totală de gaze de ardere

(3.49)

Nf = 0,503 kmol/kg

Participațiile masice (volumice) ale gazelor de ardere în volum

(3.50)

(3.51)

(3.52)

(3.53)

Coeficientul chimic (teoretic) de variație molară

(3.54)

Unde 114 este masa moleculară aparentă a benzinei.

kmol/kg

(3.55)

(3.56)

Trebuie ca relația (3.56)

1<μ< μc (3.57)

1<1,077<1,081.

Pentru calcularea energiilor interne ale gazelor arse și ale aerului se utilizează valorile corespunzătoare ale temperaturilor, constanta gazelor perfecte și coeficientul de utilizare al temperaturii.

RM= 8,315

ζZ= 0,85

Unde ζZ reprezintă coeficientul de utilizare a căldurii și are valori cuprinse în intervalul (0,8………0,95).

Se aleg două valori ale temperaturii TZ, 700 K și 800K și se face o interpolare, pentru a afla valoriile energiilor interne specifice produselor de ardere la temperatura TC = 726,6 K.

Căldura degajată de arderea combustibilului este notată cu Hi = 43529 .

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.58)

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.59)

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.60)

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.61)

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.62)

(3.63)

(3.64)

Unde Q reprezintă cantitatea de căldură degajată prin arderea unei unități dedin cantitatea de combustibil corespunzătoare arderii incomplete Qinc.

(3.65)

Unde Hi este puterea calorifică inferioară a benzinei și area valoarea de 43529

(3.66)

Unde Uz este energia internă molară a gazelor arse.

pentru T1 = 2900 K

pentru T2 = 3000 K

(3.67)

(3.68)

Unde Pz este presiunea aferentă lui Tz.

(3.69)

Unde λp reprezintă gradul de creștere al presiunii.

(3.70)

Unde reprezintă gradul de destindere prealabilă.

Calculul procesului de destindere

Exponentul politropic md are valorile cuprinse în intervalul (1,25……..1,35).

Se alege o valoare a lui md = 1,25.

(3.71)

Unde pd reprezintă presiunea corespunzătoare sfârșitului destinderii.

are valori cuprinse în intervalul (0,3…………..0,6).

(3.72)

Td este cuprins în intervalul (1200……….1700) K.

Determinarea mărimilor caracteristice ale ciclului real și cel de referință

Aleg următoarele valori:

, unde

, unde și se numește coeficient de planimetrare al diagramei.

(3.73)

(3.74)

are valori cuprinse în intervalul (0,75…….1,55)

(3.75)

(3.76)

Unde reprezintă consumul specific de combustibil indicat.

Figura 3.10

Randamentul mecanismului motor ηm are valori cuprinse în intervalul (0,85…………0,95).

Aleg o valoare a randamentul mecanismului .

(3.77)

Unde pe este cuprins în intervalul (0,75…………1,55) MPa.

Randamentul efectiv:

(3.78)

Randamentul efectiv are valori cuprinse în intervalul (0,25…………………0,34).

(3.79)

Unde reprezintă consumul specific efectiv de combustibil și are valori cuprinse în intervalul (240……………..330 )

Cilindreea totală a motorului este:

(3.80)

Cilindreea unitară este:

(3.81)

Figura 3.11

Se alege o valoare a lui

Diametrul cilindrului este:

(3.82)

Cursa pistonului este:

(3.83)

Viteza pistonului este:

(3.84)

Histograma cu Wp la modele

Bilanțul energetic al motorului termic

Se consideră căldura disponibilă egală cu puterea calorifică inferioară a benzinei, unde căldura disponibilă este notată cu Q.

(3.85)

(3.86)

(3.87)

(3.88)

Calculul dinamic

Se alege mecanismul de tip axat care este cel mai simplu și la care seria Fourier a forțelor de inerție a maselor cu mișcare de translație aferente echipajului mobil al unui cilindru, nu conține armonicele de ordin impar, p>1 (p = 3, 5, 7, ……..).

Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului motor

Se recomandă ca Λ să fie între și .

Se alege

(3.89)

(3.90)

Stabilirea maselor pieselor mecanismului motor în mișcare

Se alege o valoare a densității aparente a pistonului , unde densitatea aparentă este cuprinsă în intervalul .

Masa pistonului se calculează cu formula de mai jos:

(3.91)

Masa grupului piston se determină conform relației de mai jos:

(3.92)

Se alege și rezultă:

Masa bielei se determină cunoscând masa raportată a acesteia

Se alege o valoare a masei raportate:

(3.93)

Masa pieselor în mișcare de translație se determină cu formula de mai jos:

(3.94)

Pentru verificare se calculează masa în mișcare raportată mtrrap conform relației:

(3.95)

, unde este cuprins în intervalul (0,1……………..0,2)

Determinarea momentelor si forțelor din mecanismului motor

Pentru deeterminarea forțelor si momentelor care acționează asupra mecanismului motor se vor utiliza formulele de mai jos:

(3.96)

Unde Pcil este presiunea în cilindru.

Deplasarea pistonului se determină cu formula:

(3.97)

Volumul total al cilindrului se determină cu formula de mai jos:

(3.98)

Unde volumul camerei de ardere, Vc, se determină cu formula de mai jos:

(3.99)

(3.100)

Unde reprezintă volumul la un anumit unghi.

Forța de presiune a gazelor de ardere este prezentată mai jos:

N (3.101)

Unde Fitr este forța de inerție a maselor în mișcare de translație și este:

N (3.102)

Unde :

(3.103)

și reprezintă accelerația pistonului.

N (3.104)

Unde reprezintă forța de presiune a gazelor de ardere.

Forța în lungul bielei este:

N (3.105)

Deplasarea bielei este determinată cu următoarea formulă:

(3.106)

Forța în lungul manivelei este calculată cu următoarea formulă:

N (3.107)

Forța normală este calculată cu formula de mai jos:

N (3.108)

Forța tangențială este calculată cu formula de mai jos:

N (3.109)

Nm (3.110)

Unde M este momentul motor.

(3.111)

0RAC