STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI A.1. Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare 1.1. Soluții similare Pentru abordarea proiectării… [309460]
A
STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI
A.1. Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
1.1. [anonimizat], [anonimizat], într-o [anonimizat], [anonimizat].
[anonimizat], [anonimizat] a [anonimizat], [anonimizat], frânare, suspensie, etc.
[anonimizat]-o [anonimizat], [anonimizat]: [anonimizat], [anonimizat], [anonimizat].
În tabelul 1.1 [anonimizat] 4 locuri și viteza maximă Vmax= 200 km/h, principalii parametrii constructivi și ai performanțelor pentru un număr de 14 [anonimizat]-Data.net.
Tabel 1.1. : Soluții similare
1.2. [anonimizat], în game oarecum largi de variație a vitezei de deplasare și a [anonimizat] a ieși pe drumuri neamenajate. [anonimizat], [anonimizat], oferta făcută de motor. Interfața dintre sursa de energie (motor) și utilizatorul energiei (roata motoare) este constituită de transmisie.
[anonimizat] a mediului, gusturile clienților au impus scurtarea în ultimii 20 de ani a timpului alocat pentru dezvoltarea unui nou model de automobil. Pentru a [anonimizat], este evidentă și o repoziționare a [anonimizat]. Dacă în trecut o mare parte a timpului era alocată construirii fiecărui proiect „de la zero”, fără a exista posibilitatea utilizării rapide a [anonimizat]. [anonimizat] a se putea alege in final varianta optimă.
Clasificarea autoturismelor se face după o [anonimizat]:
după tipul caroseriei: [anonimizat];
după capacitatea cilindrică a motorului: [anonimizat];
după tipul motorului: [anonimizat], [anonimizat];
după capacitatea de trecere, care caracterizează capacitatea automobilului se deosebesc: cu capacitate normala de trecere (pot circula pe orice categorie de drumuri), cu capacitate mărita de trecere (pot circula și în afara drumurilor).
Transmisia autoturismelor a fost și este obiectul unor continue cercetări urmărind-se, prin soluțiile constructive propuse, o cât mai bună corelare între momentul motor activ și cel rezistent, reducerea consumului de combustibil, sporirea siguranței și confortului de conducere. Se constată că, pe lângă transmisiile mecanice, o folosire deosebită o au transmisiile automate asistate de microprocesoare.
La transmisiile mecanice sunt utilizate cutii de viteze cu șase trepte, ultimele 2 trepte având raport de transmitere subunitar, fiind trepte economice care, atunci când sunt cuplate conduce la reducerea consumului de combustibil prin coborârea turației motorului în zona turației economice și la sporirea sarcinei.
La cutiile automate se observă o tendință către adoptarea celor cu dublu ambreiaj, întrucât asigură schimbarea foarte rapidă a treptelor de viteză, datorită posibilității de preselecție a treptelor de viteză, fără producerea șocurilor și vibrațiilor în transmisie, și asigură de asemenea un randament mai bun datorită lipsei hidrotransformatorului prezent în cutiile automate clasice.
Cutie manuală Cutie automată ZF 9 trepte
Cutie automată dublu ambreiaj DSG Cutie automată CVT
Suspensia a făcut obiectul unor studii aprofundate privind condiționarea reciprocă dintre pneu, suspensie și calea de rulare. Suspensiile folosite din soluțiile similare sunt independente, care includ un sistem cu arc de tip McPherson cu stabilizator în față, și un sistem multipunct în spate. Pentru o stabilitate suplimentară și manevrabilitate îmbunătățită, au fost adăugate bare de torsiune. Arcurile calibrate lucrează în tandem cu amortizoarele pentru a asigura cea mai lină călătorie posibila.
Suspensie față McPherson Suspensie spate multipunct
Sistemul de frânare cunoaște, de asemenea, preocupări intense de îmbunătățire și generalizare: sistemul opțional de frânare cu anti-blocare (ABS) include frâne cu disc pentru toate roțile și distribuire electronică a forței de frânare (EBD) pentru distanțe mai scurte de oprire și frânare mai controlată, sistem de control al traiectoriei (ESP) și sistem antipatinaj (ASR). EBD repartizează automat forța de frânare între axele din față și spate, în funcție de încărcare și distribuirea greutății. ASR urmărește viteza roților, sunt reperate și frânate roțile motrice având tendința de a patina și se generează o presiune de frânare independentă de acțiunea conducătorului. ESP permite corectarea traiectoriei vehiculului, prin frânare selectivă a roților și reducerea cuplului motor.
Sistem frânare cu ABS
De asemenea, optimizarea tehnologiei a condus la aducerea sistemelor de frânare de urgență și pe automobilele accesibile ca preț. Sistemul utilizează un radar pentru supravegherea traficului, instalat în partea din față a vehiculului și permite reperarea unui vehicul obstacol, activând astfel frânarea de urgenta. Un procedeu similar mai este folosit și la pilotul automat adaptiv, adică se folosește de radar pentru scanarea drumului și alegerea unui unui vehicul țintă față de care va menține distanța utilizând atât frânele, cât și accelerația.
Cruise Control Adaptiv ce utilizează frânele pentru păstrarea distanței
Sistemul de direcție se realizează în soluții constructive legate de tipul suspensiei folosite, în corelare cu cinematica roților de direcție. Ca tendințe actuale se remarcă:
extinderea folosirii servodirecțiilor electronice;
reducerea efectului reacțiilor inverse, de la roată spre volan;
creșterea comodității de conducere și siguranței de deplasare, prin folosirea acestor mecanisme servo electronice, respectiv mai simple și, teoretic, mai fiabile, iar în plus, vom avea și un consum mai mic.
Creșterea siguranței în conducere, căci sistemul poate fi conectat la computerul ESP al mașinii, acesta transmițând direcției electronice o mișcare anume, astfel încât roțile să abordeze traiectoria optimă.
Caroseria poate fi autoportantă sau cu șasiu pentru îmbunătățirea capacității de transport. Cercetările și încercările efectuate au condus la realizarea unor caroserii având coeficienți aerodinamici tot mai coborați. Rigiditatea caroseriei, care este un factor important în ameliorarea ținutei de drum; a fost mult îmbunătățită prin folosirea oțelurilor de înaltă rezistență, cu o limită de elasticitate ridicată. Totuși, prin urmărirea ușurării acesteia, tendința este de a se folosi aliaje de aluminiu cu rezistențe din ce în ce mai bune. S-au mai luat măsuri de reducere a greutății proprii prin înlocuirea tot mai accentuată a pieselor din metal cu piese din material plastic. S-a îmbunătățit permanent securitatea activă și pasivă pe care autoturismul o poate asigura pasagerilor, prin elemente de caroserie deformabile în cazul unui impact, precum și elemente gonflabile ca airbag-urile. Habitaclul a fost studiat și construit pentru a oferi pasagerilor condiții foarte bune de confort. Postul de conducere a devenit mai funcțional, conducătorului oferindu-i-se tot mai multe informații despre comportarea, starea sau funcționarea unora din componentele autoturismului. Caroseriile au fost insonorizate, ceea ce a permis reducerea zgomotului la un nivel tot mai scăzut.
Caroserie autoportantă
Pentru pneuri, în vederea micșorării energiei absorbite în timpul rulajului, a amortizării șocurilor, a creșterii siguranței și duratei în exploatare, se folosesc noi rețete la fabricarea anvelopelor, se utilizează diferite profiluri pentru banda de rulare.
Aparatura de bord folosește tot mai mult circuite integrate cu afișaj digital, de tip LED sau LCD, care prezintă un grad ridicat de fiabilitate. Aparatura electronică, asistată de calculator, supraveghează și informează permanent conducătorul despre diferiți parametrii necesari conducerii în siguranță, informează asupra funcționării organelor în mișcare, urmărește atingerea unor limite maxime de uzură, indică consumul instantaneu și rezerva de combustibil etc.
Tehnica construcției de autoturisme s-a perfecționat permanent, urmărindu-se îmbunătățirea performanțelor de dinamicitate și frânare, de economicitate, de confort și securitate rutieră etc. Domeniile de acțiune s-au extins asupra tuturor părților componente și s-a încercat aplicarea celor mai noi și eficiente soluții de îmbunătățire a acestora. Astfel, motoarele autoturismelor au beneficiat de atenție deosebită, eforturile de sporire a performanțelor lor fiind îndreptate pe multiple direcții.
reducerea consumului de combustibil;
mărirea puterii litrice a motoarelor;
reducerea costurilor de fabricație;
reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare;
realizarea de motoare cât mai ușoare și cât mai compacte.
Se remarcă, în special, tendința de extindere a motoarelor electrice în detrimentul motoarelor cu ardere internă, datorită emisiilor poluante prezente în cele clasice, reglementărilor tot mai stricte în privința acestor emisii, costurilor de încărcare a acumulatorilor mici, costurilor de întreținere mici. Perfecționarea acestor motoare privind extinderea autonomiei, reducerea mărimii și greutății celulelor de încărcare și pornirea ușoară pe timp friguros a făcut progrese remarcabile.
În același timp, s-a adoptat și soluția de tip hibrid, o soluție de compromis între electric și ardere internă, asigurând avantajele ambelor variante, deci autonomie mare cu emisii poluante într-o măsură mult mai mică. De asemenea este ajutată și de cuplul instant oferit de motorul electric.
Sistem hibrid BMW
Numeroase sunt preocupările legate de ameliorarea formei camerei de ardere, a tubulaturii de admisie și evacuare, a geometriei de dispunere și acționare a supapelor, a numărului, mărimii și locului lor de amplasare, a funcționării cu dispozitive de alimentare stratificată cu combustibil, a înlocuirii materialelor metalice cu materiale ceramice, a realizării motoarelor adiabatice sau cu raport de comprimare variabil.
Ultimele realizări în domeniul arderii, alimentării și aprinderii care permit reglaje îmbunătățite de avans și dozaj vor conduce la creșterea performanțelor motoarelor, la reducerea consumului de combustibil și a agenților poluanți. Se fac în prezent eforturi pentru limitarea emisiei de gaze prin folosirea de catalizatori – purificatori.
A.2. Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului
2.1. Soluția de organizare generală și amenajare interioară
Când ne referim la soluția de organizare a unui autovehicul, de cele mai multe ori ne referim la dispunerea echipamentelor de tracțiune, însă trebuie să luăm în considerare și dimensiunile exterioare și forma caroseriei, precum și amenajarea interiorului. Acești parametrii pot influența destinația și tipul de mediu în care autovehiculul va fi exploatat.
2.1.1. Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune
În cazul autoturismelor dispunerea echipamentului de tracțiune este realizată în trei variante constructive, după cum urmează:
a) soluția „clasică” – cu motorul în față și puntea motoare în spate;
b) soluția „totul-față”- cu motorul și puntea motoare în față;
c) soluția „totul-spate”- cu motorul și puntea motoare în spate.
Soluția “clasică” are cel mai frecvent, motorul și cutia de viteze dispuse în partea din față, iar puntea din spate este puntea motoare a autoturismului. Există însă și soluții „clasice” la care cutia de viteze se afla la mijlocul autoturismului sau lângă puntea spate. Soluția „clasică” este aplicată în general la autoturisme de dimensiuni și capacități cilindrice mari.
Soluția “totul-față” (fig4) , se întâlnește la autoturismele de concepție modernă. Ea permite cea mai bună utilizare a volumului total al caroseriei, asigurând totodată, fără soluții constructive speciale, o foarte bună maniabilitate și stabilitate pe traiectorie, datorită comportamentului constructiv subvirator care este autostabilizant pe traiectorie rectilinie.
Soluția „totul-spate” (fig.5) asigură, ca avantaje importante, coborârea centrului de greutate al automobilului, datorită lipsei arborelui cardanic și creșterea greutății aderente la roțile motoare spate.
O categorie de autoturisme tot mai răspândită este categoria celor echipate cu tracțiune integrală. Acest tip de tracțiune asigură creșterea capacității de trecere și siguranței în deplasare, fapt care justifică extinderea sa și la autoturismele de oraș, pe lângă autoturismele „ tot-teren” și automobilele militare. Tracțiunea integrală presupune existența pe lanțul cinematic al transmisiei a unui mecanism care să asigure divizarea optimă a fluxului de putere între punțile motoare. Rolul acestui mecanism este asigurat de cutia de distribuție sau de reductorul-distribuitor. Mecanismul respectiv urmărește să elimine circulația puterilor parazite, prin montarea unor diferențiale interaxiale cu posibilități de blocare sau autoblocare. În acest sens, în prezent, mai folosite sunt diferențialele autoblocabile cu frecare internă mărita, de tip Torsen sau Haldex.
Tracțiunea integrală (fig6) poate fi organizată în una din următoarele variante:
– tracțiunea permanentă numai cu una din punțile motoare, cealaltă punte motoare fiind cuplată facultativ, numai în regimurile dificile de deplasare (varianta part-time);
– tracțiunea permanentă cu ambele punți motoare, indiferent de regimul de deplasare al autoturismului (varianta full-time).
Prin tipul definit prin tema aleasa și a soluțiilor similare, vom alege categoria autovehiculelor cu tracțiune integrală.
2.1.2. Dimensiunile principale
Dimensiunile principale se definesc în condiția de repaus a autovehiculului în plan orizontal, rotile au direcția corespunzătoare mersului rectiliniu și presiunea interioară a aerului din pneuri este cea indicată de fabricant.
Fig.8 Dimensiunile principale ale autovehiculului
Lungimea – 4285 mm , reprezintă distanța dintre doua plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al autovehiculului si tangente la acesta in punctele extreme din fata si din spate, toate elementele din fata si din spate sunt incluse în aceste două plane.
Lățimea vehiculului – 1829 mm, distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte și de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid cu excepția oglinzilor retrovizoare, sunt cuprinse în aceste plane.
Înălțimea – 1617 mm , reprezintă distanța dintre planul de sprijin si un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă, fără încărcătura utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise.
Ampatamentul – 2618 mm , distanța între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului.
Ecartament fata/spate – 1550/1548 mm, reprezintă distanța dintre centrele petelor de contact al pneurilor cu solul.
Garda la sol – 178 mm, distanța dintre partea cea mai de jos a șasiului autovehiculului complet încărcat și calea de rulare.
2.1.3. Amenajarea interioară
Amenajarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate în vederea asigurării confortului și siguranței pasagerilor.
Ușurința conducerii și confortul asigurat conducătorului automobilului constituie factori constructivi cu rol deosebit în asigurarea securității circulației. În același timp, și confortul oferit pasagerilor reprezintă o caracteristică funcțională importantă, mai ales în cazul curselor lungi sau în condiții ambientale excesive. Atât ușurința de conducere, cât și confortul, nu reprezintă parametri ce pot fi definiți cantitativ printr-un singur indicator numeric, fiind caracteristici calitative de sinteză.
În mod uzual, ușurința de conducere se consideră a fi asigurată de geometria dispunerii scaunului conducătorului, în raport cu comenzile și cu alte elemente ale autoturismului, de mărimea eforturilor la comenzi, de vizibilitatea drumului, iar confortul și calitățile scaunului ca element izolator de vibrații și susținător al corpului cu presiune optimă, de nivelul zgomotului interior, eficacitatea instalației de încălzire și ventilație a caroseriei, etanșarea caroseriei la gazele de evacuare, praf și apă.
Comoditatea conducerii și confortul călătorilor trebuie realizate asigurând totodată rezistența caroseriei, estetica și aerodinamica formei, la un cost acceptabil.
„Caroseria de securitate” se poate obține prin următoarele măsuri: rigidizarea construcției fără reducerea vizibilității, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan și pe pereții laterali, montarea unor mânere pentru uși și macarale pentru geamuri fără proeminențe, tapisarea butucului volanului, a parasolarelor și a torpedoului, folosirea coloanei de direcție telescopice și a unui volan ușor deformabil în direcție axială, montarea parbrizului, astfel încât la deformarea caroseriei să sară în afară.
Tabelul 2.1. Dimensiunile postului de conducere
Unghiul de modificare spre înapoi: Adopt β=13o
Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâiului: Adopt HZ=300mm
Cursa orizontală a punctului R: Adopt Hx=200mm
Diametrului volanului: Adopt D=350mm
Unghiul de înclinare al volanului: Adopt α=27 o
Distanța orizontală între centrul volanului și punctul călcâiului: Adopt Wx=350mm
Distanța verticală între centrul volanului și punctul călcâiului: Adopt Wz=700mm
Fig. 5. Dimensiunile postului de conducere
2.2. Masa autovehiculului, repartizarea masei pe punți și determinarea coordonatelor centrului de masă.
Greutatea autovehiculului este un parametru important la proiectare și reprezintă suma greutății tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia precum și greutatea încărcăturii.
În cazul automobilelor metoda recomandată pentru alegerea greutății proprii constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în vedere tendințele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluții constructive și materiale cu mase proprii reduse, astfel că se creează premisa reducerii maselor proprii. Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre masa utilă ( mu ) și masa proprie (m0 ).
Astfel în urma studiului soluțiilor similare, masa proprie a automobilului de proiectat se adoptă: m0= 1430 kg.
Masa utilă reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitățile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prevăzută prin tema de proiectare sau adoptată în funcție de tipul autovehiculului, în concordanță cu capacitatea de încărcare a tipurilor similar.
Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin numărul de locuri și prin sarcina utilă transportată. În conformitate cu STAS 6926/1-90, la determinarea masei utile se vor considera următoarele:
masa unui pasager: 68 kg;
masa bagajului pentru un pasager: 7 kg
Pe baza acestor recomandări, masa utilă se determină pentru faza de proiectare în funcție de capacitatea de încărcare și normele STAS, cu următoarea relație:
mu = (80+7)* N + mbs [kg]
Unde: N – numărul de locuri, mbs- masa bagajului suplimentar;
mu = (80+7)*5+100= 535 kg.
Masa totală a autoturismului este: ma= mu+m0 = 535+1430=1965 kg.
Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate situate în planul vertical, ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului.
Cunoscând valorile acestor mase se pot calcula:
greutatea proprie a autoturismului: Go = 9,83·mo => Go = 14.057 [N]
greutatea totală a autoturismului: Ga = 9,83·ma => Ga = 19.316 [N]
greutatea utilă: Gu = 9,83·mu => Gu = 5259 [N]
Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg conform STAS 6926/2-78. Alegerea poziției centrului de masă se poate face prin mai multe metode precum:
Utilizarea de valori în concordanță cu valorile coordonatelor centrului de masă al autovehiculelor considerate în studiul soluțiilor similare.
Utilizarea de valori medii după date oferite de literatură de specialitate.
Determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă.
Tabelul 2.2. Mărimile coordonatelor centrului de greutate
Fig. 6. Poziția centrului de masă și coordonatele sale
Se adoptă:
b=L- a= 2618-1230=1388 mm
Pe baza informatiilor de mai sus si tinand cont de faptul ca masa autovehiculului se transmite prin intermediul puntilor, se va calcula masa ce revine fiecarei punti astfel:
m1 = b/L·ma = 0,53·1965 = 1041,5 kg
m2 = a/L·ma =0,47·1965 = 923,6 kg
Greutatea autoturismului se transmite căii de rulare prin intermediul punților. În cazul de față, greutățile ce revin punților sunt:
pentru puntea față:
pentru puntea spate:
Masa ce acționează asupra unui pneu se calculează în funcție de masa ce revine fiecărei punți astfel:
Pneurile punții față:
mp1 = m1/2 = 1041,5/2 = 520,8 kg
Pneurile punții spate:
mp2 = m2/4 = 923,6/2 = 461,8 kg
Astfel greutățile ce revin pneurilor sunt:
Pentru pneurile punții față:
Gp1 = G1/2 = 6257/2 = 3128,5 N
Pentru pneurile punții spate:
Gp2 = G2/2 = 5545/2 = 2772,5 N
2.3. Alegerea pneurilor și determinarea razelor roților
Pneul este format din anvelopă și camera de aer și reprezintă partea elastică a roții.
Pentru aflarea tipului de pneu ce va fi folosit la autoturismul proiectat se va avea în vedere următoarele: greutățile ce revin roților din față și din spate, satisfacerea vitezei maxime, tipul autoturismului și dimensiunile pneurilor utilizate la soluțiile similare.
In fig.9 au fost notate cu:
D – diametrul exterior al anvelopei
d – diametrul interior al anvelopei
H – înălțimea profilului
B – lățimea profilului
D = d+2·H
rr = λ·r0
unde λ = 0,93…..0,935
adopt λ = 0,93
Lr = circumferința de rulare
Lr = 2π·rr
Fig.9. Secțiune anvelopa
Pneul ce urmează a fi folosit la autoturismul proiectat va fi 215/50 R18, este aliniat recomandărilor anterioare și are următoarele caracteristici:
d = 18·25,4 = 457,2 mm
50 = 100·H/B = 100·H/215 = 0,47·H
H = 55/0,47 = 117,02 , adopt H = 117 mm
D = d+2·H = 457,2+2·117 = 691,2 mm
rn = r0 = D/2 = 691,2/2 = 345,6 mm
rr = 0,93·345,6 = 321,408 mm
A.3. Definirea condițiilor de autopropulsare
3.1. Rezistențele la înaintarea autovehiculului
Definirea condițiilor de autopropulsare, care precede calcul de tracțiune, împreună cu care condiționează performanțele autovehiculului, cuprinde precizarea, funcție de tipul,caracteristicile și destinația autovehiculului, a cauzelor fizice pentru forțele de rezistență ce acționează asupra autovehiculului, a factorilor specifici de influență și stabilește relațiile analitice de evaluare cantitativă a acestor forțe.
În procesul autopropulsării autovehiculului, asupra acestuia acționează, după direcția vitezei de deplasare, două tipuri de forțe:
− forțe active – forțele care au același sens cu cel al vitezei de deplsare;
− forțele de rezistență – forțele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare.
Forțele de rezistență, cunoscute sub denumirea de rezistențe la înaintare sunt următoarele:
− rezistența la rulare – este o forță ce se opune înaintării autovehiculului și este determinată de fenomenele ce se produc la rularea roților pe calea de rulare;
− rezistența aerului – este o forță ce se opune înaintării autovehiculului și este datorată interacțiunii dintre autovehiculul în mișcare și aerul considerat în repaus;
− rezistența pantei – este o forță datorată înclinării longitudinale a drumului și reprezintă o forță de rezistență la urcarea pantelor, și o forță activă la coborârea pantelor;
− rezistența la demaraj – este o forță datorată inerției autovehiculului în mișcare și reprezintă o forță de rezistență în timpul mișcării accelerate și do forță activă în regimul mișcării decelerate.
3.1.1. Rezistența la rulare
3.1.1.1. Generarea rezistenței la rulare
Rezistența la rulare, Rr, este o forța cu acțiune permanentă datorată exclusiv rostogolirii roților pe cale, și este de sens opus sensului de deplasare al automobilului.
Cauzele fizice ale rezistenței la rulare sunt:
− deformarea cu histerezis a pneului;
− frecările superficiale dintre pneu și cale;
− frecările din lagărele butucului roții;
− deformarea căii de rulare;
− percuția dintre elementele benzii de rulare și microneregularitățile căii de rulare;
− efectul de ventuzare produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare pe suprafața netedă a căii de rulare.
Între cauzele amintite mai sus, în cazul autoturismelor – care se deplasează pe căi rigide, netede, aderente – ponderea importantă o are deformarea cu histerezis a pneului.
3.1.1.2. Factorii de influență asupra rezistenței la rulare
Principalii factori care influențează rezistența la rulare sunt:
viteza de deplasare a autovehiculului;
caracteristicile constructive ale pneului;
presiunea interioară a aerului din pneu;
sarcina normală pe pneu;
tipul și starea căii de rulare;
forțele și momentele aplicate roților.
Evaluarea prin experiment a unuia dintre factori nu este posibilă deoarece toți parametrii de mai sus definesc pneul în timpul rulării lui.
3.1.1.3. Calculul rezistenței la rulare
Pentru calculele inginerești simple se poate adopta valoarea coeficientului rezistenței la rulare în funcție de calitatea drumului pe care se deplasează autovehiculul, după recomandările din literatura de specialitate.
Pentru a se studia modul în care rezistența la rulare influențează comportamentul dinamic al autovehiculului de proiectat pentru determinarea coeficientului rezistenței la rulare se pot folosi diverse relații empirice de calcul.
O relație de calcul este:
(3.1)
unde : v – viteza autovehiculului [km/h]
Pentru întreg automobilul relațiile de calcul ale forței și puterii necesare învingerii rezistenței la rulare sunt:
[N] (3.2)
unde: Ga- greutatea autovehiculului;
α este unghiul de înclinare longitudinală a drumului.
Puterea necesară învingerii acestei rezistențe se calculează cu relația:
= f⋅Ga⋅cos α⋅v [W] (3.3)
unde: v – viteza exprimată în m/s sau:
=[kW] (3.4)
unde: v este viteza autovehiculului exprimată în km/h.
Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare este reprezentată grafic in figura 3.2.:
Figura 3.2: Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare
Adoptând coeficientul rezistenței la rulare f=0,018 se poate trasa dependența grafică dintre rezistența la rulare și viteza autvehiculului (fig. 3.3.).
Figura 3.3: Dependența grafică dintre rezistența la rulare si viteză.
3.1.2. Rezistența aerului
3.1.2.1. Noțiuni de aerodinamica autovehiculului
Aerodinamica autovehiculelor se ocupă de fenomenele care se produc la interacțiunea dintre autovehicul și aerul înconjurător și folosește principiile generale ale aerodinamicii teoretice. In cadrul aerodinamicii autovehiculelor se stabilesc forțele și momentele ce acționează, din partea aerului în repaus sau în mișcare, asupra autovehiculelor aflate în mișare. De asemenea se analizează căile de modificare a interacțiunii dintre aer și autovehicul astfel încât să se îmbunătățească performanțele acestora.
Aerodinamica autovehiculelor studiază cu precădere următoarele aspecte:
− rezistența la înaintare datorată aerului și căile pentru micșorarea acesteia;
− efectele interacțiunii cu aerul asupra stabilității autovehiculelor și metode de îmbunătățirea stabilității aerodinamice;
− efectele interacțiunii cu aerul asupra aderenței autovehiculelor cu calea de rulare și metode de creștere a acesteia;
− mișcarea aerului în interiorul autovehiculului și alegerea adecvată a diferitelor orificii de absorbție și evacuare a aerului în vederea ventilării caroseriei și a răcii diferitelor organe.
Cauzele fizice ale apariției rezistenței la înaintare datorate aerului sunt:
frecarea dintre aer si caroseria autovehiculului;
diferențele de presiune pe care aerul le exercită în partea frontală a autovehiculului în comparație cu partea posterioară;
frecările cauzate de trecerea aerului prin interiorul autovehiculului.
La contactul cu corpul caroseriei autovehiculului curentul de aer se desparte: o parte va trece pe deasupra, o alta parte printre caroserie și calea de rulare iar o a treia parte a curentului de aer va lovi corpul caroseriei. Acest fenomen determină rezistența la înaintare datorată interacțiunii cu aerul. Fiind inevitabilă se încearcă realizarea unor forme optime ce presupun resurse minime pentru invingerea acestei rezistențe.
Pentru a urmări această influența se consideră corpuri simple și corpuri de caroserie pentru care au fost determinați coeficienții rezistenței aerului cx.
Acest coeficient cx este strâns legat de forma corpului și de aceea modificări ale diferitelor detalii sau componente ale caroseriei permit micșorarea acestuia, aceasta fără a afecta imaginea de ansamblu a autovehiculului.
Pentru autovehiculul de studiat, pentru forma aleasă a autovehiculului se adoptă din literatura de specialitate și ținând seama de soluțiile similarecx=0,31.
3.1.2.2. Calculul rezistenței aerului
Pentru calculul rezistenței se recomandă utilizarea relației:
[N] (3.5)
unde:
– densitatea aerului, =1,223 [ kg/];
– coeficientul de rezistență al aerului
A – aria secțiunii transversae maxime [ ] ;
v- viteza de deplasare a autovehiculului [ m/s ]
Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie (erori sub 5%) după desenul de ansamblu al automobilului în vedere frontală utilizând relația:
A=B H=2,332 (3.6)
unde: B – ecartamentul față al autovehiculului [mm] ;
H – înălțimea autovehiculului [mm] .
Puterea necesară învingerii rezistenței aerului se calculează cu relația:
[W] (3.7)
Valorile forței si puterii necesare învingerii rezistenței aerului sunt prezentate in tabelul excel 3.3., calculate cu relațiile (3.5) si (3.7).
Forța necesară învingerii rezistenței aerului este reprezentată in figura 3.4.:
Fig. 3.4: Forța necesară învingerii rezistenței aerului
A.4. Calculul de tracțiune
Calculul de tracțiune se realizează pentru a determina parametrii principali ai motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul proiectat să fie capabil să îndeplinească cerințele impuse prin tema de proiectare (viteza maximă de deplasare pe o cale de rulare orizontală, masa maximă admisă, tipul motorului, etc.)
Deplasarea autovehiculelor convenționale se datorează energiei primite de la roțile motoare –prin intermediul transmisiei–de la motorul cu ardere internă, în interiorul căruia energia chimică a combustibilului se transformă în energie mecanică.
Principali parametri dinamici care caracterizează motorul de automobil sunt: momentul motor M, turația și puterea efectivă P, toate măsurate la arborele cotit.
4.1. Alegerea mărimii randamentului transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia.
Transmiterea fluxului de putere este caracterizat de pierderi datorate fenomenelor de frecare dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisieit .
Indiferent de tipul transmisiei (mecanică, hidromecanică, hidrostatică sau electromecanică), prezența acesteia în organizarea generală a autovehiculului face ca o parte din puterea efectivă a motorului (puterea netă) să se piardă la învingerea diferitelor rezistențe din mecanismele transmisiei. Astfel, dacă motorul dezvoltă la arborele cotit o putere efectivă P, la roțile motoare ale autovehiculului ajunge o putere de valoare mai mică PR . Pierderile de putere în transmisie se pun în evidență prin randamentul transmisieit , care reprezintă raportul dintre puterea ajunsă la roțile autovehiculului și puterea efectivă a motorului.
Deoarece valoarea globală a randamentului transmisiei depinde de numeroși factori a căror influență este dificil de apreciat, în calcule se operează cu valorile din figura 4.1.
Fig 4.1: Valori recomandate pentru randamentul transmisiei
Studiul soluțiilor similare oferă informații legate de tipul motorului utilizat precum și informații legate de modalitatea de amplasare a transmisiei pentru determinarea randamentului acesteia.
Astfel, pentru autovehiculul de proiectat la care dispunerea grupului moto-propulsor se face conform soluției totul față se adoptă ƞt=0,88.
4.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
4.2.1. Alegerea tipului motorului
Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație. Existența unei mari varietăți de motoare cu ardere internă cu piston impune alegerea unor criterii de selecție bine definite. Opțiunea pentru unul dintre tipuri are în vedere în principal modelul, caracteristicile și destinația autovehiculului.
Soluțiile similare prezintă în majoritate motoare cu aprindere prin scânteie ca soluție pentru grupul de putere.Se alege pentru autoturismul proiectat o astfel de soluție.
În tabelul 4.1. sunt prezentați parametrii de importanță ai soluției adoptate:
Tabelul 4.1: Parametrii motorului
4.1)
4.2.2. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare
Din definirea condițiilor de autopropulsare deplasarea cu viteza maximă presupune dezvoltarea la roată a unei forțe FRmax (rel. 3.12).
Din definirea puterii ca produs între forță și viteză realizarea performanțelor de viteză maximă, în condițiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:
(4.2)
unde: – puterea necesară atingerii vitezei maxime;
– forța la roată la viteza maximă;
– randamentul trasmisiei.
Astfel se poate calcula puterea maximă a motorului, punând condiția ca puterea la viteză maximă să corespundă punctului de turație maximă:
(4.3)
Pentru calcularea momentului motor corespunzător turației de putere maximă se utilizează relația:
(4.4)
Pentru completarea caracteristicii externe cu curba consumului specific se utilizează relația :
(4.5)
Pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului se va folosi relația:
(4.6)
În tabelul Excel 4.2. sunt trecute valorile necesare pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului.
Tabelul Excel 4.2: Valori pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului
Diagramele caracteristice ale motorului sunt prezentate în figurile 4.2. și 4.3.:
Fig. 4.2: Dependența grafică dintre puterea efectivă și momentul efectiv în funcție de turație, la sarcină totală
Fig. 4.3 :Dependența grafică dintre momentul efectiv și consumul specific efectiv în funcție de turație, la sarcină totală
4.2.3. Determinarea dimensiunilor principale ale motorului
Din studiul soluțiilor similare pot calcula următorii parametrii (tab. Excel 4.3):
Stiind că:
(4.7)
unde:
pme – presiunea medie efectivă;
np – turația de putere maximă;
Vs- cilindreea unitară a motorului;
i – numarul de cilindri ai motorului;
τ – numărul de timpi ai motorului;
si adoptând presiunea medie efectivă pme=20.5 bar se poate calcula cilindreea unitară a motorului:
(4.8)
Cilindreea totală va fi:
= 1968 (4.9)
Din studiul soluțiilor similare se adoptă, de asemenea, viteza medie a pistonului, =10,73 m/s.
Cunoscând faptul că:
(4.10)
Va rezulta cursa pistonului:
(4.11)
De asemenea:
(4.12)
Figurile 4.4, 4.5, 4.6 și 4.7 prezintă o analiză comparativă între soluțiile similare alese si motorul de proiectat. După cum se poate observa acesta are parametri similari cu cei ai soluțiilor de referință.
B
CALCULUL MOTORULUI
B.5. Adoptarea parametrilor principali ai motorului și determinarea caracteristicilor constructive
5.1. Motorul cu ardere internă. Generalități
Motorul cu ardere internă cu piston in miscare alternativa de translație este o mașină termică in care căldura produsă prin arderea unui combustibil este transformată in lucru mecanic, prin intermediul evoluțiilor unui fluid numit fluid motor.
În compoziția acestuia intră și o parte din produsele de ardere, iar evoluțiile acestuia se realizează prin intermediul unui piston a cărui mișcare alternativă, în interiorul unui cilindru, se transformă în mișcare de rotație a arborelui cotit de către mecanismul bielă-manivelă.
Caracteristic m.a.i este faptul că atât procesul de ardere (transformarea energiei chimice a combustibilului în căldură) cât și procesul de transformare a căldurii în lucru mecanic se desfășoară în interiorul cilindrului motorului.
Schema de principiu a unui motor cu ardere internă (M.A.I.) monocilindric în 4 timpi se redă în figura 5.1.
Fig. 5.1: Schema de principiu a unui M.A.I.
Pistonul (1) care acționează manivela (3) a arborelui cotit prin intermediul bielei (4), se deplasează în cilindrul (2). La partea superioară a cilindrului se găsește chiulasa (5), în care sunt amplasate supapa de admisie (SA) (6), care comandă intrarea în cilindru a gazelor proaspete și supapa de evacuare (SE) (7), care comandă ieșirea gazelor arse. Deschiderea și închiderea supapelor este comandată de un arbore cu came (eventual prin intermediul tijelor împingătoare și culbutorilor) antrenat de la arborele cotit cu o viteză unghiulară /2. La cealaltă extremitate a cilindrului se găsește carterul superior (8), pe care sunt dispuse lagărele arborelui cotit și carterul inferior (9), în care de obicei se găsește uleiul de ungere.
5.2. Mărimi și indici caracteristici ai motorului
Punctul mort superior reprezintă poziția cea mai apropiată de chiulasă pe care o ocupă pistonul. Se notează cu PMS.
Punctul mort inferior reprezintă poziția cea mai depărtată de chiulasa pe care o ocupă pistonul. Se notează cu PMI.
Cursa pistonului notată cu “S” reprezintă distanța parcursă de piston între cele două puncte moarte.
Alezajul motorului se notează cu “D” și reprezintă diametrul nominal al cilindrului.
Raportul cursă-alezaj (ψ) este un parametru constructiv al motoarelor și se exprimă prin relatia:
(5.1)
Raza manivelei (r) reprezintă distanța dintre axa fusului palier și axa fusului maneton ale arborelui cotit. Se calculează cu relația:
(5.2)
Lungimea bielei () reprezintă distanța dintre axa fusului maneton și axa bolțului. Se calculează cu relația:
(5.3)
unde:
Λ-raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei, este un parametru constructiv foarte important al motorului, cu influență mare în cinematica și dinamica mecanismului motor. Este definit de relația :
(5.4)
Se adoptă , conform Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. –Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990.
Lungimea bielei are implicații importante în ceea ce privește uzura motorului deoarece influențează :
forța normală cu care este aplicat pistonul pe cilindru; mărimea lui N dictează atât uzura cuplei de frecare piston-cilindru cât și nivelul de zgomot;
viteza medie a pistonului; de obicei M.A.S.-urile au biela mai scurtă decât M.A.C.-urile și din acest motiv M.A.S.-urile sunt mai rapide decât M.A.C.-urile.
Cilindreea unitară () reprezintă volumul generat de piston prin deplasarea sa între cele 2 puncte moarte. Se calculează cu relația:
(5.5)
Volumul camerei de ardere () reprezinta volumul minim ocupat de fluidul motor, atunci când pistonul se găsește la P.M.S. Se calculează cu relația:
(5.6)
unde: Ɛ-raportul de comprimare. Se adoptă Ɛ=16,2.
Volumul cilindrului () reprezintă volumul maxim ocupat de fluidul motor, când pistonul se găsește la P.M.I. Se calculează cu relația:
(5.7)
Cilindreea totală () reprezintă suma cilindreelor unitare ale tuturor cilindrilor. Se calculează cu relația:
= 1968 (5.8)
unde: i=4-numărul de cilindri.
Viteza medie a pistonului () este acea viteză, convențional considerată constantă, cu care pistonul ar parcurge două curse succesive, în intervalul de timp în care arborele cotit efectuează o rotatie completă. Se calculează cu relația:
(valoare adoptată din soluțiile similare) (5.9)
unde: S-cursa pistonului [m];
-turația de putere maximă [rot/min].
Viteza unghiulară a arborelui cotit (ω) este acea viteză cu care arborele cotit efectuează o rotație completă. Se calculează cu relația:
ω = = (5.10)
B.6. Calculul termic
In scopul derminării anticipate a parametrilor proceselor ciclului motor, a indiciilor energetici și de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii motorului, a temperaturilor din cilindrii motorului pentru fiecare proces este necesar a se realiza calculul termic al motorului cu ardere interna.
6.1. Calculul procesului de admisie
Procesul de admisie, la un motor cu ardere internă, presupune introducerea în cilindru a unei cantități de aer și a unei doze de combustibil, în proporții adecvate regimului de funcționare al motorului, care vor forma amestecul proaspăt. La acestea se va adăuga și o parte din gazele arse rămase din ciclul anterior, numite generic gaze reziduale.
În cazul MAC supraalimentate, motoare cu injecție directă (soluție generalizată la ora actuală), este aspirat doar aer proaspăt, carburantul fiind injectat in cilindru, la sfârșitul cursei de comprimare, amestecul aer-combustibil fiind un amestec eterogen.
Datorita faptului ca motorul este unul supraalimentat si admisia se face fortat, prin utilizarea unui agregat de turbosupraalimentare, în urma comprimării aerului în compresorul antrenat de turbină acesta se încalzeste, rezultand o densitate mai mică a aerului admis in cilindru. Prin urmare, pe tronsonul de admisie întâlnim un răcitor al aerului de supraalimentare (RAS) (fig.6.1.)
După cum se poate observa din figura 6.1, înainte de a pătrunde in sistemul de admisie aerul are parametrii mediului ambiant ,cu care intră in compresor. La iesirea din acesta, in urma comprimarii va rezulta presiunea , temperatura si densitatea . In continuare, pentru a raci aerul si a-i creste densitatea este montat racitorul de tip RAS. Vor rezulta parametrii , si > cu care aerul intra in motor. reprezintă parametrii fluidului la sfârșitul cursei de admisie. Toti acești parametrii de stare se vor calcula în continuare.
Supraalimentarea are scopul de a îmbunătăți umplerea cilindrilor.
Avantajele supraalimentării:
mareste cantitatea de aer furnizată motorului ceea ce permite marirea dozei de combustibil injectat fără a crește îmbogățirea de unde rezultă o creștere a performanțelor;
compensează diminuarea densității de aer odată cu altitudinea.
6.1.1. Calculul densității aerului în punctele specifice
Se adoptă raportul de comprimare din compresor (gradul de supraalimentare al motorului) din studiul soluțiilor similare.
În figura 6.2 este prezentată evoluția termodinamică a fluidului pe traseul de admisie.
Fig. 6.2: Evoluția termodinamică a fluidului
Principiul II al termodinamicii susține că în realitate totul se întamplă cu pierdere de energie, prin urmare randamentul oricărei acțiuni este subunitar. Intr-o altă formulare, orice acțiune are loc cu crestere de entropie (S). Prin urmare, pentru a observa evoluția fluidului în compresor vom compara evoluția reală (0-1) cu cea ideală (0-1'). Izobarele p0 și p1 reprezintă presiunea fluidului în punctele respective. Fluidul se încălzește prin comprimare izentropică. Izentropa este o transformare adiabată reversibilă. În cazul ideal, procesele sunt reversibile, însă în realitate nu, ireversibilitatea acestora fiind evidențiată prin fenomenul de histerezis. In realitate apar frecări, prin urmare apar degajări de căldură, după cum se poate observa și în figura 5.3 unde T1>T1'. Acest lucru este nefavorabil, întrucât densitatea fluidului scade.
Se poate defini randamentul compresorului centrifugal ca fiind:
(6.1)
Se adoptă din studiul soluțiilor similare.
Pentru calculul temperaturii în punctul 1 se prelucrează relația 6.1:
(6.2)
unde: T0 – temperatura mediului ambiant, se adoptă T0 = 293,15 K
– pentru aflarea temperaturii în punctul 1' se aplică ecuația adiabatei:
(6.3)
Exponentul adiabatic γ se adoptă din literatura de specialitate ca fiind γ = 1,4.
Va rezulta '=363,81 K.
Stiind că se poate calcula presiunea în punctul 1.
(6.4)
Pentru calculul densității mai este necesar a fi cunoscută constanta specifică a gazului (aer) Ra care se determină cu relația:
(6.5)
unde: RM – constanta universală a gazului ideal; ;
Ma – masa molară a aerului; ;
Se poate calcula densitatea fluidului la iesirea din compresor:
(6.6)
In continuare, aerul va pătrunde în RAS cu parametrii .
Trecerea prin RAS este însoțită de pierdere de presiune și evident scopul este acela de a diminua temperatura fluidului.
(6.7)
(6.8)
Se poate defini randamentul racitorului:
(6.9)
Se adoptă
Se adoptă .
Se poate calcula temperatura în punctul 2 prelucrând relația 6.9:
(6.10)
Se poate calcula presiunea în punctul 2 prelucrand relația 6.7:
(6.11)
Prin urmare, se poate calcula densitatea aerului la ieșirea din RAS:
(6.12)
Se observă că , dar >, prin urmare ceea ce s-a pierdut prin scăderea presiunii a fost compensat prin creșterea densității.
Aprecierea calității amestecului de fluid proaspăt ce se aspiră în cilindru în timpul admisiei se face prin intermediul coeficientului de exces de aer.
Dacă notăm cu L [kg aer/ kg combustibil] masa disponibilă de aer pentru arderea unui kilogram de combustibil și cu Lmin [kg aer/kg comb.] masa minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kg de combustibil, atunci relația de definiție a coeficientului de exces de aer este:
λ = (6.13)
Pentru arderea 1 kg de combustibil este necesară o masă de aer minimă Lmin=15kg. Funcționarea motorului necesită cantități diferite de aer față de aerul teoretic necesar, în funcție de acesta având:
-amestecuri sărace (λ>1)
-amestecuri bogate (λ<1).
În proiectare, coeficientul excesului de aer se adoptă la MAC cu cameră de ardere unitară (17,5) ceea ce corespunde funcționării motorului în regimul sarcinilor mari.
Se adoptă λ=1,3.
Densitatea fluidului proaspăt .
Densitatea fluidului proaspăt diferă de aceea a aerului în cazul MAS-ului, întrucât fluidul admis este un amestec de aer și combustibil. Ea se determină cu relația:
(6.14)
unde:
în care: -fp este factorul de corecție a densității;
-ρa este densitatea aerului;
-Rc și Ra sunt constantele specifice combustibilului și aerului.
În cazul MAC acesta aspiră numai aer, deci Ra = Rc, iar fp =1 ceea ce înseamnă că:
Pentru determinarea parametrilor fluidului proaspăt la finalul cursei de admisie () este necesar a se cunoaște mai întâi randamentul umplerii ηv.
Randamentul umplerii se calculează rezolvănd ecuația 6.15 cu ajutorul utilului Excel.
(6.15)
Pentru rezolvarea ecuației este necesară adoptarea/calcularea anumitor parametri, sintetizați in tabelul 6.1:
Tabel 6.1
Deoarece până la pătrunderea în cilindru gazele proaspete au de parcurs întregul traseu de admisie, începând de la filtrul de aer, curgerea lor are loc cu pierderi gazodinamice, care se iau în considerare prin coeficientul global de rezistență al traseului de admisie , acesta crește o dată cu creșterea vitezei medii a pistonului, ceea ce arată că el este mai mare la MAS decât la MAC. Valoarea acestui coeficient este cu atât mai mare cu cât : a) galeria de admisie are un numărul mai mare de coturi b) razele de curbură ale coturilor galeriei de admisie sunt mai mici; c) numărul de cilindri este mai mare, deci și lungimea galeriei este mai mare; d) rugozitatea galeriei de admisie la interior este mai mare.
Se poate adopta pentru MAS = 4…8 iar pentru MAC = 4…6
Se adoptă =4
Pe o anumită porțiune din cursa de comprimare, presiunea din cilindru se menține încă sub valoarea presiunii atmosferice p0. Ca urmare, este încă posibilă pătrunderea încărcăturii proaspete chiar dacă pistonul și-a început cursa de comprimare. De aceea este rațional ca închiderea SA să se facă cu întârziere față de punctul mort inferior.
Fenomenul de umplere a cilindrului după efectuarea cursei de admisie se numește postumplerea cilindrului.
Postumplerea se apreciază prin cantitatea relativă de fluid proaspăt, care pătrunde în cilindru după PMI, adică raportul dintre numărul de kmoli de fluid proaspăt care pătrunde în cilindru după PMI și cantitatea de fluid proaspăt reținută în cilindru în procesul de admisie .
Gradul de postumplere este definit prin relația:
= (6.16)
Calculul de proiectare al motoarelor se face la sarcini și turații ridicate la care
=0,08…0,25
Se adoptă =0,1.
Secțiunea litrică a supapei de admisie este definită de relația:
= (6.17)
Unde este aria medie de trecere a gazelor proaspete.
=(5…15)· 10-4 (6.18)
Se adoptă =0,0008 m2/l
Întinderea unghiulară de deschidere a supapei de admisie, având în vedere că deschiderea ei se face cu un avans () și că închiderea se face cu întârziere (), este dată de relația:
=ADA+180°+IIA (6.19)
Coeficientul mediu de debit al orificiului supapei de admisie:
=0,4…0,65
Se adoptă =0,65.
Gradul de încălzire al fluidului proaspăt, de la pereți în timpul procesului de admisie:
θ= = 1,06…1,15 (6.20)
Se adoptă θ=1,06
Alegerea fazelor de distribuție:
Perioadele și momentele de deschidere și închidere a orificiilor de curgere a gazelor din/în cilindru se numesc faze de distribuție. Intervalul de timp dintre cele două momente măsurate în RAC, reprezintă perioada de deschidere a orificiului, notată cu a pentru admisie și e pentru evacuare ; hs este ridicarea supapei. Fazele de distribuție se definesc fie prin unghiul , măsurat față de originea ciclului, fie prin unghiul precizat față de punctele moarte de referință. În primul caz, fazele sunt definite de unghiurile DSA ,ÎSA, pentru momentele de deschidere a supapei de admisie (DSA) respectiv pentru închiderea supapei de admisie (ÎSA). În al doilea caz unghiul reprezintă avansul a sau întârzierea î la închiderea sau deschiderea supapei față de punctele moarte de referință. Reprezentarea grafică a fazelor de distribuție se numește diagrama fazelor de distribuție(v.fig. 6.3).
Fazele de distribuție se optimizează.Prin faze optime de distribuție se înțeleg acele faze care conduc :
1) la eficiență maximă a schimbului de gaze,adică la un grad de umplere maxim;
2) la un coeficient minim al gazelor reziduale;
3) la cel mai mic lucru mecanic de pompaj;
4) la cea mai bună valoare a coeficientului de baleaj;
5) la cea mai redusă valoare a concentrației de substanțe nocive din gazele de evacuare.
Fig. 6.3: Epura fazelor de distribuție
Se adoptă: ADA=10 ᵒRAC
IIA=45 ᵒRAC
Durata totală de deschidere a supapei de admisie pentru M.A.C poate avea valorile
Δαad= în urma efectuării calculelor rezultând :
Δαad=235°RAC.
Avansul la deschiderea evacuarii se notează ADE și are valori cuprinse între ADE=40…80°RAC, adoptându-se ADE=45°RAC . Întârzierea la închiderea supapei de evacuare poate avea următoarele valori IIE=10…60°RAC, adoptându-se IIE=45°RAC.
Durata totală de deschidere a supapei de evacuare pentru M.A.C. poate avea valorile
Δαev=ADE+180+IIE=45+180+45=270°RAC în urma efectuării calculelor rezultând Δαev=270°RAC.
Durata de suprapunere a deschiderii supapelor este Δαsup=ADA+IIE=10+45=55°RAC.
Cu ajutorul utilului Excel se calculează randamentul umplerii, scazând membrul drept al ecuației 6.15 din membrul stâng (fig. 6.4).
Se obține ηv=0,88.
Presiunea din galeria de admisie se determină cu relatia :
=- 5∙(1+)= (6.21)
Presiunea gazelor din cilindru la sfarșitul admisiei :
=0,212 MPa (6.22)
Coeficientul gazelor reziduale se calculeaza cu relația:
= (6.23)
unde: Tg – temperatura medie a gazelor în cursa de evacuare. Se adoptă Tg=1150 K.
Temperatura gazelor la sfarșitul admisiei se determină cu relația:
= (6.24)
Densitatea fluidului la sfârșitul admisiei este:
(6.25)
Calculele de mai sus sunt sintetizate in tabelul Excel 6.2.
Tabelul Excel 6.2. Calcule necesare procesului de admisie
6.2. Calculul procesului de comprimare
Procesul de comprimare îndeplinește trei funcții:
1.sporește randamentul termic al motoarelor;
2.ajută la realizarea amestecului;
3.generează mișcări organizate ale fluidului motor în camera de ardere.
Diagrama de variație a presiunii reprezintă mijlocul principal de investigație. Cu ajutorul unui senzor de presiune al unui traductor de cursă a pistonului sau unghiul de rotație al manivelei (α) se înregistrează variațiile p-v sau p-α .
Fig. 6.5: Deplasarea pistonului în timpul cursei de comprimare – variații unghiulare p – v sau p – α în cazul unui motor aspirat natural
În figura 6.6 sunt prezentate punctele caracteristice pentru MAC supraalimentat, cu ajutorul cărora se va trasa diagrama indicată.
Fig. 6.6: Puncte caracteristice cu ajutorul cărora se va trasa diagrama indicată
Alegerea tipului camerei de ardere.
Camera de ardere folosită, corespunzătoare
MAC-ului este camera omega la nivelul pistonului.
Calculul procesului de comprimare are drept scop determinarea stării fluidului motor din cilindru (presiunea din cilindru p, temperatura T, volumul V) și a stării amestecului inițial în momentul declanșării injectiei (punctul c’=i), în momentul declanșării arderii (punctul d), la finele cursei de comprimare (punctul c’’=c). Aceleași mărimi pot fi calculate și în punctul a’ – adică în momentul închiderii supapei de admisie.
Pentru calculul volumului ocupat de gaze în toate punctele caracteristice, menționate anterior, este necesară însă cunoașterea poziției pistonului, corespunzătoare acestor puncte. Ea se determină cu relația:
Xp=r[(1-cos)+(/4)· (1-cos2)] (6.26)
unde: r-este raza manivelei;
-este raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei;
-este unghiul de rotație al manivelei.
Deplasarea xp se măsoară față de p.m.i.
Mărimile de stare , au fost calculate la procesul de admisie.
Volumul gazelor într-un moment oarecare x, din timpul procesului de comprimare, se determină cu relația:
(6.27)
unde: Vk – volumul camerei de ardere:
Pentru calculul volumului ocupat de gaze în momentul ISA (punctul a’) se aplică relația 6.27, relație în care xpx se determină cu relația 6.26, punând condiția ca:
unde: βîSA este întârzierea la închiderea supapei de admisie (valoare adoptată la calculul procesului de admisie).
Cunoscând că procesul de comprimare decurge politropic, cu exponentul , rezultă că presiunea și temperatura gazelor într-un punct oarecare x, sunt date de relațiile:
unde: – exponentul politropic al comprimării.
La MAC nc=1,31…1,39 .Se adoptă nc=1,31.
De aceea, spre exemplu, în punctul a’ vor rezulta:
și (6.30)
Mărimile de stare în punctele c’, d și c’’, se vor calcula în mod asemănător punând condițiile corespunzătoare fiecărui punct. Astfel xpc' se calculează cu relația 6.26 , punând însă condiția ca :
unde: βi – reprezintă avansul la declanșarea injectiei, valoare adoptată conform Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. –Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990, tabelul 3.1. pag. 25.
Poziția pistonului corespunzătoare declanșării arderii ( arderea se declașează cu o întârziere Δαd față de momentul injecției) se determină cu relația 6.26 punând însă condiția ca :
Se adoptă: .
Pentru punctul c’’ (sfârșitul cursei de comprimare în calculul teoretic) mărimile de stare se vor calcula astfel:
Reprezentarea grafică a politropei de comprimare ac’’ se face prin puncte calculate pe baza ecuației de definitie a acestei evoluții (), scrisă sub forma:
(6.31)
unde: Vx – un volum oarecare, în intervalul [Va ;Vc’’].
Calculul s-a efectuat tabelar (din grad in grad), iar în tabelul Excel 6.3 sunt precizate punctele caracteristice și parametrii acestora (este inclusă și admisia).
Tabelul Excel 6.3
Întinderea unghiulară a procesului de comprimare este:
c=c’-a’=330-225=105 °RAC (6.32)
Timpul de comprimare este :
tc=c/6np=105/6·4000=0,004 s (6.33)
6.3. Calculul procesului de ardere
Dintre toate procesele termice din cilindrii motorului, procesul de ardere are cel mai înalt grad de complexitate. Indicii energetici ai motorului, cei de economicitate și de durabilitate, de funcționare liniștită și de adaptabilitate la tracțiune depind într-o mare măsură de procesul de ardere.
Calculul procesului de ardere urmărește stabilirea legii de variație a presiunii din cilindru p(α) în perioada degajării căldurii de reacție în scopul determinării presiunii maxime din cilindru (care definește solicitarea mecanică a organelor), temperaturii fluidului motor (care definește încărcarea termică a organelor în contact cu gazele fierbinți).
Modelul de ardere propus în figura 6.8 se poate aplica atât la M.A.C. cât și la M.A.S., considerând că arderea se declanșează cu un avans față de p.m.s., în punctul d și se dezvoltă în faza arderii rapide după evoluțiile politrope d – c , (c – punctul din ciclu, situat în p.m.s.) și c – y (y – punctul în care p = pmax); în faza arderii moderate sau finale, arderea continuă după izobara y – y’ și după izoterma y’-t.
Fig. 6.8: Deplasarea pistonului în timpul procesului de ardere : variații unghiulare p – v sau p – α.
Pentru calculul procesului de ardere este necesar ca inițial să se adopte (tab 6.4 și 6.5) :
combustibilul utilizat cu toate proprietățile sale;
coeficientul de utilizare a căldurii ξu ;
fracțiunea de căldură ce se degajă în arderea izobară ξp ;
viteza medie de creștere a presiunii în timpul arderii ;
raportul de creștere a presiunii π;
Combustibilul pentru motoare de autovehicul trebuie să îndeplinească mai multe cerințe:
Combustibilul utilizat pentru ardere în motorul de proiectat este motorina, cu următoarele proprietăți:
Tabel 6.4: Proprietățile motorinei
Tabel 6.5: Parametrii necesari calculului procesului de ardere
Pe baza ecuațiilor chimice de ardere completă a substanțelor inițiale din combustibili (carbon și hidrogen), rezultă cantitatea minimă de oxigen, provenit din aerul atmosferic, necesar pentru arderea completă a unui kg de combustibil, cu relația:
(6.34)
unde: c, h, o, reprezintă participațiile masice ale carbonului, hidrogenului și oxigenului la 1 kg de combustibil.
Cunoscând că masa moleculară a oxigenului este M=32 kg/kmol, rezultă:
= (6.35)
Cantitatea minimă de aer necesară arderii complete a 1 kg de combustibil se determină cunoscând proporția de oxigen în aer.
(6.36)
De asemenea, cunoscând că masa moleculară a aerului este Ma=28,97 kg/kmol, rezultă:
(6.37)
Cantitatea reală de aer, disponibilă pentru arderea unui kg de combustibil este:
(6.38)
Numărul de kmoli de combustibil pentru 1 kg de combustibil este:
unde: Mc = masa moleculară a combustibilului folosit.
Numărul de kmoli de substanțe inițiale care participă la reacția chimică este:
Fluidul motor este însă un amestec de gaze. Înainte de ardere, în admisie și comprimare, amestecul este format din aer, gaze reziduale (gaze arse rămase din ciclul anterior) și vapori de combustibil și se numește amestec inițial.
Ca urmare, la începutul arderii în cilindru se află νai kmoli amestec inițial:
Reacțiile chimice de ardere nu conservă întotdeauna numărul de kmoli de substanță inițială νi. Diferența νf – νi = Δν se numește variație molară.
Întrucât combustibilii lichizi sunt alcătuiți din hidrocarburi care au n>4 rezultă că arderea în motoare se desfășoară cu dilatație molară. Pentru calculul arderii în motor este comod să se determine coeficientul chimic de variație molară μc care pentru un coeficient de exces de aer =1,3 se calculează cu relația:
La sfârșitul arderii fluidul motor este format din gaze de ardere, iar în cilindru se află νga kmoli gaze de ardere:
Ținând seama de gazele reziduale, se definește coeficientul total de variație molară, prin raportul:
care diferă neînsemnat față de μc.
În cazul MAC-ului, unde întotdeauna >1, arderea combustibilului se consideră completă, combustibilul degajând prin ardere intrega lui putere calorică inferioară Qi.
Calitatea unui combustibil se mai apreciază și prin puterea calorifică a amestecului – Qiam care reprezintă raportul dintre puterea calorifică inferioară a combustibilului și masa de fluid proaspăt ce revine la un kg de combustibil. Deci:
Căldura disponibilă care se transformă în lucru mecanic și energie internă, va fi:
După cum s-a mai arătat, arderea începe cu o întârziere Δαd față de momentul declanșării injecției (punctul c'=i):
'
În această perioadă, numită întârziere la aprindere, pistonul parcurge un spațiu Xp dat de relația 6.26 în care se înlocuiește α cu Δαd, iar durata în secunde a întârzierii se determină cu relația:
Admițând că în faza de ardere rapidă (d la y), presiunea în punctele c și y este definită de viteza medie de creștere a presiunii, rezultă:
Pentru determinarea py se folosește următoarea relație, care definește raportul de creștere a presiunii în timpul arderii:
(6.50)
Se poate calcula acum αy:
Rapoartele de volum în timpul arderii se determină cu relațiile:
= 1,05 (6.52)
= 1,06 (6.53)
unde: Vd,Vy sunt calculate cu relația 6.27 (tabelar).
Variația presiunii între punctele d – c și c – y reprezintă evoluții politrope de exponenți și :
(6.54)
(6.55)
Din ecuația politropei, rezultă temperatura gazelor în punctul c:
(6.56)
iar temperatura în punctul y se determină din relația:
= (6.57)
În faza arderii rapide, de la d la y, se eliberează căldura de reacție care, pe baza relațiilor ce definesc variația energiei interne și lucrul mecanic, se calculează cu relația:
Qdy=υai =
kJ/kg (6.58)
unde:
reprezintă căldurile specifice medii la V=ct pentru gazele arse, respectiv pentru amestecul inițial în cazul MAC-ului, iar =273 K.
Fracțiunea din Qu care intra în reacție în faza dy este:
(6.59)
Restul, (1-ξv) arde în faza finală y-t. Căldura de reacție se împarte la rândul ei în două fracțiuni și anume, fracțiunea ξp care arde izobar și fracțiunea 1-ξp care arde izoterm, adică:
(6.60)
(6.61)
Se scrie bilantul energetic pentru fiecare evoluție și rezultă în final:
(6.62)
de unde rezultă că =2403 K.
După determinarea lui Ty’ , se scriu ecuațiile de stare în punctele y și y’ :
PyVy=υgaRTy si Py’Vy’=υgaRTy’ (6.63)
și prin împărțire se obține:
(6.64)
(6.65)
Pentru evoluția izotermă rezultă:
relație care permite determinarea raportului δy’t :
(6.66)
iar:
(6.67)
Unghiurile făcute de manivelă, corespunzător sfârșitului arderii izobare (punctul y’), respectiv sfârșitul arderii izoterme (punctul t) pot fi determinate cu relațiile:
unde a=0,9.
Parametrii punctului t sunt Tt = Ty’, iar:
(6.70)
Întinderea fazei de ardere rapidă în °RAC, respectiv în secunde, se poate determina cu relațiile:
(6.71)
(6.72)
Viteza medie de ardere, în faza arderii rapide este:
(6.73)
Întinderea arderii moderate în °RAC, respectiv secunde este:
(6.74)
(6.75)
Viteza medie de ardere în faza arderii moderate este dată de relația:
(6.76)
În tabelul Excel 6.6 sunt prezentate punctele caracteristice cu parametrii acestora, până la sfărșitul procesului de ardere.
Tabel Excel 6.6
6.4. Calculul procesului de destindere
Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor în care se produce fracțiunea principală din lucrul mecanic disponibil (lucrul mecanic se produce parțial și înainte de începutul procesului de destindere, în ardere și după procesul de destindere, în perioada evacuării libere). În timpul arderii, fluidul motor acumulează energie internă, prin creșterea de temperatură, iar după încheierea arderii cedează o parte din energia internă în procesul de destindere, sub formă de lucru mecanic al pistonului. În destindere, compoziția și masa fluidului motor rămân practic invariabile.
Intervalul de timp în care se desfășoară destinderea este cuprins între momentul încetării arderii (fig.6.9.) – punctul t din ciclu – și momentul deschiderii supapei de evacuare (punctul u’) ; în ciclul teoretic destinderea se prelungește până la p.m.i. – punctul u.
Calculul procesului de destindere presupune determinarea mărimilor de stare ale gazelor în punctele u’ și u, calculul prin puncte ale curbei de destindere (t-u), precum și durata procesului de destindere în °RAC, și s (ms) și mm cursa piston.
Pentru calculul procesului de destindere este necesar ca, inițial să se adopte:
De la calculul arderii se cunosc parametrii de stare ai gazelor la sfârșitul arderii (punctul t).
În momentul deschiderii supapei de evacuare (punctul u’), unghiul de rotație al manivelei arborelui cotit este:
u’=540 –ADE=540-45=495 °RAC (6.77)
Pe intervalul w-DSE se aplică ecuația politropei, cu exponentul politropic adoptat:
(6.78)
Tx=Tw (6.79)
Pe intervalul DSE-u presiunea este în scădere, ajungând în punctul u egală cu presiunea din punctul g.
Intinderea procesului de destindere in °RAC si in s se determină cu următoarele relații:
(6.80)
(6.81)
În tabelul Excel 6.7 sunt sintetizate rezultatele cu ajutorul cărora se va trasa diagrama indicată.
Tabel Excel 6.7
6.5 Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului
6.5.1 Trasarea diagramei indicate
Pe baza calculului proceselor care alcătuiesc ciclul motor se construiește diagrama indicată (fig. 6.10, fig 6.11). Ea servește pentru determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului (presiunea medie, randamentul și consumul indicat de combustibil) precum și calculul solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor.
Prin acțiunea gazelor asupra pistonului în interiorul cilindrului în timpul desfășurării ciclului real se dezvoltă un lucru mecanic indicat (Li) proporțional cu aria diagramei indicate.
6.5.2 Calculul indicilor indicați și efectivi
Parametrii indicați se determină pornind de la diagrama indicată. Diagrama se numește indicată deoarece ne este indicată prin intermediul unui senzor de presiune (cu rol de indicator).
Parametrii indicați sunt acei parametri ce se dezvoltă în cilindru și se calculează pornind de la starea gazului din cilindru.
Aria corespunzătoare diagramei de pompaj (bucla inferioară) reprezintă un lucru mecanic negativ în cazul motoarelor aspirate natural, micșorând lucrul mecanic indicat. Acest lucru mecanic de pompaj se atribuie pierderilor mecanice și se include în randamentul mecanic.
Motorul de proiectat este unul supraalimentat însă, prin urmare Li este dat de suma celor două bucle ale diagramei indicate (inferioară și superioară).
Se obține ΣLi= 681 J.
Pentru a compara gradul de perfecțiune a proceselor reprezentate in diagrama indicată, trebuie să se definească mărimea numită presiune medie indicată:
(6.82)
Cunoscând presiunea medie indicată, puterea indicată se determină cu relația:
(6.83)
unde: np – turația de putere maximă a motorului [rpm];
τ=4 – numărul de timpi ai motorului.
După determinarea puterii indicate se poate determina momentul indicat al motorului:
(6.84)
Randamentul indicat i reprezintă criteriul de apreciere a eficienței economice a ciclului motor și caracterizează gradul de utilizare a căldurii în cilindrii motorului ținând seama de toate pierderile termice, inclusiv de cedarea de căldură către sursa rece.
Cunoscând presiunea medie indicată, randamentul indicat se determină cu relația:
(6.85)
în care Qdis= – căldura disponibilă.
Consumul specific indicat de combustibil ci reprezintă cantitatea de combustibil necesară pentru a dezvolta în cilindrul motorului un lucru mecanic egal cu 1kW·h și se determină cu ajutorul relației:
(6.86)
Pentru calculul indicilor efectivi se adoptă randamentul mecanic al motorului :
m=0,91
Se determină mărimile efective cu relațiile:
presiunea medie efectivă:
(6.87)
puterea efectivă:
(6.88)
randamentul efectiv:
e=m·i=34 % (6.89)
momentul motor efectiv
(6.90)
unde: ka=1,12 – coeficient de adaptabilitate, se adoptă, conform Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. –Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990.
cosumul specific de combustibil:
(6.91)
6.5.3 Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului
Acest calcul presupune determinarea puterii litrice, PL, a momentului litric, ML si a puterii raportate la aria totală a pistoanelor, PA.
Se utilizează următoarele relații de calcul:
(6.92)
(6.93)
(6.94)
Fig. 6.10: Diagrama indicată nedesfășurată
Fig. 6.11: Diagrama indicată desfășurată
B.7. Calculul cinematic
Cinematica mecanismului motor se studiază în următoarele ipoteze simplificatorii:
motorul funcționează în regim stabilizat deci turația motorului este invariabilă în timp;
viteza unghiulară a arborelui cotit este constantă.
7.1. Cinematica pistonului
7.1.1. Deplasarea pistonului
Expresia deplasării momentane a pistonului (xp) față de p.m.i. este dată de relația:
(7.1)
Deplasarea pistonului poate fi considerată suma a două funcții armonice:
(7.2)
unde: – armonica de ordinul I;
– armonica de ordinul II.
Graficul de variație al acestei deplasări se obține prin puncte însumând cele două armonici, iar alura de variație se redă in figura 7.1.
7.1.2. Viteza pistonului
Viteza pistonului se obține derivând relația (7.1) în raport cu timpul:
(7.3)
Și această expresie poate fi considerată ca o sumă de două funcții armonice, după cum urmează:
(7.4)
unde: -armonica de ordinul I;
– armonica de ordinul II.
Viteza pistonului se anulează pentru . Întrucât soluția din paranteză este imposibilă; ramâne , adica viteza pistonului este nulă în punctele moarte. Pentru a obține viteza maximă se anulează derivata funcției wp. Rezultă o ecuație de gradul II in cosα, a cărei soluție este:
(7.5)
Graficul de variație al vitezei se obține prin puncte, iar alura acestuia se redă în fig 7.2.
7.1.3. Accelerația pistonului
Accelerația momentană a pistonului este dată de relația:
(7.6)
Expresia accelerației pistonului poate fi și ea considerată ca o sumă de două funcții armonice:
(7.7)
unde: – armonica de ordinul I;
– armonica de ordinul II.
Graficul de variație a accelerației pistonului se obține tot prin puncte, iar alura acestuia se redă în figura 7.3.
De remarcat este faptul că alura de variație a accelerației sumare (a) este diferită, în funcție de valoarea raportului dintre raza manivelei (r) și lungimea bielei (lb) față de Λ=1/4.
Valorile extreme ale accelerației se obțin când care are loc la și . În primul caz valorile limită ale accelerației vor fi la α=0° și α=180°, deci în punctele moarte și sunt date de expresiile:
(7.8)
(7.9)
În al doilea caz punctul apare la ceea ce este valabil numai pentru mecanismele la care Λ>1/4.
Valoarea accelerației maxime apmax pentru motoarele de autovehicule se află de obicei în limitele 5000…20000 m/s2.
7.2. Cinematica bielei
Cinematica bielei se studiază ținând seama că biela are o mișcare plan-paralelă complexă.
Mișcarea bielei se va studia în funcție de unghiul de înclinare față de axa verticală de simetrie a cilindrului (α), ale cărui valori poziționează biela în mișcare.
7.2.1. Spațiul unghiular al bielei
Expresia spațiului unghiular al bielei este:
[° ’ ”] (7.10)
Valoarea maximă a oblicității bielei (βmax) se obține pentru valoarea maximă a funcției , adica la α=90° respectiv la α=270° astfel încât:
[° ’ ”] (7.11)
Alura de variație a curbei se redă în figura 7.4.
7.2.2.. Viteza unghiulară a bielei
Viteza corespunzătoare a mișcării bielei în jurul punctului P va fi precizată de derivata, în raport cu timpul, a funcției care exprimă valoarea unghiului β.
(7.12)
Viteza unghiulară a bielei înregistrează valoarea maximă atunci când dωb/dα=0. Această situație se produce în punctele moarte (α=0 și α=180), iar pentru un mecanism normal și axat, viteza unghiulară maximă a bielei este:
(7.13)
Alura curbei de variație, se redă în figura 7.5.
7.2.3. Accelerația unghiulară a bielei
Accelerația unghiulară a bielei poate fi determinată prin derivarea, în raport cu timpul a expresiei (7.12), care precizează viteza unghiulară a bielei:
(7.14)
Accelerația unghiulară a bielei se anulează în punctele moarte si este maximă în pozițiile de oblicitate maximă.
Pentru un mecanism normal și axat, valoarea maximă a accelerației unghiulare a bielei este:
(7.15)
Alura de variație a curbei se redă în figura 7.6.
Valorile mărimilor ce definesc mișcarea pistonului și a bielei în funcție de unghiul manivelei arborelui cotit sunt redate în tabelele Excel 7.1. și 7.2
Tabel Excel 7.1: Cinematica pistonului
Tabel Excel 7.2: Cinematica bielei
B.8. Calculul dinamic
Dinamica mecanismului motor urmărește determinarea forțelor și momentelor ce acționează asupra pieselor mecanismului. Cunoașterea valorilor acestor forțe și momente, precum și a modului în care ele variază, în funcție de poziția mecanismului, este strict necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, precum stabilirea soluțiilor de echilibrare și de amplasare a acestuia pe fundație sau pe șasiu, pentru calculul variațiilor de torsiune a liniei de arbori acționate de motor și a vibrațiilor motorului și structurii pe care acesta este montat.
Forțele care acționează în mecanismul motor pot fi împărțite în mai multe categorii, în funcție de fenomenul fizic care le produce. Astfel se disting:
Forțele de presiune (Fp), produse de presiunea gazelor ce evoluează în cilindrul motorului;
Forțele de inerție (Fj și Fr), datorate miscării accelerate a maselor pieselor ce alcatuiesc mecanismul;
Forțele de frecare (Ff), datorate mișcării relative a pieselor ce alcătuiesc mecanismul și forțelor ce se transmit între aceste piese;
Forțele de greutate (Fg), datorate maselor pieselor și câmpului gravitațional în care acestea se află.
Forțele de frecare și cele de greutate au valori mult mai mici decât celelalte doua categorii. Ca urmare, pentru calculele de interes practic, prezintă importanță doar forțele de presiune și forțele de inerție.
8.1. Calculul forței de presiune a gazelor
Conform principiului lui Pascal, presiunea existentă în interiorul cilindrului se exercită uniform pe toate suprafețele. Presiunile ce se exercită pe suprafața laterală a cilindrului și pe cea a camerei de ardere practicată în chiulasa produc tensiuni și forțe ce solicită cilindrul și, respectiv, structura chiulasa-bloc-carter.Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului de către gazele care evoluează în cilindru determină o forță de presiune, a cărei determinare se face cu relația:
(8.1)
unde: D=76 mm – alezajul cilindrului
pcil [Mpa] -presiunea gazelor din cilindru
pcart [Mpa] – presiunea gazelor din carter care lucrează la partea inferioară a capului pistonului (pcart=0,1 MPa).
Forța de presiune are o alură de variație în timp proporțională cu cea a presiunii fluidului.În ceea ce privește direcția acestei forțe ea este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului iar sensul este prezentat în figura 8.1: când FP>0 ea este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit, iar când FP<0 este orientată spre chiulasă.
Calculul variației forței FP se face prin puncte. Forța de presiune precizată de relația (8.1), aplicată asupra unei piese în mișcare (pistonul), produce lucru mecanic,permițând transformarea energiei termice a fluidului motor în energie mecanică. Ea are o alură de variație în timp, proporțională cu cea a presiuni fluidului motor. Așadar, dacă se cunoaște variația se poate deduce .
8.2. Calculul forțelor de inerție
Forțele de inerție sunt produse de masele cu mișcare accelerată ale mecanismului bielă- manivelă și anume: grupul piston, grupul bielei și arborele cotit.
Pentru simplificarea calcului dinamic se trece la un sistem de mase echivalent care să înlocuiască sistemul real al maselor în mișcare.
Se consideră astfel că piesele mecanismului motor execută doar următoarele două tipuri de mișcări:
mișcare de translație a grupului piston și a unei părți (m1) din masa bielei;
mișcare de rotație a arborelui cotit și a celeilalte părți (m2) din masa bielei.
Forțele de inerție care acționează în mecanismul motor sunt deci de două feluri:
forțele de inerție ale maselor mj aflate în mișcare de translație (Fj);
forțele de inerție ale maselor mr aflate în mișcare de rotație (Fr).
8.2.1 Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație
Prin definiție forța de inerție a unei mase aflate în mișcare accelerată de translație este dată de relația:
(8.2)
Masa care execută mișcare de translație accelerată este:
(8.3)
unde: mgp este masa grupului piston compus din piston, bolț și segmenți, masă care se consideră concentrată în axa bolțului.
(8.4)
în care mp – masa pistonului;
mb – masa bolțului;
mseg – masa segmenților.
Masa pistonului se poate determina aproximativ cu relația:
(8.5)
în care: =1,3 kg/dm3 – densitatea aparentă a pistonului (=1,2…1,4 kg/dm3). Se adoptă conform Racotă, R.,Bădescu, N., Dumitrescu, V. –Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990, iar D – alezajul [dm].
Masa pistonului se mai poate determina și prin cântărirea piesei, sau utilizând softul Catia V5 (fig.8.2).
Fig. 8.2: Masa pistonului modelat in Catia V5
Se obține .
Masa bolțului se poate calcula cu relația:
(8.6)
unde: =7,6….7,8 kg/dm3 – densitatea oțelului;
Ca și în cazul pistonului, masa bolțului se determină utilizând softul Catia V5 (fig. 8.3).
Fig. 8.3: Masa bolțului modelat în Catia V5
Se obține .
Masa segmenților se adoptă conform indicațiilor din Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. –Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990. Se adoptă, în domeniul mseg=20…60 g: .
Ca urmare masa grupului piston va fi:
(8.7)
Masa m1 este partea din masa bielei (mb),care se consideră că efectuează numai mișcare de translație și este concentrată în piciorul bielei.
Descompunerea masei bielei se face așadar în două mase; una m1, deja menționată iar cealaltă m2 , considerată concentrată în axa fusului maneton și care execută o mișcare de rotație, identică cu a manetonului (fig. 8.4).
Fig. 8.4: Masa descompusă a bielei
Pentru ca efectele forțelor de inerție ale celor două mase să fie identice cu cele ale masei mB a bielei,descompunerea se face respectând următoarele condiții:
suma celor două mase să fie egală cu masa bielei (mB);
momentele statice ale celor două mase să fie egale.
Deci se poate scrie :
m1 + m2 = mB ,
m1l1 = m2l2 (8.8)
de unde rezultă:
(8.9)
Dacă se dispune de bielă, poziția centrului de greutate G, (deci cotele l1 și l2), se poate determina prin cântărire. De obicei însă la proiectare nu se dispune de aceasta și de aceea se adoptă masa, iar apoi se calculează:
[kg]
[kg] (8.10)
După cum s-a procedat și în cazul pieselor anterior calculate, s-a modelat biela în softul Catia V5 și astfel s-a putut determina masa acesteia (figura 8.5):
Fig. 8.5: Masa bielei modelată în Catia V5
Se obține mB=0,676 kg.
După cum se observă Catia V5 permite și determinarea coordonatelor centrului de greutate (coordonatele Gx, Gy și Gz- figura 8.5). Cu ajutorul coordonatei Gz care reprezintă înălțimea centrului de greutate s-au putut determina lungimile l1 și l2, l2 fiind chiar 40,524 mm. Masa bielei determinată în Catia V5 va fi cea utilizată în calculele ulterioare. Folosind aceleași relații ca mai sus însă valorile numerice rezultate în softul precizat am determinat masele m1 și m2 ale bielei:
m1= 0,425 kg
m2= 0,624 kg
În concluzie, ținând cont de cele de mai sus, se poate calcula masa pieselor în mișcare de translație:
(8.11)
Cunoscând această masă se poate determina forța de inerție a maselor aflate în mișcare de translație:
(8.12)
Forța Fj poate fi scrisă ca o sumă de două funcții armonice:
Fj=FjI+FjII (8.13)
–armonica de ordinul I
–armonica de ordinul II
Direcția acestei forțe este întotdeauna paralelă cu axa cilindrului, iar sensul: când Fj>0 este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit iar când Fj<0 este orientată spre chiulasă.
8.3. Calculul forțelor rezultante din mecanismul motor
Considerând acțiunea simultană a forței de presiune a gazelor și a forțelor de inerție se obține schema forțelor (fig. 8.6) unde se admite convenția de semn precizată în figură.
Întrucât forțele de presiune a gazelor de inerție acționează ambele după direcții paralele cu axa cilindrului, ele se pot însuma algebric având rezultanta:
(8.14)
Forța F se descompune în componentele N, care aplică pistonul pe cilindru și B care acționează asupra bielei:
(8.15)
(8.16)
Forța N aplică pistonul pe cilindru și dă naștere forței de frecare , dintre piston și cilindru, care produce uzarea celor două organe. Ținând seama că (v.fig.8.6) se obține . Pentru α=90 se obține sau ( tgβ )max Λ ceea ce arată că forța normală maximă este cu atât mai mare cu cât biela este mai scurtă(Λ mai mare).
La motoarele cu biela scurtă avantajul înălțimii mai mici, și ca urmare masa mai redusă a acestora, se penalizează prin lucrul mecanic de frecare mai mare și viteza de uzare mai ridicată. Când nu există constrângeri severe pentru înălțimea motorului, se preferă soluția cu biele lungi pentru a mari durabilitatea. Se observă că Λ nu este un simplu raport cinematic, ci un factor constructiv care contribuie la unele performanțe de vârf ale motorului (masa, durabilitate, randament mecanic).
Deplasând forța B, ca vector alunecător în centrul fusului maneton (punctul M) și descompunând-o după două direcții ,una normală la maneton – forța Z- și cealaltă tangentă la maneton – forța T- , se obțin forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier:
(8.17)
(8.18)
Pentru a pune în evidență momentul motor se procedează în felul următor: în centul de rotație al arborelui cotit se plasează două forțe T’ și T” egale și de sens contrar și paralele și egale în modul cu forța T; în același centru, se deplasează forța Z pe linia ei de acțiune (notată Z’).
Forțele T” și Z’ dau rezultanta B’ care se descompune în componentele F’ și N’ egale cu F și respectiv cu N.
Forțele T și T’ produc un cuplu al cărui moment M reprezintă momentul motor al cilindrului care poate fi calculat cu expresia:
(8.19)
Se observă că alura curbei de variație a lui M este identică cu a forței T, de care diferă printr-o constantă.
Forțele N și N’ alcătuiesc un cuplu al cărui moment Mr se numește moment de răsturnare egal și de sens contrar cu momentul motor. Momentul motor M se transmite roților motoare, iar momentul reactiv se transmite reazemelor motorului.
Toate calculele se vor efectua tabelar, fiind exemplificate în tabelul 8.1.
În fig. 8.7 este prezentată caracteristica forței de presiune a gazelor, a forței de inerție a maselor în mișcare de translație, precum și a rezultantei acestora în funcție de unghiurile de rotație ale arborelui cotit (αRAC) <<Fp, Fj, F=f(α)>>.
În fig. 8.8 sunt reprezentate forțele N, B iar în în figura 8.9 forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier (Z,T).
În fig. 8.10 este reprezentat momentul motor al cilindrului.
Graficele sunt prezentate la finalul capitoului 8.
8.4. Forțele care acționează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton
Fusul maneton este solicitat de forța B la care se adaugă și forța centrifugă a masei m2 a bielei, forța FRb. Compunerea vectorială a lor (figura 8.11) dă rezultanta Rfm, aplicată fusului maneton. Astfel:
(8.20)
Dacă se însumează aceste forțe, pentru diferite poziții ale mecanismului motor ,de exemplu cu pas de 15,pe durata unui ciclu complet,se obțin o serie de rezultante Rfm.Unind vârfurile acestor forțe cu o linie continuă se obține ceea ce se numește diagrama polară a fusului maneton.
Asadar, diagrama polară a fusului maneton reprezintă locul geometric al extremităților forțelor Rfm, rezultate prin însumarea de mai sus.
Există două metode de însumare a forțelor B și FRb în scopul obținerii diagramei polare a fusului maneton.
Metoda analitică presupune de fapt calcularea variației Rfm=f(α), iar apoi determinarea proiecțiilor acesteia într-un sistem de axe xMy în care axa My se suprapune pe axa manivelei, sensul ei pozitiv fiind de la O spre M, axa MX fiind perpendiculară pe aceasta.Punctul M este în centrul fusului maneton.
Fig. 8.11: Compunerea vectorială aforțelor B și FRb
Pentru aceasta se preferă să se opereze cu componentele forței B și anume Z și T, deoarece acestea lucrează deja în două planuri perpendiculare, planurile în care se reprezintă și sistemul de axe xMy (fig. 8.12).
Fig. 8.12
Forțele FRb și Z se găsesc pe aceeași direcție (a axei My) dar au sensuri contrare atunci când ambele sunt pozitive.De aceea ele se pot aduna algebric și dau rezultanta:
(8.21)
în timp ce rezultanta ce acționează dupa axa Mx este chiar componenta T. Deci:
(8.22)
Cele două rezultante acționând în planuri perpendiculare dau rezultanta:
(8.23)
Determinând rezultantele și , pentru diferite poziții ale mecanismului motor, pe parcursul unui ciclu complet, se obțin o serie de rezultante la care, dacă se unesc vârfurile, rezultă diagrama polară a fusului maneton. Așadar, pentru obținerea diagramei polare a fusului maneton, este suficientă reprezentarea grafică a variației =f( . Dacă se reprezintă grafic variația se obține așa numita diagramă polară desfășurată .
În fig. 8.13 este reprezentată diagrama polară a fusului maneton. Calculul se face tabelar.
8.5. Momentul motor al motorului policilindric
8.5.1 Alegerea configurației arborelui cotit
La motoarele cu i cilindri în linie, arborele cotit are I manivele care se dispun în jurul și de-a lungul axei arborelui cotit. Dispunerea în jurul axei de rotație stabilește poziția unghiulară relativă dintre manivele și se numește steaua manivelelor.
În ceea ce priveste numerotarea cilindrilor unui motor in linie aceasta este standardizată si ea incepe dinspre volant. Astfel un observator ce privește motorul dinspre volant va numerota cu nr.1 cilindru cel mai apropiat de acesta, urmând succesiunea logică spre partea din față a motorului (fig. 8.14).
Fig. 8.14: Numerotarea cilindrilor la motoarele in linie
Există și anumite automobile, la care numerotarea cilindrilor poate fi diferită. Ordinea de aprindere și modul în care sunt numerotați cilindrii sunt de obicei notate în cartea tehnică a automobilului.
La motoarele în 4 timpi cu număr par de cilindri în linie și cu aprinderi uniform repartizare, manivelele sunt două câte două în fază.Există mai multe posibilități de dispunere a manivelelor astfel incât să fie satisfacută regula de mai sus, exemplificându-se în figura următoare pentru cazul motorului cu 4 cilindri în linie (4L, τ=4).
Fig. 8.15: Dispunerea manivelelor pentru 4L
Fiecare dintre cele 3 variante prezintă câte două manivele în fază, însă cea mai avantajoasă soluție constructivă de arbore cotit este aceea care prezintă plan central de simetrie (PCS) – varianta c.
Se numește arbore cotit cu plan central de simetrie, arborele la care manivelele în fază sunt dispuse la egală distanță față de mijlocul acestuia (arbore cotit simetric în oglindă față de mijlocul său). Așadar, soluția c este cea utilizată, celelalte fiind pur teoretice.
Pe baza celor menționate mai sus, steaua manivelelor și configurația arborelui cotit la motoarele în 4 timpi și 4 cilindri în linie este prezentată în figura 8.16, fiind soluție adoptată și pentru motorul primit prin tema de proiectare.
Fig. 8.16: Configurația aleasă
8.5.2 Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile și alegerea uneia din acestea
Pentru poziționarea cea mai avantajoasă a “arderii pe ciclu” (care reprezintă compromisul economicitate-depoluare optim) este necesar un “avans” la aprindere (injecție), deci pistonul să se găsească spre sfârșitul cursei de comprimare puțin înainte de a ajunge la PMS. În cele ce urmează, pentru simplificare, se consideră că aprinderea se declanșează când pistonul este chiar în PMS, ceea ce nu afectează raționamentul stabilirii ordinilor de aprindere.
Pentru determinarea ordinilor de aprindere, este necesară rotirea succesivă a arborelui cotit, în total cu 720°, fiind astfel aduse pe rând pistoanele, cel puțin o dată în poziția PMS. Originea mișcării arborelui cotit, în studiul proceselor din capitolele anterioare, s-a considerat a fi cea pentru care pistonul cilindrului nr. 1 se găsește în PMS la începutul admisiei, poziție pentru care α=0. Acum, determinarea ordinilor de aprindere începe, în mod convențional, tot cu cilindrul nr. 1, considerând că pistonul din acesta se găsește tot în PMS, dar la sfârșitul cursei de comprimare (α=360°), când are loc aprinderea (scânteia electrică între electrozii bujiei la MAS sau injecția de combustibil la MAC); acest moment corespunde unghiului ζ(zeta)=0. Sunt însă posibile două cazuri, și anume:
în PMS ajunge succesiv câte un singur piston (când arborele cotit are manivelele pe direcții diferite);
în PMS ajung simultan câte două pistoane (când arborele cotit are manivelele două câte două în fază).
În primul caz pistonul care ajunge în PMS poate să se găsească fie la sfârșitul cursei de comprimare, când se produce aprinderea, fie la sfârșitul cursei de evacuare când nu e necesară aprinderea.
Pornind de la ξ=0 când pistonul 1 e la PMS, la sfârșit de comprimare, se rotește arborele aducând succesiv pistoanele în PMS și se analizează postura în care pot fi (sfârșit de comprimare sau evacuare).
Cazul in care in PMS ajung simultan câte două pistoane
Operațiunea începe la ζ=0 când pistonul cilindrului nr. 1 se găsește la PMS (fig. de mai sus). Tot în PMS se găsește însă și pistonul cilindrului nr. 4 (manivelele I și IV sunt în faza). Deoarece se urmărește o uniformizare a distribuirii în timp a curselor active (detentelor) în cilindri, nu are sens ca aprinderea să aibă loc simultan în ambii cilindri. Se consideră că aceasta are loc doar în cilindrul nr. 1 în timp ce pistonul cilindrului nr. 4 se găsește la sfârșitul cursei de evacuare. După o rotire cu 180° ajung în PMS pistoanele din cilindrii nr. 2 și nr. 3. Aprinderea poate avea loc în cilindrul 2 sau în cilindrul 3, deci se rețin ambele variante de aprindere ca posibile. Dacă aprinderea are loc în cilindrul nr. 2, atunci pistonul acestuia este la sfârșitul comprimării iar cel din cilindrul nr.3 va fi obligatoriu la sfârșitul evacuării. Dacă însă aprinderea are loc în cilindrul nr. 3 atunci pistonul acestuia va fi la sfârșitul comprimării iar pistonul cilindrului nr. 2 va fi la sfârșitul evacuării.
După încă o rotire a arborelui cotit cu 180°, adică la ζ=360°, ajung din nou în PMS pistoanele cilindrilor nr. 1 și 4. Cum în acest ciclu aprinderea a avut loc deja în cilindrul nr. 1 ( la ζ=0), rezultă că nu mai este posibilă decât aprinderea în cilindrul nr. 4 a ambelor variante.
Rotind din nou arborele cotit cu 180°, în total ζ=540°, ajung în PMS pistoanele cilindrilor nr. 2 și 3. Dacă în prima variantă a avut loc aprinderea în cilindrul nr.2, acum va avea loc aprinderea în cilindrul nr. 3, iar în varianta a 2-a va fi invers.
În fine, după încă o rotire a arborelui cotit cu 180°, la ζ=720°, ajung în PMS pistoanele cilindrilor nr.1 și 4. Aprinderea în cilindrul nr. 4 nu poate avea loc deoarece în acest ciclu ea a avut loc deja la ζ=360°;așadar va avea loc aprinderea în cilindrul nr.1 care a început un nou ciclu.
Decalajul dintre aprinderi se calculează cu formula:
=180 (8.24)
Criteriile care stau la baza trierii ordinilor de aprindere și selectării uneia dintre acestea sunt:
numărul de aprideri succesive la cilindri alăturați –numărul notat σ- să fie cât mai mic prin aceasta se evită încărcarea lagărelor paliere ale arborelui cotit situate între cilindrii în care au loc aprinderile succesive ;
aprinderile să fie uniform distribuite pe ciclu.
Schematizat, ordinile de aprindere posibile sunt următoarele:
1 ––180⁰–– 2 ––180⁰–– 4 –-180⁰–- 3 –-180⁰–- 1 varianta 1, σ=2
1 –-180⁰–– 3 ––180⁰–– 4 –-180⁰–- 2 –180⁰–– 1 varianta 2, σ=2
Conform primului criteriu se observă că motorul 4L are ambele variante posibile de aprindere cu σ=2; deci din punct de vedere dinamic variantele sunt echivalente.
Pentru motorul 4L se adoptă varianta a 2-a de lucru și anume 1-3-4-2-1.
8.5.3 Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor
Având stabilită steaua manivelelor și ordinea de aprindere se poate obține ordinea de lucru a cilindrilor .
Ordinea de lucru a cilindrilor începe cu cilindrul nr. 1 , care la α=0 se gasește la începutul admisiei și deci a ciclului; admisia dureză 180ș , apoi urmează comprimarea ( C ) care dureză tot 180ș , iar la sfârșitul acesteia are loc aprinderea ( α=360ș ) marcată în tabelul de mai jos , cu semnul , destinderea (D) pe 180ș și apoi evacuarea ( E ) tot pe 180ș.
NL=i=4
NC=720°/(cmmdc(180°,δapr°) =4.
8.5.4 Calculul momentului motor sumar și al puterii indicate
Momentul motor instantaneu al unui motor monocilindric este momentul produs de forța tangențială la maneton T și este dat de relația 8.19.
Acest moment este o mărime periodică cu perioada M egală cu perioada ciclului motor c ( la motorul monocilindric).
Se numește moment motor mediu al unui monocilindru acel moment constant care dezvoltă în perioada M a momentului un lucru mecanic egal cu cel dezvoltat de momentul motor instantaneu.
În cazul motorului policilindric, într-un anumit interval unghiular se produc toate porțiunile corespunzătoare momentului motor al monocilindrului.
Momentul motor instantaneu rezultant M poate fi obținut prin însumarea în intervalul a tuturor valorilor momentului motor al monocilindrului, decalate în raport cu ordinea de aprindere.
Momentul motor mediu al motorului policilindric, se calculează cu relația:
unde: – suma valorilor momentului motor instantaneu, pe o periodă .
n- numarul acestor valori.
Dacă aprinderile nu sunt uniform decalate pe ciclu, atunci nici momentul nu este periodic decât după un ciclu complet.
In figura 8.17 este reprezentat momentul motor sumar.
Cunoscând valoarea momentului motor mediu () se poate determina puterea indicată cu relația:
Ca punct de verificare, se face o comparație intre puterea indicată calculată la capitolul 6.5.2 si puterea indicată calculată la capitolul de față.
Diferenta nu trebuie să fie mai mare de 5%.
Pi (cap. 6.5.2)= 147,1 kW
Pi (cap. 8.5.4)= 157,7 kW
Diferența este 3.9 %.
Tabel 8.1: Calcule dinamica mecanismului motor
9. Sistemul de ungere
Totalitatea dispozitivelor care servesc la ungerea organelor motorului se numește sistemul de ungere.
Sistemul de ungere transmite în mod continuu uleiul la suprafețele pieselor aflate în contact si în mișcare relativă unele față de celelalte, cu scopul de a reduce frecarea și uzura lor, precum și prevenirea gripării.
Pe lângă rolul menționat mai sus, și anume funcția de ungere, uleiul asigură și răcire, prin evacuarea unei cantități importante de căldură, etanșare la nivelul segmenților, și protecție chimică, contra formării de depuneri și față de efectele elementele de uzură (particule metalice).
În timpul funcționării motoarelor, piesele sunt supuse frecărilor de alunecare sau de rostogolire. Cel mai des se întâlnește frecarea de alunecare cu cele patru forme ale ei: uscată, semiuscată, semilichidă și lichidă.
Modul cum se realizează ungerea pieselor, regimul de lucru al motorului, starea suprafețelor pieselor determină natura frecării, dar ea depinde în special de temperatura lor in funcționare.
Între suprafețele pieselor se impune să existe o frecare lichidă, în condiții normale de funcționare, si acest lucru trebuie să fie asigurat de sistemul de ungere.
În interiorul motorului ungerea se realizează prin următoarele procedee: barbotaj (bălăcire) și presiune.
Ungerea prin barbotaj (bălăcire) este cea mai simplă metodă de ungere și constă în antrenarea uleiului de către unele piese (biela, arbore cotit) în timpul mișcării acestora, astfel proiectându-se picături pe cilindrii, pistoane, segmenți și capul mic al bielei.
Curgerea prin presiune constă în transmiterea sub presiune a uleiului la suprafețele pieselor aflate in frecare prin intermediul unui circuit închis, apoi este recuperat în carter.
Construcția și funcționarea părților componente
ale sistemului de ungere
Sistemul de ungere combinat (figura 1), este format dintr-un carter inferior sau baie de ulei 1, pompă de ulei 2 cu sorbul 3, un filtru 4, un radiator sau schimbător de căldura 5, conductele si rampele 6, precum și dispozitive de control.
Baia de ulei este montată în partea inferioara a carterului, și constituie locul în care se păstrează întreaga cantitate de ulei necesară ungeri motorului. Baia de ulei este realizată prin presare, din tablă de oțel, sau prin turnare, din aluminiu. Fixarea băii de ulei de carter se face prin șuruburi, iar între acestea există o garnitură de etanșare. Baia de ulei, având o formă concavă, va rămâne întotdeauna plină în partea inferioară, aici fiind plasat și sorbul pompei de ulei. În cazul băilor de ulei cu capacitate mare, acestea sunt compartimentate pentru reducerea balansării uleiului în timpul deplasării tractorului.
La partea de jos a băii de ulei se găsește un dop de golire, care este prevăzut cu un magnet pentru a atrage resturile metalice (șpan) rezultate în urma acțiunilor mecanice.
Fig. 1. Vedere sistem de ungere
Pompa de ulei
Pentru a forța deplasarea uleiului în circuitul de ungere, se utilizează pompe cu roti dințate, deoarece prezintă o construcție simplă și siguranță sporită în funcționare. Pompele cu roti dințate se construiesc cu o singură pereche de roți dințate, sau etajat.
Pompa cu angrenarea exterioară (fig. 2) este formată dintr-o carcasă în care se montează două roți dințate cu dantură dreaptă sau elicoidală. Roțile sunt antrenate de la arborele cu came sau de la arborele cotit. Uleiul intră în camera de aspirație A, apoi umple spațiul dintre dantură și carcasă, apoi este antrenat și refulat în camera R.
La soluții moderne se poate observa echiparea unui rotor cu lobi (fig.2.), care prezintă avantajul siguranței în funcționare, un gabarit redus, asigură presiuni ridicate la turații scăzute.
Fig.2. Pompa de ulei cu angrenare exterioară: 1-roata conducătoare; 2-roata condusă; 3-frezare; A-spațiul de aspirație; R-spațiul de refulare.
Prezintă anumite avantaje, dar și dezavantaje.
Avantaje:
– Funcționare cu viteza ridicată;
– Debit de ulei la presiune ridicată;
– Funcționare silențioasă;
– Construcție simplă.
Dezavantaje:
– patru lagăre de alunecare în zona lichidului;
– nu sunt permise impurități.
Filtrele de ulei prezintă rolul de curățare a uleiul de impuritățile ce se găsesc în suspensie. Aceste impurități provin din diferite surse, cum ar fi: praful pătruns in motor, particulele metalice rezultate din acțiunile mecanice și cocsul rezultat din arderea uleiului.
Principala componentă a filtrului de ulei este realizată din material textil (sau hârtie de filtrare) care are rolul de a reține și stoca impuritățile conținute în ulei. Partea textilă și cea metalică fac corp comun, iar înlocuirea sa se realizează prin deșurubarea și montarea unei noi capsule.
Fig. 3. Filtru de ulei
1-capac din tablă; 2-tablă interioară pentru protecție ; 3-ansamblul supapei de refulare ; 4-arcul de fixare a elementului filtrant în carcasa exterioară; 5-membrana din cauciuc; 6-inel elastic; 7-placa superioară; 8-placa exterioară; 9-carcasa; 10-element filtrant, 11-filet pentru montarea filtrului
Radiatorul de ulei și schimbătoarele de căldură au rolul de a asigura răcirea uleiului si de a menține temperatura între limitele de 358-368°K (8o-90cC). Pe lângă de acest rol, schimbătoarele de căldură asigură încălzirea uleiului la pornirea motorului.
Radiatoarele de ulei sunt poziționate lângă radiatoarele de apă și folosesc aerul debitat de ventilatoarele de aer.
Schimbătoarele de căldură sunt formate din carcase, în interiorul cărora sunt montate tuburi cilindrice în serpentină sau sub formă de fascicule. Astfel, după pornire, lichidul circulă prin conducte, încălzind uleiul din circuitul de ungere. Imediat ce motorul a ajuns la temperatura normală de ungere, lichidul răcește uleiul încălzit.
Rampele de ulei sunt conducte orizontale prin care circulă ulei sub presiune filtrat, poziționate în interiorul blocului motor, pe lungimea lor. De aici uleiul este distribuit la lagărele paliere ale arborelui cotit si la fusurile de sprijin ale arborilor cu came.
Gura de alimentare se utilizează pentru introducerea uleiului proaspăt în baia de ulei, în momentul în care se schimbă sau când se completează.
Gura de alimentare este de obicei situată în partea superioară a blocului motor, fiind formată dintr-un tub, și este închisă cu un capac, ce împiedică pătrunderea prafului in motor. În unele cazuri, capacul face corp comun cu tija pentru controlul nivelului uleiului.
Calculul sistemului de ungere
Calculul lagărelor
Lagărele arborelui cotit se verifică cu teoria hidrodinamică a ungerii la încărcare, care ia în considerare jocul minim între fus și cuzinet în raport cu jocul admisibil, și la încălzire, prin care se compară temperatura uleiului găsită în lagăr în raport cu temperatura admisibilă.
Fig. 4. Schema de calcul ungerii lagărului:
a)distribuția presiunii în pana de ulei în secțiune transversală; b)distribuția presiunii în pana de ulei în secțiune longitudinală; c)poziția arborelui în lagăr
Ipoteze pentru calcul:
-lagărul maneton este mai încărcat decât lagărul palier, așadar acestea vor fi asimilate lagărelor de bielă, cea ce este de îndeajuns;
-calculul la încărcare și încălzire se face în regim nominal de funcționare.
În corelare cu câmpul de tolerante H7/f6 avem următoarele dimensiuni:
-pentru fusul maneton:
-pentru cuzinet:
Jocul diametral al fusului in alezaj este:
Jocul relativ al lagărului este:
Lungimea relativa a lagărului este:
Se adoptă temperatura uleiului în lagăr ( tui=85…….89o C) la valoarea
Jocul radial va avea forma:
Fig. 5. Cifra caracteristică a lagărului
Iar distanțele dintre fus și cuzinet vor deveni:
unde: ales din figura 5
Încărcarea lagărului, considerând teoria hidrodinamică a ungerii, este determinată de presiunea medie din lagăr prin relația:
unde: ηu- este vâscozitatea dinamică a uleiului;
ω – viteza unghiulară a fusului;
Cx – constantă.
Se alege:
Apoi se calculează:
Încălzirea uleiului în lagăr este determinată pe baza lucrului mecanic de frecare Lfl din lagăr:
unde:
Forța Ff se determina pe baza rezultantei medii a acțiunii forțelor care acționează asupra fusului:
Fig. 6. Funcția φμ pentru determinarea coeficientului de frecare
Iar Qfl capătă forma:
unde coeficientul μl de frecare lichidă este necunoscut și are forma:
cu ales din figura 6
Astfel, Qfl se va calcula și va avea valoarea:
Debitul de ulei prin lagăr Vul se calculează cu ajutorul teoriei hidrodinamice a ungerii:
unde: δ in [μm];
Fig. 7. Funcția φv pentru determinarea debitului de ulei prin lagăr
Funcția φv(er, λ) se determină din figura 7, cu valoarea
Raportul următor se definește drept coeficient de siguranță:
unde:
pentru a se considera funcționarea normală a lagărului
Calculul debitului de ulei necesar in sistemul de ungere
Debitul de ulei care circulă prin sistemul de ungere Vul reprezintă debitul prin magistrala de ulei (rampa centrală) și se poate determină prin două condiții:
1) asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagărelor;
2) preluarea unei cantități din căldură.
Pornind de la prima condiție, determinarea debitului de ulei presupune asigurarea necesarului de ulei pentru ungerea celor b fusuri ale arborelui cotit.
Debitul de ulei necesar lagărelor reprezintă 15…50% din debitul de ulei care circulă prin magistrala de ungere. Rezultă ca debitul de ulei prin magistrala este:
Calculul pompei de ulei
Dimensionarea pompei de ulei ia în considerare ca debitul refulat să fie superior celui care circulă prin magistrala de ungere, datorită circuitului derivat prin supapele de siguranță. În această situație debitul pompei de ulei este:
Astfel, dimensiunile exterioare vor deveni:
Diametrul primitiv este:
unde:
considerată drept jumătate din turația motorului
, adoptăm 4
mm
Și astfel:
După aflarea tuturor datelor, puterea necesară pentru antrenarea pompei devine:
unde:
Tab. 1. Caracteristicile pompei de ulei proiectate
10. Stagiu de practică
Euro Auto Plastic Systems a fost înființată in anul 2002 de cǎtre AD Plastik Croația și Simoldes Plasticos din Portugalia și este cel mai important furnizor de repere de mase plastice pentru clientul DACIA. În ianuarie 2007, Faurecia a preluat acțiunile Simoldes Plasticos, însemnând 50% din întreaga companie, asumându-și de asemenea și activitatea de management a acesteia.
Euro APS este în prezent principalul producător pentru gama Dacia de elemente plastice pentru interiorul și exteriorul automobilelor, precum și anumite elemente termoformate.
Departamentul CALITATE
Calitatea reprezintă ansamblul caracteristicilor unei entități materiale sau nemateriale care-i conferă aptitudinea de a satisface necesitățile exprimate.
Din punct de vedere al operațiilor, calitatea este analizată în relație cu practicile de inginerie și controlul fabricației.
Calitatea superioară a produselor sau serviciilor oferite conduce la obținerea satisfacției clientului, și duce de cele mai multe ori la reducerea costurilor, creșterea profitabilității și asigurarea competitivității produselor/serviciilor pe piață.
Așadar, luând în considerare fabricația (procesul), ce se referă în esență la proiectarea, ingineria produsului și procesele de fabricație implicate în fabricarea acestuia, calitatea se evaluează prin gradul de conformitate cu specificațiile și cerințele predeterminate și posibilele abateri regăsite.
De asemenea, calitatea procesului se referă la măsura în care un proces acceptabil, inclusiv măsurători și criterii de calitate, a fost implementat și este conform cu standarde prestabilite pentru a produce. Pentru a estima calitatea procesului, se ia în considerare starea acestei implementări curente a procesului, în comparație cu implementarea stabilită. Un proces în normele calității prezintă aptitudinea de a reproduce procesul de obținere a unui produs și menținerea sub control a fluxului.
Pe de altă parte, când vorbim de calitate, trebuie să ne gândim și la livrarea produsului, și este astfel caracterizată de lipsa deficiențelor după ce acesta este livrat de furnizor. Apariția unor deficiențe cum sunt defectele, întârzierile, reprelucrările și rebuturile pe întregul lanț, încă de la adăugarea valorii, până când produsul este livrat la clientul final, este asociată cu o slabă calitate.
Rolul laboratorului
Laboratorul în cadrul departamentului asigură un rol de susținere, acesta concentrându-se pe partea de producție, și anume verificarea conformității pieselor și crearea unor rapoarte detaliate ce pot conține informații despre posibile defecte.
Pentru aceasta, laboratorul dispune de echipamente și metode specifice dezvoltate pentru toate piesele încă din stadiul de proiect. Acestea simulează în mod accelerat uzarea, identifică neconformitățile, și de asemenea simulează posibile evenimente nefericite.
Astfel, metodele dezvoltate pentru verificare utilizate de laborator sunt următoarele:
De asemenea, câteva dintre dispozitivele folosite sunt ilustrate în imaginile următoare:
Aparatul de tracțiune Tinius Olsen, este cel mai utilizat de către laborator prin faptul că dispune de mai multe atașamente pentru diferite teste, acestea fiind aproape în totalitate pe piese termoformate.
Cuptorul Memmert, mai ales împreună cu o soluție ușor acidă, poate simula, în regim accelerat, uzarea pieselor, mai ales cele metalice, care de obicei sunt parte a mecanismelor de asamblare
(balamale, clipsuri, etc.)
Cabina Spectralight, alături de etaloanele de culoare, ce sunt de obicei listate încă din stadiul incipient dezvoltării piesei, evidențiază diferențele de nuanță ale culorii piesei față de etalon prin intermediul unor lămpi foarte puternice, care de asemenea pot simula diferite moduri de iluminare.
Cabina de combustibilitate măsoară viteza de ardere a pieselor pe orizontală, iar acest aspect ne interesează din mai multe puncte de vedere:
în cazul unui posibil accident ce se soldează cu apariția unui focar în interiorul autovehiculului, piesele trebuie să ardă cu o anumită viteză, pentru a acorda pasagerilor șansa de a evacua autovehiculul. În urma testelor, constructorii estimează timpul necesar părăsirii acestuia, și impun apoi un standard cu o exigență mai mare pentru viteza de ardere.
de asemenea, se completează și observații referitoare la tipul de fum sau de flacără (fum înecăcios, flacără violentă, material topit cu flăcări, etc.)
Durimetrul Zwick Roell, după cum spune și numele, măsoară duritatea pieselor pe scara Shore, ce se folosește în cadrul laboratorului pe piese termoformate.
Pe lângă acestea, există o multitudine de micrometre, șublere și ceasuri comparatoare cu acuratețe diferită.
În mod obligatoriu, pentru ca temperatura și umiditatea să nu influențeze testele, folosim o cabină de aer condiționat, ce va menține acești parametrii la niște valori prestabilite în interiorul întregului laborator.
Funcționarea laboratorului
Laboratorul urmează un itinerariu stabilit de la începutul anului (”frecvență„), adică testele sunt programate pe săptămâni, și posibil de mai multe ori pe an, pentru a ne asigura că piesele sunt conforme din punct de vedere al parametrilor.
De asemenea, în cazul în care se constată neconformități în producție, aceștia pot cere testarea pieselor pentru a se asigura care este cauza apariției defectului, și astfel se iau măsuri pentru evitarea recurenței.
Schema de lucru îndeplinită înainte, în timpul și după testarea pieselor, este următoarea:
se primește o notă de comandă în care sunt trecute detalii de fabricație, date de identificare și testele cerute;
se aduce piesa sau se aduc piesele, în funcție de necesitățile testării;
în funcție de test, piesele se folosesc întregi, sau se taie epruvete cu ajutorul unor matrițe, sau manual;
se face analiza și testarea pieselor;
se scrie un raport (buletin de analiză) ce conține rezultatele și posibile detalii referitoare la piese;
În cazul testelor de combustibilitate, raportul are o formă diferită, cu informații suplimentare în vederea realizării unei concluzii.
în urma unor rezultate neconforme, se stabilește un plan de acțiune ce urmărește regula de reactivitate la apariție defect.
Rolul meu în cadrul stagiului
Pe lângă rolul evident pe care orice stagiar și-l asumă, și anume acela de a asimila cât mai multe informații și de a-și crea competențe, venirea mea a însemnat un suport pentru activitatea laboratorului. Astfel, sarcinile au fost împărțite într-un mod mai eficient între mine și îndrumătoarea mea.
În timpul stagiului, am parcurs majoritatea activităților ce țin de laborator, oferindu-mi-se, de asemenea, independență în acțiunile și responsabilitățile ce mi-au fost atribuite, fiind astfel asemănătoare cu cele ale unui angajat.
BIBLIOGRAFIE
Lucrări consultate:
Racotă R., – Calculul și construcția motoarelor pentru automobile, Editura Universității din Pitești, 2006;
Grünwald, B., – Teoria, calculul si constructia motoarelor pentru autovehicule rutiere, Bucuresti, E.D.P.,1980;
Racotă,R., Badescu,N., Dumitrescu,V. – Motoare pentru autovehicule rutiere, Îndrumar de proiectare – Litografia Universității din Pitești, 1990;
Tabacu, Ș., Tabacu, I., Macarie, T., Neagu, E., I. – Dinamica autovehiculelor: Îndrumar de proiectare – E.D.P., 2004
Nicolae, V., Crivac, Ghe., Gheorghișor, M. – Combustibili, lubrifianți și materiale speciale pentru automobile – Altelierul de multiplicare al Universității din Pitești, Pitești, 1999
Cristea, D. – Sisteme speciale ale automobilelor și motoarelor – E.D.P.,1999
Anghel, D., Iordache, M., Dobrescu, I., Rizea, A., Iacomi, D., și alții – Elemente specifice proceselor de fabricație pentru piesele de automobil – E.D.P., 2010
Popa. N., Onescu, C. – Organe de mașini – Editura Pământul, Pitești, 2007
Ivan, Fl. – Notițe de curs din anul universitar III;
Racotă, R. – Notițe de curs din anul universitar III;
Vieru, I. – Notițe de curs din anul universitar III – IV;
Macarie,T. – Notițe de curs din anul universitar III;
Nicolae, V., Ilie, S., Crivac, Ghe. – Notițe de curs și lucrări de laborator din anul universitar III-IV;
Ghionea, I. – Proiectare asistată în CatiaV5, elemente teoretice și aplicații –Editura BREN, București, 2007;
Bejan, M. – Rezistența materialelor – Editura AGIR, București, 2007
*** Standarde române SR-ISO;
Site-uri consultate:
www.carfolio.com
www.auto-data.net
www.gaia.anex-tech.fr
www.auto-bild.ro
www.topgear.ro
www.enciclopedie-auto.ro
www.automecanica.ro
www.scritube.com
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: STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI A.1. Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare 1.1. Soluții similare Pentru abordarea proiectării… [309460] (ID: 309460)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.