Proiect de licență [310107]

Proiect de licență

Proiectarea elementelor mecanismului motor ale unui M.A.S. în 4 timpi, de autoturism cu Pn=54 [kW] la turația nominală n=6300 [rpm].

Studiul comparativ a două metode de estimare a nivelului de încărcare GPF.

Îndrumători științifici:

ș.l.dr.ing. Alexandru RACOVITZĂ

ș.l.dr.ing. Dinu FUIORESCU

Absolvent: [anonimizat]-Georgian ADOMNOAE

București

2019

INTRODUCERE

Definirea motorului cu ardere internă

Începând cu anii 1860, motorul cu ardere internă a jucat un rol semnificativ în transport. [anonimizat], să continue să domine piața autovehiculelor cel puțin în următoarele câteva decenii. Motorul cu ardere internă are încă un potențial solid de dezvoltare pentru a stăpâni provocările curente. [anonimizat] a valorifica potențialul de îmbunătățire a eficienței oferit de acestea.

Motorul cu ardere internă (MAI) [anonimizat]. Energia chimică a combustibilului este mai întâi transformată în energie termică prin ardere în interiorul motorului. [anonimizat]. [anonimizat]. [anonimizat], este conectat la o transmisie pentru a transfera energia mecanică rotativă la utilizator. [1,2]

Mulți oameni au revendicat invenția motorului cu combustie internă în anii 1860, dar numai unul are brevetul pentru secvența de operare în patru timpi. În 1867, [anonimizat], a dezvoltat ciclul "Otto" [anonimizat].

În prezent există o [anonimizat] o facilitare a înțelegerii acestora. Criteriul cel mai important de clasificare este procedeul de aprindere a combustibilului, [anonimizat] (mod de formare a amestecului și de ardere a acestuia, procedeu de reglare a sarcinii etc.), din punct de vedere constructiv (dimensiuni, masă, forme, soluții constructive), din punctul de vedere al exploatării ([anonimizat], durabilitate etc.), [anonimizat] (randament, [anonimizat].). [anonimizat], [anonimizat].[2,4]

Un motor cu ardere internă reprezintă o [anonimizat], un ansamblu de sisteme auxiliare și din echipamentul pentru controlul funcționării și supraveghere.[2,3]

[anonimizat]:

[anonimizat]: piston, segmenți, bolț, bielă și arborele motor sau arborele cotit.

[anonimizat]. [3]

[anonimizat]ul se deplasează între două poziții limită, numite puncte moarte (puncte în care viteza pieselor cu mișcare de translație este nulă). Poziția pistonului care corespunde volumului minim ocupat de fluidul motor în cilindru se numește punct mort interior (PMI); poziția pistonului care corespunde volumului maxim ocupat de fluidul motor în cilindru se numește punct mort exterior (PME). [3,6]

Motorul de referință

Pentru alegerea motorului de referință se vor compara mai multe motoare deja existente și se va alege unul considerat optim. Criteriile după care au fost căutate motoarele sunt cele prezentate în tema de proiect (puterea și turația).

Tabel 1.1 – Motoare care îndeplinesc caracteristicile motorului din tema de proiect

Motorul ales ca motor de referință este un motor cu aprindere prin scânteie ce echipează autoturismul Clio din gama Renault. Acest motor se apropie cel mai mult ca specificații de motorul cerut prin temă. Prin urmare, pentru efectuarea calculelor se vor folosi caracteristicile acestuia:

Putere: P=54 [kW]

Turație: n=6300 [rot/min]

Numărul de timpi: τ=4

Numărul de cilindri: i=3

Dispunerea cilindrilor: în linie

Raport de comprimare: ε=11

Cilindree: V=0.999 l

Alezaj: D=71 mm

Cursă: S=84 mm

Tip injecție și alimentare: indirect multipunct

Figura 1.2 Renault CLIO V

Particularitățile motorului

Motorul în 4 timpi

Un motor cu ciclu în patru timpi este un motor cu ardere internă care utilizează patru curse distincte ale pistonului (admisie, comprimare, destindere și evacuare) pentru a finaliza un ciclu funcțional. Pistonul face două treceri complete în cilindru pentru a finaliza un ciclu de funcționare. Un ciclu de funcționare necesită două rotații ale arborelui cotit (720°). Pistonul este acționat de arborele cotit al motorului, în timp ce supapele de admisie și evacuare sunt acționate de arborele cu came. Arborele cotit și arborele cu came sunt conectate printr-o curea / lanț de distribuție pentru a menține sincronizarea între ele. Procese care cuprind ciclurile unui motor în patru timpi sunt:

Admisia

Admisia are loc atunci când pistonul se deplasează de la PMI la PME cu supapa de admisie deschisă și are rolul de a introduce amestecul aer-combustibil în interiorul cilindrului. Mișcarea pistonului spre PME creează o presiune scăzută în cilindru. Presiunea atmosferică ambientală forțează amestecul de aer-combustibil prin supapa de admisie deschisă în cilindru pentru a umple zona de presiune joasă creată de mișcarea pistonului. Cilindrul continuă să se umple ușor deasupra PME, deoarece amestecul de aer-combustibil continuă să curgă prin inerția proprie, în timp ce pistonul începe să schimbe direcția. Supapa de admisie rămâne deschisă la câteva grade de rotație a arborelui cotit după PME. Supapa de admisie se închide apoi și amestecul de aer-combustibil este etanșat în interiorul cilindrului. Energia necesară pentru efectuarea admisiei este furnizată pistonului de către arborele cotit prin intermediul bielei.[6,7]

Comprimarea

Comprimarea are loc atunci când amestecul de aer-combustibil este comprimat în interiorul cilindrului. Comprimarea acestui amestec permite eliberarea unei cantități mai mari de energie atunci când încărcătura este aprinsă. Supapele de admisie și evacuare trebuie să fie închise pentru a se asigura etanșeitatea și implicit eficiența procesului de comprimare.

Când pistonul unui motor comprimă încărcătura, o creștere a forței de comprimare produce căldură în interiorul cilindrului. Comprimarea și încălzirea vaporilor de combustibil determină o creștere a temperaturii de încărcare și o creștere a vaporizării combustibilului.

Raportul de comprimare al unui motor se poate exprima ca raportul dintre volumul maxim (atunci când pistonul se află la PME) și volumul minim al cilindrului (poziția pistonului la PMI). Motoarele pe benzină au în general un raport de comprimare cuprins între 6:1 – 12:1. Cu cât este mai mare raportul de comprimare, cu atât motorul va fi mai eficient din punct de vedere al consumului de combustibil. Un raport de comprimare mai mare asigură în mod normal un câștig substanțial în presiunea sau forța de ardere pe piston. Cu toate acestea, odată cu rapoartele de comprimare mai mari crește și riscul autoaprinderii amestecului aer-combustibil.[6,7]

Pentru motorul ales raportul de comprimare este : ε=11

Destinderea

În timpul cursei de destindere, ambele supape de admisie și evacuare sunt încă închise. Bujia produce o scânteie pentru a aprinde amestecul comprimat de aer-combustibil. Arderea corectă implică un timp scurt, dar finit, pentru a răspândi flacăra în camera de ardere. Scânteia de la bujie inițiază arderea la aproximativ 20° de rotație arbore cotit înainte de PMI. Oxigenul și vaporii de combustibil sunt consumați de un front de flacără progresiv ce avansează în camera de ardere până când toată încărcătura a ars.

Cursa de destindere este singura care produce lucru mecanic. Gazele de temperatură și presiune ridicată forțează capul pistonului, iar forța transmisă de acestea este ulterior transferată prin intermediul bielei pentru a aplica cuplul la arborele cotit. Momentul de rotație inițiază rotația arborelui cotit. [6,7]

Evacuarea

Cursa de evacuare apare atunci când gazele rezultate în urma arderii sunt eliminate din camera de ardere urmând a fi eliberate în atmosferă. Cursa de evacuare este cursa finală și are loc atunci când supapa de evacuare este deschisă și supapa de admisie este închisă. Mișcarea pistonului de la PME la PMI are rolul de a împinge gazele afară din cilindru.

Cu puțin înainte ca pistonul să ajungă în punctul mort interior, supapa de admisie se deschide începând astfel admisia cu avans, pentru următor ciclul. [6,7]

Combustibilul utilizat

Motorul de proiectat este un motor în patru timpi cu trei cilindri, cu aprindere prin scânteie și folosește drept combustibil benzina.

Benzina se obține prin distilarea a țițeiului. Aceasta este compusă dintr-un amestec de hidrocarburi ce se caracterizează prin următoarele proprietăți fizico-chimice: cifră octanică, putere calorică, compoziție fracționară etc.[8]

Cifra octanică (CO) caracterizează rezistența la autoaprindere a combustibilului, aceasta reprezentând sensibilitatea benzinei la detonație.

Puterea calorică reprezintă cantitatea de căldură ce poate fi degajată prin arderea completă a unui kilogram de combustibil. Pentru o ardere completă a amestecului carburant este necesar ca pentru un kilogram de benzină să se asigure 15 kilograme de aer, rezultând o putere calorică de circa 2747kJ/kg sau 656 kcal/kg.

Compoziția fracționară indică componentele benzinei în funcție de temperatura de distilare. Fracțiunile ușoare sunt cele care influențează pornirea a motorului, cele medii ajută la stabilizarea funcționării motorului și trecerea acestuia de la ralanti la mersul în sarcină, în timp ce fracțiunile grele influențează atât consumul de combustibil cât și uzura motorului.

Condițiile impuse pentru formarea unui amestec carburant cât mai omogen sunt:

Evaporarea ușoară pentru formarea unui amestec omogen cu aerul și repartizarea lui în anumite momente la cilindrii motorului;

Pornirea ușoară a motorului;

Arderea amestecului să fie cât mai completă și cu o emanare cât mai redusă de gaze toxice.[9]

Sistemul de aprindere

Sistemul de aprindere a motoarelor pe benzină, spre deosebire de motoarele diesel, este extern: la sfârșitul cursei de comprimare bujia declanșează arderea amestecului combustibil-aer comprimat. Aceasta produce o scânteie care aprinde amestecul din camera de ardere. Poziționarea bujiei în camera de ardere trebuie optimizată astfel încât să faciliteze aprinderea amestecului. Procesul de aprindere trebuie să adauge energia necesară pentru pornirea și susținerea arderii combustibilului până când are loc arderea.

Figura 1.6 – Cameră de ardere motor cu injecție indirectă

Aprinderea amestecului combustibil pentru motoarele pe benzină este electrică. Odată cu pornirea motorului, energia electrică este furnizată de bateria de acumulatori, iar în funcționarea motorului de către alternator. Tensiunea electrică provenită de la baterie este multiplicată de bobinele de inducție care alimentează bujiile. Calculatorul de injecție controlează generarea periodică a scânteii pentru fiecare cilindru (bujie) în parte. Timpul necesar pentru arderea combustibilului este aproximativ constant, dar viteza pistoanelor se mărește odată cu creșterea turației motorului. Cu cât motorul este mai rapid, cu atât scânteia apare mai devreme. Această declanșare poartă denumirea de avans de scânteie: cu cât este mai turat motorul, cu atât este mai importantă influența avansului. [11]

Bujia este fabricată din materiale ceramice, metalice și sticlă. Principalele părți ale unei bujii sunt: electrozii, izolatorul ceramic și terminalul (conectorul). Bujia se fixează în chiulasa motorului. Electrozii pătrund în camera de ardere iar terminalul este cuplat la bobinele de inducție.

Pe scurt, bujia este compusă din doi electrozi, separați de un izolator. Între aceștia se formează o scânteie. Electrodul negativ este corpul bujiei, conectat prin intermediul chiulasei la borna negativă a bateriei (masă), iar electrodul pozitiv este central și conectat la bobina de inducție.[9]

Diferența de tensiune care este generată între cei doi electrozi duce la apariția scânteii. Tensiunea electrică trebuie să fie suficient de mare pentru a străpunge întrefierul dintre cei doi electrozi. Valoarea tensiunii electrice indispensabilă pentru producerea scânteii poate avea valori de la 8 000 V până chiar la 40 000 V. Cu cât distanța între cei doi electrozi se mărește, cu atât tensiunea necesară pentru străpungerea întrefierului crește.[10,11]

Particularități constructive ale motorului

Blocul motorului, denumit și blocul cilindrilor sau bloc carter, reprezintă cea mai mare și cea mai grea parte a motorului. După demontarea completă a unui motor această bucată de metal turnat va fi ultimul lucru rămas. Scopul său principal este de a găzdui cilindrii în care se deplasează pistoanele și de asemenea conține pasaje prin care se pompează uleiul și lichidul de răcire.

Figura 1.8 Blocul motor

Delimitarea blocului motor de chiulasă și baia de ulei se face utilizând garnitura de chiulasă respectiv garnitura de etanșare a băii de ulei.

Principale funcții ale blocului motor sunt:

fixarea arborelui cotit

paralelismul cilindrilor

fixarea echipamentelor auxiliare (pompă, alternator)

formarea circuitului de lubrifiere al motorului

formarea spațiului prin care să circule lichidul de răcire al motorului

Geometria blocului motor depinde de numărul și dispunerea cilindrilor. Din acest punct de vedere blocul motor poate fi:

bloc vertical, cu un singur rând de cilindrii (motoare cu cilindrii în linie)

bloc în "V", cu două rânduri de cilindrii (motoare cu cilindrii în V)

bloc orizontal, cu cilindrii opuși la 180° (motor boxer)

bloc în "W", cu patru rânduri de cilindrii

Blocul motorului din tema de proiect este unul pe un singur rând, 3 cilindrii în linie.

Instalații auxiliare și anexe

Sistemul de distribuție a gazelor

Sistemul de distribuție al unui motor cu ardere internă reprezintă ansamblul tuturor pieselor care permit schimbarea gazelor din cilindrii după o anumită perioadă. Pentru o funcționare optimă, un motor cu ardere internă are nevoie un amestec aer-combustibil care trebuie introdus în cilindri. Acest amestec este împins în locul gazelor arse, reziduale care trebuie evacuate. Pe scurt sistemul de distribuție asigură introducerea amestecului proaspăt în cilindri și evacuarea gazelor arse. [6,18]

Figura 1.9 Componentele sistemului de distribuție

Componentele sistemului din Figura 1.9 sunt:

roată dințată de antrenare a arborelui cu came

chiulasă

canale de legătură cu galeria de evacuare

supapă de evacuare

culbutor supapă de evacuare

axul culbutorilor (evacuare)

axul culbutorilor (admisie)

supapă de admisie

culbutor supapă de admisie

Roata dințată de antrenare (1) este conectată prin intermediul unei curele de distribuție la arborele cotit. Poziția arborelui cotit trebuie sincronizată cu poziția arborelui cu came pentru că deschiderea și închiderea supapelor (4 și 8) se face în funcție de poziția pistoanelor în cilindru. Pentru sistemul prezentat, acționarea supapelor se face prin intermediul culbutorilor (5 și 9). [17]

Arborele cu came este organul mecanismului de distribuție care comandă deschiderea supapelor din poziția complet închisă până la deschiderea maximă. De asemenea, controlează așezarea supapei pe sediu în faza de închidere. Arborele cu came este amplasat chiulasă. Acesta este o piesă unitară, cu geometrie complexă, ce conține camele de admisie și de evacuare. Decalajul unghiular între came depinde de ordinea de aprinderea a cilindrilor. [17]

Figura 1.10 Arbore cu came motor

Instalația de ungere cu ulei a motorului

Sistemul de ungere al motorului trebuie să distribuie ulei pe piesele mobile pentru a reduce frecarea dintre suprafețe. Lubrifierea joacă un rol cheie în speranța de viață a unui motor cu ardere internă. În cazul în care sistemul de ungere nu funcționează, un motor ar ceda supraîncălzirii și s-ar gripa foarte rapid.

Pompa de ulei este cea care aspiră uleiul din baia de ulei, prin intermediul sorbului. Sorbul este prevăzut cu o sită metalică care previne pătrunderea impurităților în pompă. Pompa are rolul de a comprima uleiul și de a-l trimite spre filtrul de ulei și de la acesta către fusurile arborelui cotit, arborelui cu came și arborilor de echilibrare. La ieșirea sau intrarea în filtru circuitul poate fi prevăzut cu un radiator cu rolul de a răci uleiul. Mai departe, prin canale prevăzute în blocul motor și chiulasă, sau prin diferite conducte, uleiul ajunge să lubrifieze celelalte componente ale sistemului de distribuție.[6]

Figura 1.11 Instalația de ungere

Instalația de alimentare

Vehiculele pe benzină utilizează un dispozitiv numit carburator pentru alimentarea amestecului de combustibil în raportul corect cu cilindrii în toate intervalele de turație. Datorită construcției carburatorului este relativ simplă, a fost utilizată aproape exclusiv pe motoare pe benzină în trecut. Cu toate acestea, în prezent avem nevoie de un sistem mai curat de emisii de gaze de eșapament, un consum mai mic de combustibil, o manevrabilitate îmbunătățită etc. Pentru a obține toate acestea, avem nevoie de un carburator care trebuie să aibă diferite dispozitive pentru a face funcțiile de mai sus, făcând un sistem mai complex. Deci, în locul carburatorului clasic, se folosește sistemul MPI (injecție multiplă de combustibil). [8,19]

Injectorul injectează combustibilul chiar în poarta supapei de admisie. În timpul fazei de aspirație, amestecul intră în camera de ardere atunci când supapa de admisie este deschisă. Robinetele de injecție potrivite sunt selectate pentru a se asigura că cererea de combustibil a motorului este acoperită în orice moment; cu alte cuvinte, și atunci când este încărcat la sarcină maximă și la turații ridicate. Cu toate acestea, chiar și la sarcini parțiale, cantități mici de combustibil pot fi măsurate și injectate cu precizie.

Figura 1.12 Instalația de alimentare

În cazul instalației multipunct benzina este aspirată din rezervor de către o pompă electrică comandată de un releu și apoi este filtrată și trimisă la injectoarele din poarta supapelor de admisie de la fiecare cilindru al motorului, în cantități determinate de regimul de funcționare, într-o anumită ordine. Calculatorul (ECU) este informat de o serie de traductoare pentru: turație; temperatură; presiune; poziție.[6,8]

Calculatorul, în funcție de informațiile primite, lansează comanda injecției intermitente de benzina, prin supapa electromagnetica a fiecărui injector la presiunea de 2-3 bar, in anumite cantități, într-o anumită ordine, precum și scânteia de aprindere a amestecului carburant de către bujie, prin intermediul bobinei de inducție și a distribuitorului de înaltă tensiune.[19]

Instalația de răcire

Doar o parte din căldura rezultată în urma arderii combustibilului este transformată în lucru mecanic. Un procent semnificativ din căldură este absorbită de către piesele mecanice ale motorului. Din această cauză, pentru a limita temperatura maximă a organelor motorului sub o valoare critică (aprox. 95 °C), este necesară răcirea forțată a acestora.

Sistemul de răcire al motorului trebuie să asigure atingerea într-un timp cât mai scurt a temperaturii nominale de funcționare, precum și menținerea acestei valori în timpul funcționării motorului.

Figura 1.13 Instalația de răcire a motorului

Un bloc de motor răcit cu apă și un cap de cilindru au interconectați canalele de răcire care trec prin ele. În partea de sus a capului cilindrului toate canalele converg către o singură priză. Pompa de acționată de o roată și curea din arborele cotit acționează lichidul de răcire fierbinte din motor către radiator, care are formă de schimbător de căldură. Căldură nedorită este trecută de la radiator în curentul de aer, iar lichidul răcit se întoarce apoi la un orificiu de admisie la partea inferioară a blocului și revine din nou în canale. De obicei, pompa trimite lichidul de răcire prin motor și în jos prin radiator, profitând de faptul că apa caldă se dilată, devine mai ușoară și se ridică deasupra apei rece când este încălzită. Tendința sa naturală este de a curge în sus, iar pompa ajută circulația. Radiatorul este conectat la motor prin furtunuri de cauciuc și are un rezervor în partea de sus și unul în partea de jos conectate printr-un miez dintr-o bancă formată din multe tuburi fine. [20]

Într-un motor la temperatura obișnuită de lucru, agentul de răcire este doar puțin sub punctul de fierbere normal. Riscul de fierbere este evitat prin creșterea presiunii în sistem, care ridică punctul de fierbere. Presiunea suplimentară este limitată de capacul radiatorului, care are o supapă de presiune în el. Presiunea excesivă deschide supapa și lichidul de răcire curge printr-o conductă de prea-plin.

CALCULUL TERMIC

Calculul termic al motorului

Calculul termic are ca scop determinarea diagramei indicate pe care urmează să o realizeze motorul în funcționare, precum și dimensiunile fundamentale ale acestuia împreună cu principalii indici de perfecțiune.

La proiectarea unui motor nou se stabilesc performanțele ce trebuie realizate, în funcție de destinația motorului și nivelul de dezvoltare atins pe plan mondial. Astfel, apare ca rațional să se demareze calculul termic pornind de la puterea litrică pe care va trebui să o realizeze noul motor.

Știind puterea litrică se calculează cilindreea motorului:

(2.1)

Se calculează de asemenea presiunea medie efectivă la regimul pentru care se efectuează calculul:

(2.2)

Se estimează randamentul mecanic al motorului , cu ajutorul căruia putem calcula presiunea medie indicată:

(2.3)

Se alege o valoare convenabilă pentru raportul:

(2.4)

Pentru MAS =>

Se pot calcula dimensiunile fundamentale ale motorului:

Alezajul

(2.5)

Cursa pistonului

(2.6)

Se determină apoi viteza medie a pistonului:

(2.7)

Pentru MAS în 4 timpi de turisme ;

În figura 2.1 este reprezentată diagrama indicată pentru un MAS:

Se calculează presiunea medie indicată a ciclului teoretic echivalent:

(2.8)

Unde și sunt factori de rotunjire.

(2.9)

Valorile informative pentru presiunile de admisie () și de evacuare () sunt:

(2.10)

(2.11)

Unde:;

Pentru stabilirea elementelor caracteristice ale diagramei indicate trebuie precizate în prealabil valorile următorilor parametri:

Raportul de comprimare ε=11 ;

Exponentul politropic mediu al comprimării ;

Exponentul politropic mediu al destinderii ;

Gradul de destindere prealabilă ;

Temperatura gazelor la sfârșitul admisiei

Astfel, parametrii de stare la sfârșitul compresiei vor fi:

Presiunea

(2.12)

Temperatura

(2.13)

Rezultă că raportul de creștere a presiunii pe durata arderii se poate determina:

(2.14)

Se poate calcula acum presiunea maximă a ciclului teoretic:

(2.15)

Deoarece motorul este cu aprindere prin scânteie presiunea maximă a ciclului real va fi:

(2.16)

Tabel 2.1 Valori parametrii calcul termic

Calculul arderii

Combustibilul care arde în cilindrii motorului este definit prin participațiile masice ale conținutului său de carbon (c), hidrogen (h) și oxigen (o). Astfel, combustibilul specific motorului de proiectat este benzina care se caracterizează prin următoarele compoziții medii:

(2.17)

Cantitatea de aer minim necesară pentru arderea completă a 1 kg de combustibil se determină cu relația:

(2.18)

Considerând compozițiile prezentate anterior se obține:

(2.19)

Compoziția gazelor de ardere depinde de coeficientul de dozaj al aerului, .

În cazul motoarelor cu ardere prin scânteie, amestecul aer-combustibil se caracterizează prin valori ale coeficientului de dozaj al aerului, , ce variază în jurul valorii stoichiometrice . Întrucât calculul termic se efectuează pentru regimul de putere maximă, care se obține la funcționarea cu amestec bogat, se consideră valori ale lui în limitele

Adopt ;

Atunci când compoziția gazelor de ardere este precizată de relațiile:

(2.20)

(2.21)

(2.22)

(2.23)

Cantitatea inițială de încărcătură proaspătă este:

(2.24)

Unde, reprezintă masa molară a combustibilului. Dacă benzina se aproximează cu octanul , atunci .

Cantitatea finală de gaze arse este:

(2.25)

Coeficientul dinamic de variație molară se definește ca raportul dintre numărul de moli de gaze arse și numărul de moli de amestec inițial:

(2.26)

Cantitatea de încărcătură proaspătă care pătrunde în cilindrul motorului se amestecă cu gazele arse rămase de la ciclul precedent, formând astfel încărcătura inițială a cilindrilor. Numărul de kilomoli de gaze arse reziduale se poate calcula cu ajutorul ecuației:

(2.27)

Unde:

– temperatura gazelor arse reziduale;

-constanta universală a gazelor;

– Volumul camerei de ardere;

(2.28)

Numărul de kmoli de încărcătură inițială, se calculează în mod similar:

(2.29)

Numărul de kmoli de încărcătură proaspătă rezultă prin diferența celor două cantități:

(2.30)

Cu aceste date se pot calcula în continuare:

coeficientul de gaze arse reziduale:

(2.31)

coeficientul de umplere:

(2.32)

Unde: .

coeficientul total de variație molară

(2.33)

Numărul de moli de gaze arse

(2.34)

Rezultă valoarea temperaturii gazelor la sfârșitul arderii:

(2.35)

Tabel 2.2 Rezultate în urma arderii

Relația de bilanț energetic:

(2.36)

Tabel 2.3 Valori ale energiilor interne

Relația (2.36) permite calculul cantității de căldură ce trebuie degajată pe ciclu () pentru ca motorul să fie capabil să realizeze performanțele impuse prin tema de proiect. În condițiile asigurării puterii litrice preconizate:

cantitatea de combustibil ce poate fi arsă complet pe ciclu în cilindru:

(2.37)

cantitatea de combustibil care arde cu coeficientul de dozaj al aerului:

(2.38)

cantitatea de căldură ce poate fi degajată teoretic prin arderea acestei cantități de combustibil:

(2.39)

-puterea calorifică inferioară a benzinei.

Se determină valoarea coeficientului de utilizare al căldurii degajate prin arderea combustibilului în cilindru:

(2.40)

Pentru MAS .

Consumul orar de combustibil :

(2.41)

Consumul specific efectiv de combustibil:

(2.42)

Randamentul efectiv al motorului:

(2.43)

Tabel 2.4 Valori rezultate în urma calculelor

Bilanțul termic al motorului

Prin bilanțul termic al motorului se înțelege repartiția căldurii între lucrul mecanic efectiv și diferitele pierderi, ecuația de bilanț termic fiind conform figurii 2.2:

Figura 2.2 Bilanțul termic al unui motor cu ardere internă

(2.44)

În care:

– căldura transformată în lucru mecanic efectiv;

– căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii;

– căldura preluată de gazele de evacuare;

– căldura transmisă pereților de către fluidul motor;

– căldura conținută în gazele de evacuare la arderea incompletă.

Exprimând bilanțul termic referitor la 1 kg de combustibil, obținem:

(2.45)

(2.46)

Randamentul indicat are valoarea:

(2.47)

(2.48)

Căldura preluată de gazele de evacuare reprezintă diferența dintre entalpia gazelor de evacuare și entalpia fluidului proaspăt:

(2.49)

Se exprimă valorile entalpiilor gazelor de evacuare și fluidului proaspăt cu relațiile:

(2.50)

(2.51)

Unde:

– temperatura fluidului proaspăt la intrarea în sistemul de admisie;

– temperatura gazelor de ardere evacuate;

și – energii interne specifice.

(2.52)

Tabel 2.5 Energiile interne specifice

(2.53)

Rezultă:

(2.54)

Căldura transmisă pereților de către fluidul motor se calculează prin diferența:

(2.55)

Tabel 2.6 Valorile pentru căldură bilanț termic

Trasarea diagramei indicate

Pe baza calculului termic se construiește diagrama indicată. Ea folosește la determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului (randament indicat, consum specific indicat de combustibil și presiune medie indicată), precum și la calculul solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor.

Valorile pentru randament și consum specific sunt prezentate în tabelul 2.4, iar presiunea medie efectivă în tabelul 2.1.

Cu ajutorul acestor date se vor putea trasa următoarele diagrame:

Diagrama p-V (presiune-volum) – fig.2.3

Diagrama p-α (presiune-grade de rotație a arborelui cotit) – fig.2.4

Figura 2.3 Digrama presiune-volum pentru ciclul teoretic

Figura 2.4 Diagrama teoretică presiune-grade de rotație a arborelui cotit

Se verifică eroarea indicată.

(2.56)

Știind valoare lucrului mecanic indicat pe ciclul teoretic (calculat cu metoda trapezelor prin intermediul diagramei indicate) se poate calcula presiunea medie indicată a ciclului teoretic:

(2.57)

Tabel 2.7 Valori eroare indicată

Diagrama reală presupune, de fapt, corectarea diagramei teoretice, efectuând rotunjiri la finele proceselor de comprimare, destindere și evacuare, precum și la maximul de presiune al diagramei din timpul arderii.

Figura 2.5 Digrama presiune-volum pentru ciclul teoretic

Figura 2.6 Diagrama reală presiune-grade de rotație a arborelui cotit

Se verifică dacă eroarea relativă depășește limita de 2…5%.

(2.58)

La fel ca în cazul teoretic, lucrul mecanic indicat pentru ciclul real se calculează cu metoda trapezelor, rezultând presiunea medie a ciclului real:

(2.59)

Tabel 2.8 Valori eroare relativă

CALCULUL DINAMIC

Generalități

Efectuarea calculului dinamic presupune determinarea forțelor și momentelor existente în mecanismul motor, necesare pentru verificarea solicitărilor pieselor componente ale acestuia, după ce, evident, au fost în prealabil predimensionate.

Forțele care lucrează în mecanică motor pot fi grupate astfel:

forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare (Fi),

forțele produse de presiunea gazelor din cilindru (Fp),

forțele de greutate (Fg),

forțele de frecare (Ff).

Ultimele două categorii de forțe nu se iau în considerare deoarece au ponderi reduse.

Forțele de inerție se grupează în două categorii:

forțele de inerție ale maselor din mișcarea de translație Fitr,

forțele de inerție ale maselor din mișcarea de rotație Fir.

Motorul studiat este un motor in 4 timpi, cu număr par de cilindrii. În cazul acestui motor manivelele arborelui cotit se află în fază două câte două, grupele de manivele aflate în fază fiind uniform repartizate în jurul axei de rotație a arborelui cotit.

Figura 3.1 Schema arborelui cotit și steaua manivelelor

Deoarece motorul are patru cilindrii dispuși în linie, diferența unghiulară dintre două aprinderi consecutive va fi de 240 grade de rotație a arborelui cotit.

(3.1)

Arborele este cu plan central de simetrie, iar pe baza considerentelor teoretice expuse se vor obține variante de ordini de aprindere, trierea acestora realizându-se după criteriul de încărcare minima a lagărelor palier, eliminându-se pentru început variantele ce au un număr mare de aprinderi în cilindrii consecutivi, urmărind totodată respectarea distanței unghiulare a aprinderilor.

În cazul motoarelor cu 3 cilindri în linie, ordinea de aprindere este:

1-3-2-1

Mecanismul biela-manivela

Mecanismul bielă-manivelă este un mecanism cu ajutorul căruia mișcarea de translație a pistonului este transformată în mișcare de rotație a arborelui cotit. Acest mecanism este compus din cupla de translație (formată din piston și cămașă), cupla cilindrică de rotație (formată din piston și bolț) și cupla de rotație (formată din manetonul arborelui cotit și capul cu capacul bielei). Manivela este definită de rotația fusului maneton în jurul axei de rotație a arborelui cotit. [3]

Pentru studiul cinematicii mecanismului bielă-manivelă se adoptă ipotezele:

Piesele ce alcătuiesc mecanismul sunt nedeformabile;

Motorul funcționează la regim stabilizat, cu turația n constantă (viteza unghiulară este de asemenea constantă).

Figura 3.2 Schema mecanismului bielă-manivelă normal axat

În fig. 2 este reprezentată schema mecanismului bielă manivelă axat, cu elementele:

A – Punctul de articulație între piciorul bielei și piston, prin intermediul bolțului;

B – Punctul de articulație între capul bielei și manetonul arborelui cotit;

R – Raza manivelei arborelui cotit;

S – Cursa pistonului;

X – Deplasarea pistonului;

p.m.i – Punctul mort inferior;

p.m.e – Punctul mort superior;

l – Lungimea bielei;

α – Unghiul de rotație al arborelui cotit;

β – Unghiul de înclinare a bielei;

ω – Viteza unghiulară a bielei.

Analiza cinematică a pistonului

Deplasarea pistonului

Legea de variație a deplasării pistonului în funcție de unghiul α s-a determinat pe cale analitică:

(3.2)

Figura 3.3 Variația deplasării pistonului

Viteza pistonului

Derivând relația deplasării pistonului în raport cu timpul se obține expresia analitică a vitezei pistonului:

(3.3)

Rezultă ecuația pentru viteza pistonului:

(3.4)

Accelerația pistonului

Derivând în raport cu timpul expresia vitezei pistonului se obține expresia accelerației:

(3.5)

Astfel, obținem relația:

(3.6)

Analiza cinematică a bielei

Cinematica bielei se studiază ținând cont că aceasta are o mișcare plan- paralelă.

Se poate considera că fiecare punct al bielei execută o mișcare de translație identică cu cea a punctului B (fig.2) și o mișcare de rotație în jurul punctului B cu o viteză unghiulară și cu o accelerație unghiulară.

Mișcarea bielei se studiază, pentru un mecanism bielă-manivelă normal și axat, în funcție de unghiul β care poziționează biela pe ciclu.

Spațiul unghiular al bielei

Spațiul unghiular al bielei se determina cu relația:

(3.7)

Figura 3.6 Spațiul unghiular al bielei

Viteza unghiulară a bilei

Se obține prin derivare spațiului unghiular în raport cu timpul:

(3.8)

Viteza unghiulară a bielei este nulă pentru deci când oblicitatea bielei este maximă.

Figura 3.7 Variația vitezei unghiulare a bielei

Accelerația unghiulară a bielei

Accelerația unghiulară se poate determina prin derivare în raport cu timpul a expresiei vitezei.

(3.9)

Astfel, ecuația pentru accelerația unghiulară devine:

(3.10)

Aceasta accelerație atinge valoarea zero pentru unghiuri de rotație ale arborelui cotit (unde k= 0,1,2,) adică în punctele moarte și este maximă pentru

(unde k= 0,1,2) adică în punctele de oblicitate maximă a bielei când:

Figura 3.8 Accelerația unghiulară a bielei

Calculul dinamic al motorului

Prin calculul dinamic al mecanismului motor se urmărește determinarea mărimii și caracterului variației sarcinilor care acționează asupra pieselor motorului. Cercetările în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcționare. De aceea se folosesc relații simplificate, obținute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat.

Forțele care acționează în mecanismul bielă-manivelă

Figura 3.9 Forțele din mecanismul motor

Asupra mecanismului bielă-manivelă, acționează :

Forța de presiune a gazelor din cilindru ;

Forța de inerție a maselor aflate în mișcare de rotație ;

Forța de inerție a maselor aflate în mișcare de translație .

Pentru determinarea forțelor din elementele mecanismului bielă-manivelă este recomandabil să se înceapă cu determinarea forțelor care acționează după axa cilindrului, cercetând separat forțele de presiune a gazelor și forțele de inerție. De asemenea, pentru demararea calcului forțelor de inerție, se vor determina masele aflate în mișcare de rotație, respectiv translație.

Evaluarea maselor aflate în mișcare în mecanism

Masa pieselor aflate în mișcare de translație se calculează astfel :

(3.11)

unde:

– masa bielei care execută mișcare de translație

– masa totală a bielei

– masa grupului piston

Masa pieselor aflate în mișcare de rotație are următoarea formulă :

(3.12)

unde:

– masa manetonului

– masa unui braț

– masa bielei care execută mișcare de rotație .

Forța de presiune a gazelor

Forța dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relația:

(3.13)

Unde :

-presiunea gazelor din cilindru

-presiunea din interiorul carterului

Figura 3.10 Variația forței presiunii gazelor

Forța de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului și poate fi considerată în axa bolțului de piston. Această forță este considerată pozitivă când este orientată spre axa arborelui cotit și negativă când este orientată invers.

Calculul valorilor forței de presiune a gazelor se face tabelar. S-a construit curba și s-a ridicat diagrama reprezentată mai sus.

Forțele de inerție

Forțele de inerție sunt produse de masele aflate în mișcare accelerată și anume: piston asamblat (piston, bolț, segmenți), bielă și arbore cotit.

Forțele de inerție sunt îndreptate în sens opus accelerației și sunt date de formula generală:

(3.14)

Unde :

m – masa elementelor în mișcare [ kg ]

a – accelerația acestor mase [ m/s2 ]

Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație

Aceste forțe sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenți, bolț) și o parte din masa bielei și sunt considerate concentrate în axa bolțului.

Determinarea forțelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație se face cu relația:

(3.15)

unde: – masa pieselor aflate în mișcare de translație

– accelerația pistonului

Figura 3.11 Variația forțelor de inerție a maselor în mișcare de translație

Forța totală care acționează în lungul axei cilindrului este, deci, suma dintre forța de presiune a gazelor și forța de inerție a maselor aflate în mișcare de translație. Diagrama de mai jos ilustrează variația acestor forte, funcție de rotația arborelui cotit.

Figura 3.12 Forța totală care acționează în lungul axei cilindrului

Figura 3.13 Variația forțelor în mișcare de translație

Forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație

Aceste forțe sunt produse de o parte din masa bilei și masa neechilibrată a unui cot al arborelui cotit (masa manetonului și masele reduse ale celor două brațe).

Forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație se determină cu relația:

(3.16)

unde:

– masa pieselor aflate în mișcare de rotație

R – raza manivelei

ω – viteza unghiulara a arborelui cotit

Aceste forte sunt, deci, forțele centrifuge ce acționează pe direcția razei manivelei și rămân constante ca mărime.

În cazul existenței unor contragreutăți pe brațele manivelei, trebuie să se țină seama de masa acestora reducând-o la raza R și scăzând-o din masa brațelor manivelei.

Forța Ft aplicată în axa bolțului se descompune în două componente, una de sprijin, normală pe axa cilindrului (N) și una după axa bielei (B):

Forța normala pe axa cilindrului :

(3.17)

Figura 3.14 Variația forței normale pe axa cilindrului

Forța în lungul axei bielei :

(3.18)

Figura 3.15 Variația forței în lungul axei bielei

Calculul forțelor N și B se face tabelar ( vezi Anexe ) și se reprezintă grafic curbele N=f(α) și B=f(α).

În axa fusului maneton, forța B se descompune în două componente, una radială (Z) și una tangențială (T), expresiile lor fiind următoarele:

(3.19)

(3.20)

Figura 3.16 Variația forței în lungul bielei descompusă pe direcție radială

Figura 3.17 Variația forței în lungul bielei descompusă pe direcție tangențială

Figura 3.18 Variația forțelor în mișcare de rotație

Forța tangențială T este singura forță care produce momentul motor.

Expresia momentului motor este:

(3.21)

Raza manivelei R, în [ m ], fiind constantă, curba de variație a momentului motor funcție de unghiul de rotație al manivelei este identică cu cea a forței tangențiale T, evident la o scară adecvată.

Figura 3.19 Variația momentului motor

Figura 3.20 Variația momentelor

Momentul motor total se obține prin însumarea momentelor obținute pentru fiecare cilindru al motorului ținând cont de ordinea de funcționare a acestora și de configurația arborelui cotit. De asemenea, se poate obține suma momentelor ce acționează asupra fiecărui fus palier al arborelui cotit.

Se stabilește variația momentului motor total funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit, precum și valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculează puterea dezvoltată de motor care se compară cu puterea obținută la calculul termic.

Ca poziție de pornire (α=0) se consideră poziția corespunzătoare punctului mort superior, a primului cilindru, aflat la admisie.

Calculam momentul mediu produs de un cilindru al motorului, ca medie a momentului total pe parcursul a α = 0…720o

Calculăm momentul mediu total produs de motor, produs a momentului mediu cu numărul de cilindri.

(3.22)

Puterea dezvoltata de motorul proiectat are formula :

(3.23)

Pentru verificarea calculelor, se calculează eroarea:

(3.24)

Eroarea este mai mică decât abaterea acceptata de maxim 5 % .

Figura 3.21 Variația momentului rezultant

CALCULUL ȘI DIMENSIONAREA ECHIPAJULUI MOBIL

Bolțul

Condiții funcționale

Bolțul sau axul pistonului are rolul de a articula pistonul cu biela. Acesta are o forma cilindrica tubulara si este montat in umerii pistonului si in piciorul bielei. Din punct de vedere cinematic este o cupla cilindrica, care permite rotația relativa intre piston si biela.

Bolțul este încărcat de forța de presiune a gazelor din cilindru și de forța de inerție a pistonului cu segmenții, pe care le transmite bielei. Sub acțiunea acestor forțe, bolțul este solicitat la încovoiere și forfecare în secțiunile transversale și la ovalizare în secțiunea longitudinală, forțele preluate produc deformația de încovoiere în lungul axei bolțului și ovalizarea lui perpendicular pe axă. În cazul unei rezistențe insuficiente, solicitarea la încovoiere provoacă ruperea transversal a bolțului. Deformația de încovoiere determină o distribuție neuniformă a presiunii dintre bolț și locașurile lui, de-a lungul îmbinării și poate duce la ruperea umerilor pistonului, la racordarea A-A cu mantaua. Datorită ovalizării, bolțul se poate fisura după un plan longitudinal, antrenând, eventual, și ruperea piciorului bielei.

Deoarece forțele preluate sunt periodic variabile, bolțul este solicitat la oboseală. Creșterea rapidă a presiunii gazelor în timpul arderii determină solicitarea bolțului prin șoc.

Condițiile severe de funcționare a bolțului sunt îngreunate datorită următoarelor cauze: temperatura zonelor de sprijin în umerii pistonului este ridicată ( 120…150° C); mișcarea de rotație a bolțului este oscilată și lentă în jocurile din locașurile bolțului, aportul de ulei este discontinuu. În consecința, între bolț și locașuri se realizează frecarea semifluidă, care provoacă o mărire suplimentară a temperaturii și afectează pelicula de ulei existentă. Ca efect, bolțul este supus unei importante uzări, care se intensifică datorită solicitării prin șoc.

Materiale pentru bolț

În construcția bolțului se folosesc oțeluri de cementare, care satisfac cel mai bine condițiile funcționale. Semifabricatele care sunt fie bare tubulare, fie care laminate sau forjate din șarje speciale.

Pentru bolțuri cu solicitare medie se utilizează oțel carbon sau oțel slab aliat cu crom (15Cr08 STAS 791-80), având conținutul redus de carbon. Prin cementare pe întreaga lungime și adâncimea de 0,5… 1,5 (mm), urmată de călire, duritatea suprafeței de lucru ajunge la 58… 65 (HCR); în miez, duritatea se limitează la 35… 44 (HCR). În final se execută tratamentul de revenire, pentru stabilizarea structurii. La bolțuri cu dimensiuni mici, se folosesc, uneori, oțeluri cu C=0,45… 0,55%, de exemplu OLC 45 STAS 880-80, la care se aplică numai călire prin inducție cu curenți de înaltă frecvență (CIF), mai ieftină decât cementarea, pe adâncimea de 1,0… 1,5 (mm); procedeul nu este recomandat pentru bolțuri cu orificiu profilat, capetele cu grosime radială mică ale acestora devenind prea fragile.

Bolțurile greu solicitate se construiesc din oțeluri aliate. După cementare, călire și revenire, duritatea suprafeței este comparabilă cu cea indicată mai sus, dar rezistența la rupere este mai mare.

Pentru bolțul proiectat am ales un oțel special aliat 16MnCr5.

Construcția și montajul bolțului

Construcția bolțului, cu orificiu coaxial cu suprafața exterioară, îi asigură o masă redusă. Cea mai simplă fabricație se obține când orificiul bolțului este cilindric. Grosimea peretelui depinde de rapiditatea motorului și de nivelul presiunii maxime a gazelor din cilindru. La motoarele cu turație mare, cum este si cazul motorului proiectat, se utilizează bolțul cu perete subțire 2…5 (mm), pentru a-i limita masa.

Comportarea in exploatare a ansamblului piston-biela-bolț este influențata de modalitatea de montare a bolțului. La motoare rapide este utilizat bolțul flotant care permite rotirea acestuia în biela și piston, generând uzuri relativ uniforme pe toată suprafața acestuia. Apariția unui joc între bolț și cele două piese de montaj ale acestuia (piston și bielă) conduce la necesitatea asigurării acestuia împotriva deplasării pe axa piciorului bielei. Aceasta se realizează cu inele(acestea trebuiesc montate în locașuri speciale din umerii pistonului, pentru a nu îngreuna ungerea acestuia).

Se realizează ungerea liberă a bolțului, prin pătrunderea ceții de ulei sub capul pistonului printre piciorul bielei și umerii pistonului și pătrunderea uleiului în spațiile create de jocuri. Accesul uleiului se intensifică prevăzând cu orificii locașurile în care bolțul are joc. Ungerea este favorizată de schimbarea sensului rezultantei F transmise de piston: uleiul este pompat pe circumferința bolțului, datorită variației periodice a poziției acestuia față de locașuri.

Stabilirea dimensiunilor

Diametrul exterior d și lungimea de sprijin a și b trebuie să asigure rezistența bolțului la uzură. Aproximată prin presiunile din umerii pistonului pa și din piciorul bielei, pb. Considerând că bolțul este încărcat de rezultanta F dintre forța de presiune maximă a gazelor și forța maximă de inerție a pistonului cu segmenții, luate la regimul nominal, adică:

(4.1)

Unde este masa totală a acestor piese, se obține:

(4.2)

(4.3)

Se adoptă , deoarece pistonul este mai puțin rezistent decât biela, iar condițiile de lucru sunt mai dezavantajoase în umerii pistonului: temperatura este mai mare; bucșa prevăzută în piciorul bielei, când bolțul este flotant, ameliorează frecarea.

Tabel 4.1 Dimensionarea bolțului

Verificarea solicitărilor

Bolțul se verifică la solicitările produse de forța F (rezultanta dintre forța de presiune maximă a gazelor și forța maximă de inerție a pistonului cu segmenții).

Verificarea la încovoiere

Cea mai solicitată este secțiunea din mijlocul bolțului, unde se produce momentul încovoietor maxim M;

(4.4)

Efortul unitar maxim fiind:

(4.5)

Unde .

Figura 4.2 Schema de solicitare a bolțului la încovoiere (a ,b) și distribuția forțelor tăietoare în lungimea bolțului (c)

Coeficientul de sigurantă șa oboseală se calculează cu relația:

(4.6)

– efortul unitar maxim;

– coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile;

– coeficient dimensional;

– coeficient de calitate a suprafeței;

– rezistența la oboseală prin ciclu simetric de încovoiere.

Valoarea coeficientului de siguranță trebuie să fie cuprinsă între 1,0…2,2.

Verificarea la forfecare

Verificarea la forfecare se realizează în secțiunile dintre părțile frontale ale pasajelor și piciorul bielei.

Tensiunea unitară la forfecare se determină cu relația:

(4.7)

Calculul de ovalizare

Pentru a se studia ovalizarea se consideră bolțul ca o grindă curbă în secțiune transversală încărcată cu o sarcină distribuită sinusoidal (p = p0*sin).

Deoarece ipoteza nu este riguros exacta, rezultatele se corectează cu majorarea forței F cu un coeficient care tine seama de raportul dimensiunilor. Raportul k utilizat pentru majorarea forței va avea relația: .

(4.8)

Tabel 4.2 Rezultate bolț

Figura 4.3 Bolț realizat în SolidWorks

Pistonul

Rol funcțional

Pistonul, în cadrul mecanismului motor, este piesa care executa mișcarea de translație alternativă. Mișcarea de translație este impusă de forța de presiune a gazelor (în timpul motor) și de masele de inerție aflate în mișcare de translație sau rotație (în ceilalți timpi).

Rolul pistonului este:

realizează variație de volum în interiorul cilindrului;

asigură evoluția fluidului motor în interiorul cilindrului;

ghidează mișcarea bielei transmițând forțele de presiune ale gazelor;

asigură etanșeitatea cilindrului, împiedicând scăpările de gaze și pătrunderea uleiului în exces;

contribuie la evacuarea căldurii rezultate în timpul arderii.

Părțile componente ale unui piston sunt:

Capul pistonului

Regiunea port-segmenți

Mantaua pistonului

Umerii pistonului/Locașul bolțului

Figura 4.4 Componența pistonului

Capul Pistonului este cea mai solicitată zona din punct de vedere termic deoarece intră în contact cu gazele de ardere și în același timp preia și forțele de presiune. În funcție de tipul motorului cu ardere internă capul pistonului are diferite forme: plat, bombat sau să conțină o parte din camera de ardere.

Regiunea Port-Segmenți conține trei canale în care sunt montați segmenții. Primul segment, cel mai apropiat de capul pistonului, se numește segmentul de compresie/foc, al doilea se numește segment de etanșare iar al treilea segment de ungere. Legătura pistonului de bielă se realizează cu ajutorul bolțului montat în umerii pistonului numiți și locașurile bolțului.

Mantaua pistonului are în general o formă cilindrică fiind executată evazat pentru a asigura scăderea jocului sper muchia inferioară. Evazarea se poate obține și prin retragerea umerilor la turnare sau prin prelucrare. Limitarea masei pistonului se poate obține și prin îndepărtarea zonelor inactive din manta.

Umerii pistonului au, în general, formă tubulară. Poziția lor în raport cu capul pistonului se stabilește în funcție de încărcarea lui termică. Trebuie să aibă o mare rigiditate, care să limiteze deformarea lor și a celorlalte componente ale pistonului.

Materiale pentru piston

Materialul utilizat este aluminiul, material cu densitate scăzută.

Ca tehnologie de fabricare, semifabricatul se poate turna sau matrița, după care se realizează operații de prelucrare și tratare termică. După conținutul elementului de aliere de bază, aliajele de aluminiu pentru pistoane se împart în două grupe: aliaje pe bază de siliciu (Al-Si-Mg-Ni- silumin) și aliaje pe bază de cupru (Al-Cu-Ni-Mg- aliaje y). Dintre aliajele pe bază de siliciu, pentru pistoane se utilizează cele eutectice și hipereutectice.

Aliajele de aluminiu se caracterizează printr-o densitate mult mai mică decât cea a fontei sau oțelului, fapt ce duce la realizarea unor pistoane mai ușoare. Acestea au ca element principal de aliere siliciul si sunt numite siluminii. Aliajele care sunt pe bază de cupru au coeficientul de dilatare cel mai mare, din această cauză pistoanele se prevăd cu jocuri mărite, ceea ce favorizează intensificarea uzurilor grupului piston-segmenți-cilindru.

Creșterea conținutului de siliciu reduce coeficientul de dilatare si îmbunătățește proprietățile mecanice și anticorozive ale materialului. [4]

Materialele utilizate în construcția pistoanelor trebuie să îndeplinească mai multe cerințe:

Rezistență mecanică înaltă, ce trebuie să se păstreze la temperatura de funcționare;

Densitate scăzută, pentru a nu dezvolta forțe de inerție mari;

Duritate ridicată si proprietăți bune antifricțiune;

Coeficient de dilatare scăzut, ce permite adoptarea unor jocuri de montaj mici;

Conductivitate termică ridicată, pentru a asigura evacuarea căldurii;

Cost redus și o prelucrare ușoară.

Dimensionarea pistonului

Pistonul poate fi dimensionat folosind fig. 4.4 și tabelul 4.3 în funcție de alezajul cilindrului.

Tabel 4.3 Date statistice piston

Figura 4.5 Secțiune piston

Unde:

D- Diametru pistonului

L-Lungimea pistonului

Hc- Înălțimea de compresie

Lm-Lungimea mantalei pistonului

δ -Grosimea capului pistonului

H-Înălțimea canalului de segment

H1-Înălțimea de la primul segment

H2-Grosimea flancului

Gm-Grosimea mantalei

du-Diametrul exterior al umerilor bolțului

Di-Diametrul interior al capului pistonului

d-Diametru interior al umerilor bolțului

B-Lungimea umerilor

A-Adâncimea port-segmenți

Tabel 4.4 Valori pentru dimensiunile pistonului

Calculul pistonului

Verificarea capului pistonului

Acesta se verifică atât la solicitări mecanice cât și la solicitări termice, considerându-l o placă incastrată pe contur având grosimea constantă δ și diametrul Di al suprafeței interioare a regiunii port-segmenți.

Eforturile mecanice vor fi generate de presiunea maximă a gazelor din cilindru, care se consideră uniform distribuită. Eforturile mecanice radiale și tangențiale se determină cu următoarele relații :

Pentru zona de margine:

(4.9)

(4.10)

Pentru zona centrală:

(4.11)

Unde, termenul μ reprezintă coeficientul lui Poisson.

Pentru solicitările termice se face ipoteza că nu există variație axială a temperaturii, ci numai radială (nu variază cu grosimea capului pistonului). De aceea nu există decât tensiuni radiale și tangențiale pe suprafața acestuia ce sunt generate de diferența de temperatură dintre centrul pistonului și marginea acestuia.

(4.12)

(4.13)

În relațiile 4.12 și 4.13 s-a notat cu „r” raza curentă la care se face calculul și pentru care efortul radial din margine care ar trebui să fie nul. Astfel, rezultatele nu sunt în conformitate cu datele experimentale, iar calculul se va face astfel:

(4.14)

(4.15)

(4.16)

(4.17)

(4.18)

(4.19)

(4.20)

Cu ajutorul acestor ecuații se prezintă rezultatele finale ale verificării capului pistonului:

Tabel 4.5 Rezultate eforturi

Verificarea regiunii port-segmenți

Această zonă se verifică pentru că reprezintă zona slăbită din cauza găurilor de ungere. Această arie slăbită se obține din scăderea suprafeței găurilor de ungere, astfel:

(4.21)

Această regiune se va verifica la comprimare, pentru forța maximă obținută la PMI în cursa de ardere și la întindere la începutul admisiei. [6]

(4.22)

(4.23)

În urma calculelor se obțin următoarele rezultate pentru regiunea port-segmenți:

Tabel 4.6 Rezultate regiunea port segmenți

Verificarea umerilor și a mantalei

Umerii pistonului se verifică la forfecare în regiunea de îmbinare cu bolțul, cu ajutorul relației următoare:

(4.24)

Tabel 4.7 Rezultate umeri

Pentru manta se verifică presiunea maximă care va fi exercitată de aceasta pe cilindru:

(4.25)

Tabel 4.8 Rezultate manta

Figura 4.6 Piston realizat în SolidWorks

Segmenții

Rol. Condiții generale

Segmenții se montează în canalele port-segmenți ale pistonului pentru a etanșa cilindrul. Ei au forma unui inel tăiat. Datorită tăieturii, segmentul este elastic: segmentul liber stă deschis, având distanța între capete s0; la montarea în cilindru, segmentul este strâns și ia formă circulară, diametru periferiei luând valoarea alezajului D, iar distanța între capete devine s < s0. Ca urmare, segmentul dezvoltă o anumită presiune pe oglinda cilindrului, a cărei valoare medie este numită presiune medie elastică.

În canalele mai apropiate de capul pistonului se dispun segmenții de comprimare, care realizează etanșarea la gaze, împiedicând scăpările din cilindru spre carter. Acești segmenți au și rolul suplimentar de a transmite cilindrului cea mai mare parte din căldura primită de piston. În canalele mai îndepărtate de capul pistonului se montează segmenții de ungere, care asigură etanșarea la ulei: ei împiedică pătrunderea în camera de ardere a uleiului ajuns pe cilindru, dozându-l și distribuindu-l uniform.

Unde:

fs – flanc superior

fi – flanc inferior

h – înălțimea segmentului

a – grosimea radială

Numărul de segmenți depinde de turația maximă ( cu cât este mai mare cu atât scade numărul segmenților deoarece se reduce timpul aferent scurgerii gazelor) și de presiunea maximă ( cu cât este mai mare cu atât numărul segmenților trebuie să crească pentru a limita cantitatea de gaze scăpate în carte). [5]

Pentru motorul proiectat se folosesc doi segmenți de comprimare și un segment de ungere.

Se alege materialul F12, care prezintă următoarele particularități :

Rezistența la rupere ;

Modulul de elasticitate E= (10…13) [MPa];

Coeficientul de dilatare termică liniară =(11.6…13.2) ;

Dimensionarea segmenților

Primul segment de comprimare :

Tabel 4.9 Dimensiuni primul segment de comprimare

Al doilea segment de comprimare :

Tabel 4.10 Dimensiuni al doilea segment de comprimare

Calculul segmenților

Se determină grosimea radială a segmentului, punând condiția ca efortul unitar la montaj să nu depășească rezistența admisibilă. De asemeni, efortul unitar din timpul funcționării trebuie să fie cât mai mic.

< (4.26)

unde :- = (200…300)MPa ;

– m= 0.5 deoarece procedeul de montaj este Ghintburg

Considerând g= 2,5 [mm] ( grosimea radială) =>

Se determină efortul unitar în funcționare :

=305 [MPa] (4.27)

unde : – coeficientul k= 1.742.

Presiunea medie elastică se calculează luând referință valorile forțelor tangențiale și a înălțimilor alese la 4.3.2.

a) Pentru primul segment :

= 0.31 [MPa] (4.28)

Rostul de dilatare se determină în cele trei stări ale segmentului :

În stare liberă :

= 4 [mm] (4.29)

unde : c=0.196

b) În funcționare se consideră s’= (0.0015…0.0030) D= (0.1155…0.231) [mm],

se alege rostul de dilatare în funcționare s’= 0.2314 [mm]

c) La montaj :

s= = 0.3 [mm] (4.30)

unde : -temperatura în zona segmentului, Ts= (227…272) [șC]= 250 [șC]

-temperatura de montaj, T0= 20 [șC]

– coeficientul de dilatare liniară a materialului segmentului :αs=(11…12)106

se alege αs=11106

Jocul segmentului în canal : – radial h’= (0.041…0.082) mm, se alege h’= 0.061 [mm]

-axial a’= (0.8…1.3) mm, se alege a’=1.1 [mm]

-adâncimea canalului A=a+a’ – = 3.75 [mm]

Segmentul de ungere.

Tabel 4.11 Dimensiunile segmentului de ungere

Biela

Rolul funcțional

Biela este organul mecanismului motor care transmite forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit și care asigură transformarea mișcării alternative de translație a pistonului in mișcarea de rotație a arborelui cotit.

Biela este supusă la condiții de solicitare, trebuie găsite soluții constructive ale bielei în așa fel încât să asigure o rezistență și rigiditate maximă în condițiile unei mase cât mai mici. Tendința este de scurtare a lungimii bielei, de renunțare la bucșa de bronz din piciorul bielei prin utilizarea bolțurilor presate; utilizarea bielelor din materiale compozite precum și înlocuirea bielelor forjate cu biele turnate din fontă nodulară sau maleabilă.

Materialele care răspund cerințelor impuse bielei sunt: oțelurile de îmbunătățire cu conținut mediu de carbon (0,35…0,45%) mărcile OLC 45 X, OLC 50 și oțelurile aliate mărcile 40C 10, 41 MoC 11. Șuruburile bielei se execută de regulă din același material cu biela. Bucșa din piciorul bielei se execută din bronz cu plumb, bronz cu staniu sau bronz fosforos.

Biela este compusă din trei parți:

Figura 4.9 Principalele părți ale bielei

Piciorul bielei

Pentru a proiecta piciorul bielei trebuie să știm dimensiunile bolțului și tipul îmbinării piston-bolț-bielă. Rigidizarea piciorului bielei este realizată prin adoptarea de raze mari de racordare între acesta și corp ținând totuși seama de masă.

Calculul piciorului

Pentru dimensionare valorile piciorului bielei se determină pe baza datelor constructive obținute prin metode statistice (tabel 4.9).

Tabel 4.12 Dimensiuni caracteristice pentru piciorul bielei

În timpul funcționării, în piciorul bielei iau naștere tensiuni determinate de:

Solicitarea de întindere

Forța de întindere se determină cu relația:

[N] (4.31)

Tensiunile unitare produse de forța de întindere se determină folosind următoarele ipoteze simplificatoare:

Piciorul bielei reprezintă o grindă curbă încastrată în zona de racordare a piciorului cu corpul bielei;

Forța de întindere este distribuită uniform pe jumătatea superioară a piciorului.

Figura 4.10 Schema de calcul a piciorului bielei la întindere.

În cazul în care unghiul de încastrare este î >90, momentul încovoietor și forța normal în secțiunea de încastrare determinate de forța de întindere au următoarele expresii:

(4.32)

(4.33)

unde:

M0 – momentul încovoietor determinat e forța de întindere;

N0 – forța normală determinată de forța de întindere.

Momentul M0 de încovoiere și forța normală N0 se determină cu următoarele relații:

(4.34)

(4.35)

În secțiunea de încastrare forța normală și momentul încovoietor solicită atât bolțul presat cât și piciorul bielei, în aceste condiții este utilizat un coeficient de proporționalitate care are expresia:

(4.36)

unde:

Ab- aria secțiunii bucșei;

Ap- aria secțiunii piciorului;

EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucșei sau a bolțului presat;

EOL- modulul de elasticitate al materialului bielei.

Tensiunile pentru fibra interioară (σîi ) respectiv exterioară (σîe) produse se calculează cu relațiile:

[N/mm2] (4.37)[N/mm2] (4.38)

Solicitarea la compresiune

Valoarea maximă a forței de compresiune este atinsă atunci când presiunea din cilindru are valoarea maximă:

[N] (4.39)

Se efectuează calculul tensiunilor produse în piciorul bielei de solicitarea de compresiune folosind următoarele ipoteze:

Piciorul bielei se consideră o grindă curbă încastrată în zona de racordare cu corpul bielei;

Forța de compresiune este distribuită sinusoidal pe jumătatea inferioară a piciorului.

Figura 4.11 Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune.

Momentul încovoietor și forța normală în secțiunea de încastrare A-A, determinate de forța de compresiune se pot calcula cu relațiile:

(4.40)

(4.41)

Unghiul c se măsoară în radiani.

Valorile tensiunilor în secțiunea de încastrare determinate de forța de compresiune se calculează cu următoarele expresii:

Pentru fibra interioară:

[N/mm2] (4.42)

Pentru fibra exterioară:

[N/mm2] (4.43)

Solicitare datorată presării bolțului

Presiunea datorată strângerii poate fi obținută cu expresia:

[N/mm2] (4.44)

Știind că = 0,3 – coeficientul lui Poisson.

Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:

în fibra interioară:

[N/mm2] (4.45)

în fibra exterioară:

[N/mm2] (4.46)

Coeficientul de siguranță al piciorului bielei se calculează în ipoteza unei solicitări de oboseală după un ciclu simetric de întindere – compresiune, pentru fibra exterioară în secțiunea de încastrare.

Valorile maxime și minime ale tensiunilor ciclului sunt:

[N/mm2] (4.47)[N/mm2] (4.48)

În aceste condiții expresia coeficientului de siguranță poate fi scrisă sub forma următoare:

(4.49)

Pentru care:

-1t= 340…400 [N/mm2] – rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de întindere – compresiune;

k=1 – coeficient de concentrare ;

= 0,8…0,9 – factorul dimensional;

= 0,12…0,20 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;

= 0,70…0,80 – coeficientul de calitate al suprafeței.

Valorile coeficientului de siguranță calculate trebuie să fie cuprinse în intervalul 2…5.

Deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție se determină cu relația:

[mm] (4.50)

Tabel 4.4.13 Rezultate picior bielă

Corpul bielei

Are forma unei tije. Secțiunea transversală a corpului bielei este solicitată la flambaj, de aceea se adoptă în formă de dublu T (fig. 4.7) pentru a asigura o bună rigiditate a bielei, la o masă relativ mică.

Figura 4.12 Dimensiuni pentru corpul bielei

Calculul corpului bielei

Dimensiunile caracteristice uzuale pentru profilul în dublu T al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrărilor statice ale construcțiilor existente (tab.4.11).

Tabel 4.4.14 Dimensiuni caracteristice corp bielă

Corpul bielei se calculează la oboseală, fiind supus la :

întindere de forța de inerție maximă a maselor aflate în mișcarea de translație;

la compresiune de rezultanta dintre forța maximă a gazelor și forța de inerție.

Secțiunea de calcul a corpului bielei depinde de forma acestuia. În cazul unei secțiuni transversale constante sau ușor variabile pe lungime, cazul ales pentru tema de proiect, secțiunea de calcul se alege la mijlocul lungimii bielei.

Se adoptă ca secțiunea de calcul , secțiunea mediană a corpului bielei, aceasta este solicitată la întindere de forța de inerție a maselor ansamblului piston și a masei situate deasupra ei (m1b=0,275·mb).

[N] (4.51)

Tensiunile la întindere sunt:

[N/mm2] (4.52)

Corpul bielei este supus la compresiune de către forța determinată cu relația:

[N] (4.53)

Tensiunea de compresiune este dată de relația:

[N/mm2] (4.54)

Tensiunile de flambaj se vor calcula:

în planul de oscilație:

[N/mm2] (4.55)

în planul de încastrare:

[N/mm2] (4.56)

Unde:

σe- limita de elasticitate;

Ix, Iy- momentele de inerție în planul de oscilație, respectiv în planul de încastrare;

l – lungimea barei cu capetele articulate;

l1- lungimea barei cu capetele încastrate.

Însumarea tensiunilor de compresiune și de flambaj se poate realiza după următoarele relații:

în planul de oscilație:

[N/mm2] (4.57)

în planul de încastrare:

[N/mm2] (4.58)

Unde:

Coeficientul de siguranță se determină cu relația:

(4.59)

Tensiunea maximă, minimă, amplitudinea ciclului și tensiunea medie se determină cu ajutorul ecuațiilor:

(4.60)

(4.61)

(4.62)

(4.63)

Mărimile pentru bk, e, g și y iau aceleași valori ca și în cazul piciorului bielei.

Valoarea coeficientului de siguranță calculat pentru corpul bielei nu trebuie să fie inferioară coeficientului de siguranță admisibil de 2,0…2,5. [6]

Tabel 4.4.15 Rezultate corp bielă

Capul bielei

Capul bielei este tubular și secționat, având capac și cuzineți. Sub aspectul execuției, cea mai avantajoasă variantă este secționarea capului după planul perpendicular pe axa bielei. La fel ca la piciorul bielei, capul este legat prin o largă rază de racordare, care trebuie să asigure o bună corelație între rigiditate și masă.

Întrucât diametrul fusului maneton este mare, se impune limitarea grosimii peretelui capului bielei; aceasta este condiționată de două elemente: primul este legat de traiectoria capului bielei în carter, cel de-al doilea este posibilitatea de montaj a bielei prin cilindru. Un cap de bielă mare face ca traiectoria acestuia în deplasare să fie de asemenea mare, ceea ce conduce la un carter cu volum sporit. Montajul grupului piston bielă se face prin cilindru, după care biela se trage și se fixează pe maneton. Din acest motiv gabaritul capului bielei trebuie să fie mai mic decât alezajul. Una din metodele cele mai răspândite este aceea de minimizare a distanței între șuruburile capacului bielei.

Deoarece șuruburile nu pot prelua decât solicitare axială este necesară luarea unor măsuri de descărcare a forței transversale. Pentru acesta se pot prevedea danturi triunghiulare la interfața capac cap bielă, praguri de descărcare sau bucșe de centrare.

Capacul bielei trebuie să asigure aceleași condiții ca și capul bielei.

Calculul capului bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.

Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neînsemnată solicitarea de compresiune a acestuia.

Solicitarea de întindere se transmite numai capacului și este determinată de forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de translație și de forța centrifugă a masei bielei care efectuează mișcarea de rotație mai puțin masa capacului bielei.

[N] (4.64)

Calculul tensiunilor se realizează admițând următoarele ipoteze:

Capul bielei este o bară curbă continuă;

Secțiunea cea mai solicitată este secțiunea de încastrare A-A (fig. 3.18);

Capacul bilei are secțiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanța dintre axele șuruburilor;

Forța de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege sinusoidală ;

Cuzinetul se deformează împreună cu capacul și preia o parte din tensiuni proporțională cu momentul de inerție al secțiunii transversale.

Figura 4.13 Schema de calcul pentru capul bielei

Tensiunea în fibra interioară în secțiunea de calcul este dată de relația:

[N/mm2] (4.65)

unde:

Icp, Icuz – momentele de inerție ale capacului și cuzinetului;

Acp, Acuz – ariile secțiunilor capacului și cuzinetului;

Wcp- modulul de rezistență la încovoiere al secțiunii capacului.

Solicitarea capului bielei se desfășoară după un ciclu pulsator, coeficientul de siguranță calculându-se cu relația:

(4.66)

Sub acțiunea forței de inerție se produc deformații în secțiunea de separare a capacului de corp.

Deformația maximă poate fi determinată cu ecuația:

(4.67)

Valoarea deformației calculate nu trebuie să depășească jumătate din jocul de montaj D. La proiectare D se adoptă în limitele (0,0003…0,0030)dm, unde dm este diametrul fusului maneton. [4] [6]

Pentru asamblarea capului bielei se utilizează frecvent șuruburi cu piulițe. Montarea și demontarea se fac mai ușor dacă piulițele se vor găsi la capac. Pe capul bielei, locul în care se va fixa șurubul, se va prelucra un locaș în care acesta va intra sau șurubul poate fi prelucrat pentru a putea fi fixat în locașul din capul bielei. Șuruburile pot fi profilate, având o zonă centrală cilindrică, prelucrată precis, care să asigure centrajul între corp și capac.

Tabel 4.16 Rezultate cap bielă

Figura 4.14 Bielă realizată în SolidWorks

Arborele cotit

Rol. Componență. Condiții funcționale. Materiale.

Arborele cotit preia forțele transmise de biele si forțele de inerție ale maselor cu mișcare de rotație. El însumează lucrurile mecanice dezvoltate în cilindri și transmite energia rezultată spre utilizare. Arborele cotit transformă mișcarea de translație alternativă in mișcare de rotație. El este piesa care asigură funcționarea sistemelor auxiliare necesare motorului.

Elementele componente ale arborelui cotit sunt:

fusurile palier, prin care se sprijină in lagăre;

fusurile maneton, servind la articularea bielelor;

brațele, ce realizează legăturile dintre fusuri și sunt prevăzute uneori în partea opusă fusului maneton adiacent;

masele adiționale numite contragreutăți, având rolul de a ameliora echilibrajul forțelor de inerție și al momentelor și de a descărca parțial lagărele;

extremitățile, pe care se montează diferite organe.

La motoarele în linie, soluția clasică este aceea cu un cot pentru fiecare cilindru, între două fusuri paliere se găsește câte un fus maneton.

Forțele preluate de arborele cotit, periodic variabile, produc momente de încovoiere și răsucire care vor genera oboseală în acesta, iar din cauza faptului că există variații bruște ale forțelor pot apărea solicitări cu șoc.

Arborii cotiți se construiesc curent din oțel. Dimensionarea largă reclamată de asigurarea rigidității permite uneori utilizarea oțelului carbon de calitate, fiind întâlnite mărci folosite și pentru fabricația bielei.

Proiectarea arborelui cotit

Arborele cotit al motoarelor în patru timpi se executa nedemontabil. Fusurile arborelui cotit se construiesc astfel ca suprafața portantă să fie cât mai mare. Diametrele fusurilor palier cât și cele ale fusurilor maneton sunt egale între ele, iar în același timp lungimile manetoanelor sunt egale dar lungimile palierelor se pot diferenția în funcție de încărcare.

Pentru reducerea concentratorilor de eforturi se prevăd praguri intermediare la trecerea dintre fusuri și brațe, însă acestea nu trebuie să a fie prea mari pentru a nu reduce suprafața portantă. Contragreutățile ce echipează arborele măresc masa motorului, dar pe de altă parte se poate reduce masa volantului. Acestea sunt utilizate pentru a contrabalansa forțele de inerție în rotație și pentru a reduce încărcările pe lagăre.

Astfel, pentru dimensionarea arborelui cotit s-au folosit ca referința relativă următoarele date:

Figura 4.15 Dimensionarea schematică a unui cot

Valorile relative pentru dimensionarea arborelui sunt prezentate in tabelul de mai jos:

Tabel 4.4.17 Valori dimensionare

Utilizând datele din fig.4.10 și din tabelul 4.14 s-au obținut dimensiunile finale:

Tabel 4.4.18 Dimensiuni coturi

Figura 4.16 Arbore cotit realizat în SolidWorks

DETERMINAREA NIVELULUI DE ÎNCĂRCARE PENTRU UN FILTRU DE PARTICULE CE ECHIPEAZĂ MOTOARELE PE BENZINĂ

Evoluția normelor europene pentru limitarea poluării la automobile

Potrivit normativelor UE [23], "emisiile de poluanți atmosferici proveniți din transport contribuie semnificativ la starea generală a calității aerului în Europa" pe lângă industrie și generarea de energie. Scopul standardelor de emisii în Europa este reprezentat de reducerea nivelului emisiilor nocive, în principal:

Oxizi de azot (NOx)

Monoxidul de carbon (CO)

Hidrocarburi (HC)

Particule (PM)

Primul standard european privind emisiile de gaze de eșapament pentru autoturisme a fost introdus în 1970. În 1992, standardul Euro 1 a impus montarea convertizoarelor catalitice pe autovehiculele pe benzină pentru a reduce emisiile de monoxid de carbon (CO).

Ultimul standard, Euro 6, se aplică noilor tipuri de aprobări din septembrie 2014 și tuturor autoturismelor noi din septembrie 2015 și reduce anumiți poluanți cu 96% față de limitele din 1992. Testul Euro 6 a devenit mai strict din septembrie 2017, cu adăugarea unui test extins pe emisii rutiere cunoscut sub numele de Emisii de Conducere în Regim Real sau RDE (Real Driving Emissions).

Introducerea standardului Euro 1 în 1992 a impus trecerea la benzină fără plumb și montarea universală a convertizoarelor catalitice cu trei căi (TWC) la autovehiculele alimentate cu benzină pentru a reduce emisiile de monoxid de carbon (CO).

Standardul Euro 2 a redus și mai mult limita pentru emisiile de monoxid de carbon și, de asemenea, a redus limita pentru hidrocarburile și oxizii nearși atât pentru vehiculele pe benzină, cât și pentru cele diesel. Euro 2 a introdus diferite limite de emisii pentru benzină și motorină. [26]

Euro 3 a modificat procedura de testare pentru a elimina perioada de încălzire a motorului și a redus în continuare limitele permise de monoxid de carbon și particule de motorină. Tot în cadrul acesteia s-a introdus o limită separată de NOx pentru motoarele diesel și limite HC și NOx pentru motoarele pe benzină.

Euro 4 (ianuarie 2005) și Euro 5 (septembrie 2009) s-au concentrat pe curățarea emisiilor provenite de la autovehiculele diesel, în special prin reducerea particulelor (PM) și a oxizilor de azot (NOx). Unele vehicule diesel Euro 4 au fost echipate cu filtre de particule. [26]

Euro 5 a înăsprit și mai mult limitele emisiilor de particule în cazul motoarelor diesel. Au existat și unele limitări pentru NOx (reducere de 28% comparativ cu Euro 4), precum și o limită a particulelor pentru motoare pe benzină – aplicabilă numai motoarelor cu injecție directă. În ceea ce privește emisiile foarte fine de particule, Euro 5 a introdus o limită a numerelor de particule pentru motoarele diesel, pe lângă limita de greutate a acestora.

Standardul Euro 6 impune o reducere suplimentară semnificativă a emisiilor de NOx în cazul motoarelor diesel (o reducere de 67% față de Euro 5) și stabilește standarde similare pentru benzină și motorină. [26]

Euro 6d-Temp, Euro 6d și Emisii de conducere în regim real (RDE)

Începând cu 1 septembrie 2017, testele mai stricte și mai realiste sunt utilizate pentru a certifica noile modele de automobile în raport cu limitele de emisii Euro 6.

Un nou ciclu de testare de laborator cunoscut sub numele de WLTP (Procedura de testare a sarcinilor ușoare la nivel mondial) se aplică tuturor înregistrărilor de autoturisme noi.

Un test suplimentar, pe șosea, cunoscut sub numele de emisii de conducere reală sau test RDE, a fost introdus alături de testul de laborator WLTC pentru a se asigura că autovehiculele îndeplinesc limitele de emisie într-o gamă mult mai largă de condiții de conducere. Un test RDE durează 90 și 120 de minute și conține o combinație de conducere "normală" urbană, rurală și de autostradă.

Figura 5.1 a)Exemplu ciclu de testare RDE

Tabel 5.1 Evoluția standardelor de emisii europene pentru autovehicule

Figura 5.2 Evoluția standardelor de emisii de particule pentru autovehicule

Rolul și funcționarea unui filtru de particule pentru benzină

Pentru a diminua impactul negativ pe care îl au motoarele cu ardere internă (M.A.I.) asupra mediului înconjurător, marii producători de automobile încearcă să găsească diverse soluții. Efectul poluant cel mai important al M.A.I. se datorează emisiilor de gaze nocive existente în gazele de ardere, emisii care apar din cauza arderii incomplete a combustibilului.

Autovehiculele au devenit una din cele mai mari surse de monoxid de carbon, oxizi de azot și hidrocarburi nearse, producând și alți poluanți periculoși – particule de benzen, dioxina și compuși poli aromatici produse de benzina cu plumb. Toate aceste emisii de poluanți contribuie la scăderea stării de sănătate și la distrugerea ecosistemelor naturale.[12]

Acest lucru îi motivează pe cercetători și pe producătorii de motoare să îmbunătățească în mod constant noile tehnologii ale motorului pentru a reduce emisiile care poluează mediul. Îmbunătățirile și aplicarea tehnologiilor moderne au un impact profund asupra motoarelor, sporind capacitatea si eficiența dar făcându-l mai complex.

Din punct de vedere legislativ, pentru protejarea calității aerului și reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră au fost adoptate o serie de reglementări privind limitele acceptabile pentru acestea.

Pe măsură ce normele de poluare au devenit din ce în ce mai stricte, o primă metodă de tratare a gazelor rezultate a fost montarea catalizatoarelor pentru tratarea gazelor de ardere la motoarele cu aprindere prin scânteie. Catalizatorul pe trei căi (TWC) acționează asupra tuturor elementelor poluante ale unui motor pe benzină. Acesta combină două reacții de oxidare, pentru conversia HC și CO, plus o reacție de reducere, pentru conversia NOx. Reacțiile de oxidare și reducere au loc doar în prezența oxigenului și sunt accelerate de metalele nobile (Pt, Pd, sau Rh). [15]

Reacțiile chimice care au loc într-un catalizator sunt:

Hidrocarburi (HC) + Oxigen (O2) →Dioxid de carbon (CO2) + Vapori de apă (H2O)

Monoxid de carbon (CO) + Oxigen (O2) → Dioxid de carbon (CO2)

Oxid de azot (NO) + Hidrogen (H2) → Azot (N2) + Vapori de apă (H2O)

Filtrele de particule pentru benzină (GPF) reprezintă o posibilă cale tehnologică pentru a aborda reglementarea Euro 6d-Temp / Euro 6d privind numărul de particule pentru vehiculele cu motoare GDI și MPFI. Pe parcursul funcționării vehiculului, particulele sunt prinse în GPF și se acumulează în timp. Peste 90% din masa de pulbere emisă este funingine, constând în principal în carbon elementar și fracțiuni mici de hidrocarburi cum ar fi uleiul de lubrifiere și combustibilul. Cantitatea de funingine din filtru poate fi redusă prin oxidare la temperaturi ridicate și prin prezența unui oxidant, de ex. oxigen, sub eliberarea căldurii.

Figura 5.3 Filtru de particule pentru benzină (GPF)

Dezvoltarea GPF include optimizarea mai multor obiective: filtrare eficientă, capacitate de stocare a particulelor, contrapresiune redusă pe evacuare, dimensiuni și costuri reduse. Un sistem catalitic clasic cu trei căi (TWC) împreună cu GPF-ul trebuie să îndeplinească obiectivele de limitare a hidrocarburilor, monoxidului de carbon și oxizilor de azot în plus față de masa particulelor (PM) și / sau numărul particulelor (PN). GPF-urile se comportă diferit față de filtrele de particule diesel (DPF), din punct de vedere al regenerării și stocării cenușii din cauza condițiilor de funcționare foarte diferite. Într-o stare curată, față de DPF-uri, GPF-ul poate de obicei să ofere eficiență de filtrare de la 70% până la 90%. Acest lucru se datorează producției mult mai scăzute de funingine a motoarelor pe benzină comparativ cu motoarele diesel. Emisiile de funingine se produc în primul rând la pornirea la rece, dar și în regimurile tranzitorii, urbane când temperatura din cilindru este scăzută. [13,15]

Atunci când funcționează în condiții ambientale standard, arderea combustibilului pre amestecat a motoarelor PFI produce, în general, niveluri mai reduse de emisii de particule (PM) și de funingine decât emisiile generate de motoarele diesel/benzină cu injecție directă. Cu toate acestea GPF-ul reprezintă o sursă fezabilă pentru asigurarea reducerii limitei emisiilor mult sub reglementările actuale inclusiv în cazul motoarelor cu injecție indirectă.

În filtrele cu flux prin perete, particulele sunt îndepărtate din gazele de evacuare prin filtrare fizică utilizând o structură de tip fagure asemănătoare unui catalizator de emisii, dar cu canalele blocate la capete alternative.

Gazul de eșapament este prin urmare forțat să curgă prin pereți între canale, iar materia sub formă de particule este depusă pe pereți. Astfel de filtre sunt fabricate din materiale ceramice (carbură de siliciu, cordierit și titanat de aluminiu).

Figura 5.4 Filtrarea în GPF

Mulți factori pot afecta performanța GPF / GPFc (GPF impregnat). Există, în principal, două locații în care GPF poate fi instalat în sistem, cuplat și sub podea. În cazul configurației cuplate, GPF și TWC (catalizatorul) sunt integrate într-o carcasă ce este restrânsă de spațiul de ambalare în această configurație; TWC și GPF au de obicei o lungime scurtă în acest caz. În plus, deoarece sistemul de post-tratare este aproape de motor, se va observa o temperatură de admisie în GPF mai mare în timpul funcționării și, prin urmare, este de așteptat o regenerare frecventă. Pentru structura sub podea, GPF și TWC vor fi adăpostite separat. În cazul temei studiate s-a utilizat configurația cuplată. [14]

GPF-ul impregnat se utilizează integrat într-o carcasă alături de catalizator. Deși acesta este poziționat chiar la ieșirea din motor iar temperaturile gazelor de ardere sunt relativ ridicate este necesară prezența materialelor catalitice pentru a facilita și pentru a asigura o tratare eficientă a gazelor de ardere.

Figura 5.5 Soluția GPF adoptată

Un aspect important este reprezentat de regenerarea filtrului, care este o soluție pentru îndepărtarea tuturor materialelor carbonice acumulate (particule) din filtru pentru a evita acumularea, colmatarea și deci creșterea contrapresiunii de evacuare. În cazurile extreme, particulele acumulate într-un filtru pot duce la presiuni ridicate care ar putea declanșa regenerări spontane și necontrolate ale filtrelor, creând temperaturi foarte ridicate. Șocul termic extrem, în anumite cazuri, ar putea deteriora și ar putea sparge sau chiar topi substratul filtrului. Excesul de oxigen disponibil în gazele de eșapament și disponibilitatea conversiei NO pentru NO2 furnizează componentele necesare pentru a oxida funinginea acumulată în timpul regenerării, cu condiția ca un anumit nivel de temperatură de evacuare să poată fi atins. Motoarele alimentate cu benzină funcționează în mod obișnuit în condiții stoichiometrice atunci când raportul aer/combustibil este monitorizat și reglat în mod continuu pentru a se asigura că tot oxigenul din aerul de admisie este consumat prin arderea combustibilului injectat. [14]

De asemenea, motoarele cu aprindere prin scânteie generează mase mai mici de funingine decât cele diesel în aceleași condiții de funcționare. Prin urmare, sunt necesare regenerări mai rare decât în cazul motoarelor diesel. Sistemele GPF funcționează la temperaturi mai ridicate decât DPF-urile, ceea ce implică faptul că regenerarea funinginii este facilitată. Deși principiul de filtrare este același, cerințele materiale sunt diferite pentru cele două aplicații datorită diferitelor condiții și cerințe de funcționare. Masele de particule (PM) se vor acumula mai puțin pe filtru în condiții de evacuare a benzinei decât în cazul motorinei; pierderile de presiune scăzută și eficiența de filtrare ridicată sunt necesare fără PM. [13]

Încărcarea scăzută de funingine pentru GPF permite utilizarea unor filtre mai compacte și, prin urmare, mai puțin costisitoare comparativ cu aplicațiile diesel (datorită volumului scăzut și, în cazul GPF-urilor catalizate, a conținutului de metale prețioase). În timp ce în vehiculele diesel, volumul filtrului este în mod tipic de 1,5 până la 2,5 ori mai mare decât capacitatea cilindrică a motorului, sistemele GPF preconizate au o dimensiune aproximativ egală cu volumul motorului. [16]

Încărcarea și regenerarea filtrului

Determinarea masei de particule din filtru se poate stabili prin intermediul a două metode:

Prin cântărire;

Prin vizualizarea parabolei Presiune diferențială – Debit gaze eșapament.

Pentru determinarea încărcăturii filtrului prin cântărire este nevoie în primul rând de un filtru de particule demontat. După extragerea filtrului, acesta se introduce într-un cuptor pentru a se evapora toată umiditatea (apa) stocată. Această etapă este precedată de cântărirea filtrului și compararea acestuia cu un filtru descărcat. Astfel se poate determina încărcătura existentă în GPF.

Pentru stabilirea încărcăturii prin parabole Presiune diferențială – Debit de gaze, pe lângă valorile de presiune și volum înregistrare de traductori, este necesară și cunoașterea parabolelor Presiune diferențială – Debit de gaze atât pentru un filtru gol (0g), cât și pentru diferite încărcături ale filtrului.[17]

Figura 5.6 Nivelul de încărcare al filtrului pe baza parabolei Presiune-Debit

Pentru realizarea regenerării filtrului sunt necesare două condiții:

Temperatură ridicată (minim 600-650°C);

Prezența oxigenului în gazele de evacuare

Ca modalități de regenerare se pot preciza:

Regenerare pasivă

Aceasta este cea mai comună și cea mai utilizată metodă de regenerare a filtrului. Regenerarea pasivă se realizează la o temperatură a monolitului de cel puțin 600 °C în timpul unei decelerări (atunci când injecția este tăiată iar aportul de oxigen este mare).

Metoda este eficientă pentru încărcături relativ mici ale filtrului (< 4g). Arderea particulelor se face la viteze mari.[17]

Regenerarea activă

Spre deosebire de regenerarea pasivă, în cazul celei active este nevoie de o temperatură mai ridicată a monolitului (cel puțin 700-750 ⁰C) și de un amestec aer-combustibil sărac în combustibil (λ=1,1…1,2).

Aceasta se realizează pentru încărcături mai mari ale filtrului (5-10g), în timp ce viteza de ardere a particulelor este mai mică.

Regenerarea continuă

Se realizează la temperaturi ale monolitului de cel puțin 800 °C, când amestecul aer-combustibil este unul stoichiometric λ=1. Dezavantajul acestei regenerării este reprezentat de viteza de ardere a particulelor foarte mică sau inexistentă.[17]

Regenerarea în cuptoare

Filtrul este introdus în cuptoare speciale prin intermediul cărora, la temperaturi și debite de oxigen controlate, se realizează regenerarea filtrului.

Metodele folosite și baza experimentală de studiu

Subiectul temei practice este reprezentat de studiul comparativ a două metode de estimare a nivelului de încărcătură din GPF pe baza unui factor de corelație.

FC-ul (factorul de corelație) reprezintă soluția aleasă pentru traducerea presiunii diferențiale în masă de particule. Acesta este un raport al presiunii diferențiale măsurate în momentul curent cu presiunea diferențială modelată pentru GPF gol (fără cenușă). Raportul oferă informații despre masa particulelor în GPF după cum urmează:[17]

FC = 1 reprezintă un GPF gol;

FC > 1 reprezintă un GPF încărcat;

FC < 1 reprezintă un GPF anulat sau distrus.

Figura 5.7 FC în funcție de parabolele Presiune-Debit

Cele două metode de calcul ale factorului de corelație sunt:

Metoda de calcul în absolut

Metoda de calcul în tranzitoriu

Pentru o comparație obiectivă s-a realizat calibrarea parametrilor care influențează valoarea coeficientului în cele două cazuri. Aceasta calibrare s-a efectuat pentru atingerea potențialului maxim al metodelor.[17]

Metoda de calcul în absolut:

În cazul acestei metode valoarea factorului rezultă din raportul presiunii diferențiale măsurate și al presiunii diferențiale modelate. Presiunea diferențială modelată reprezintă valoarea aproximată prin intermediul parabolei descrise de o ecuație de gradul doi a presiunii diferențiale pentru un filtru descărcat.[17]

Formula simplificată pentru calculul FC-ului este:

(5.1)

Pentru care:

Pdifmas=

Pdifmod=

Pentru această metodă calculul factorului se efectuează pe toată perioada funcționării motorului.

Metoda de calcul în tranzitoriu:

Această metodă se aseamănă cu cea în absolut, cu excepția faptului că în formula factorului se ține cont de diferența de presiune între doi timpi consecutivi (timpul (t) și (t-1) ).

(5.2)

Unde:

(5.3)

Valoarea coeficientului se returnează doar în regimurile tranzitorii (debitul de gaze de evacuare variază).[17]

Strategia și influența FC-ului asupra acesteia

Calculul FC-ului este conectat la un state machine cu 4 stări:

Tabel 5.2 Stările în care se poate afla calculul FC

Condițiile de ÎNTRERUPERE și RESETARE sunt influențate de o serie de factori printre care putem preciza:

Debitul minim de gaze arse de la care se începe calculul factorului. Pentru valori mici ale debitului masic al gazelor de ardere parabolele Presiune diferențială – Debit de gaze se suprapun. În acest caz nu se poate calcula cu exactitate FC-ul.

Timpul de funcționare al motorului – nu se poate realiza calculul factorului dacă funcționarea motorului nu atins parametrii optimi.

Procesul de regenerare al filtrului – calcularea factorului nu se poate efectua în timpul unei regenerări a filtrului.

Diferența între presiunea diferențială modelată și cea măsurată – cu cat aproximarea este mai precisă cu atât valoarea factorului este mai exactă.

Figura 5.8 Modelizarea presiunii diferențiale

Pe baza valorilor din state machine, împreună cu presiunea diferențială și cu debitul de gaze din eșapament se poate determina valoarea FC-ului. Odată cunoscută această valoare, pe baza unei cartograme care ia în considerare și masa de cenușă, se poate estima nivelul de încărcare al filtrului.[17]

Criteriile de comparație și suportul de încercări

Pentru o comparație obiectivă și cât mai exactă, evaluarea celor două metode urmărește:

Stabilitate cât mai bună a valorii factorului pe întreg ciclul de testare;

Repetabilitate între cicluri;

Eroare de estimare minimă.

Cei trei parametri de comparație pot fi influențați de:

Diferența dintre parabola Pdif-Qgaze modelată și cea măsurată;

Condițiile de Întrerupere și Resetare care pot influența calculul FC-ului.

Suportul de încercări este reprezentat de autoturismul Renault CLIO V, echipat cu un motor cu injecție indirectă multi-punct de 999 dm3 în 3 cilindri având cursa S=84 mm, alezajul D=71 mm și un raport de comprimare 11:1.

Figura 5.9 Suportul de încercări

Realizarea modificărilor parametrilor motorului s-a efectuat utilizând o serie de dispozitive precum: calculator emulabil (ECU emulabil), PC (pe care s-au instalat programele: INCA, MDA, MS OFFICE, CONCERTO) și un cablu de conectare aferent programului INCA (cablu ETAS).

Pentru a măsura datele în timp real, GPF-ul este echipat cu o serie de traductori (traductor de presiune diferențială; traductori de temperatură amonte/aval).

Figura 5.10 Filtrul montat pe suportul de încercări

Rezultate experimentale

Pornind de la calibrarea inițială s-a efectuat un set de experimente pentru a verifica funcționalitatea celor două metode. Rezultatele obținute sunt exemplificate în figura 5.10:

Figura 5.11 Rezultate obținute pe baza calibrării inițiale

În cazul unui filtru descărcat FC-ul trebuie să varieze foarte puțin în jurul valorii 1. Conform rezultatelor obținute, ilustrate în figura 5.10, pentru metoda în tranzitoriu valoarea factorului de corelație prezintă în anumite momente ale înregistrării deviații de la liniaritate.

Analizând această problemă s-a observat că, deși liniarizarea între presiunea diferențială modelată și cea măsurată este foarte mică (<1 mbar) valoarea factorului este una foarte mare (fig. 5.11).

Figura 5.12 Verificare valoare FC+detaliu

Aplicând local formula simplificată a FC-ului în regim tranzitoriu rezultă:

(5.4)

Am efectuat ulterior o recalibrare cu scopul de a optimiza parametrii care influențează valoarea factorului de corelație. Rezultatele obținute în urma acestei recalibrări se pot observa în următoarele figuri:

Figura 5.13 Variația FC-ului pe ciclul WLTC

Figura 5.9 Modelarea presiunii diferențiale pentru ciclul WLTC

Figura 5.10 Variația FC pe durata ciclului caracteristic GPF

Figura 5.11 Modelarea presiunii diferențiale pentru ciclul caracteristic GPF

Odată ce metodele au fost calibrate factorul de corelație a variat în jurul valorii 1. Prin urmare se poate efectua compararea acestora.

Pentru studiul comparativ, dintr-o serie de criterii care s-au luat in considerare, se evidențiază următoarele:

Tabel 5.3 Criterii de comparație pentru cele două metode

Ținând cont de criteriile enumerate în subcapitolul anterior, se poate face o comparație obiectivă a celor două metode.

Conform rezultatelor obținute ambele metode au erori de aproximare foarte mici. Cu toate acestea, prin compararea rezultatelor se observă faptul că metoda în absolut prezintă un avantaj față de cea în tranzitoriu. Avantajul este reprezentat de efectuarea unui calcul al factorului FC pe o durată mai lungă de timp. Astfel, comparativ cu metoda în tranzitoriu, în cazul metodei în absolut se efectuează mai multe evaluări. Totodată această metodă prezintă în final o aproximare mai bună a încărcăturii de particule din filtru.

CONCLUZII

Studiul prezent a avut ca obiectiv proiectarea unui motor cu aprindere prin scânteie ce dezvoltă o putere de 54 kW, la o turație de 6300 rpm, pentru care s-au determinat dimensiunile fundamentale prin intermediul calcului termic. Un alt obiectiv al acestei lucrări este reprezentat de examinarea filtrului de particule în cazul unui motor ce utilizează drept combustibil benzina și determinarea celei mai eficiente metode de estimare a nivelului de încărcare al acestuia. Nivelurile de particule pentru motoarele cu injecție indirectă multipunct pe benzină (MPFI) sunt mult mai mici decât în cazul motoarelor diesel sau cu injecție directă; totuși, existența particulelor poate provoca o presiune crescută, o putere redusă și o economie de combustibil mai mică. Prin urmare, este necesara cunoașterea în permanență a nivelul de încărcare al filtrului de particule. Astfel, dezvoltarea și optimizarea unei metode pentru efectuarea unei estimări cât mai precise determină îmbunătățirea filtrului și implicit a motorului studiat.

Pornind de la această necesitate, inițial au fost predimensionate principalele componente ale echipajului mobil: pistonul, bolțul, biela și arborele cotit. Calculul de verificare din punct de vedere al eforturilor a fost realizat pentru grupul piston și pentru bielă. După etapa de dimensionare a ansamblului s-a realizat o comparație a două metode de estimare a nivelului de încărcare urmărind criterii precum stabilitate, repetabilitate și eroare de aproximare minimă. Aceasta comparație urmărește identificarea metodei optime de evaluare a nivelului de încărcare.

Testele au fost efectuate pe autoturismul CLIO V. Cu ajutorul softului INCA s-au înregistrat valorile parametrilor pe parcursul ciclurilor, iar analiza rezultatelor s-a realizat prin intermediul softului AVL CONCERTO.

Urmărind criteriile de comparație se poate observa că ambele metode pot fi utilizate. Cu toate acestea, putem afirma, pe baza rezultatelor, faptul că metoda în absolut prezintă un avantaj față de cea în tranzitoriu. Avantajul este reprezentat de efectuarea unui calcul al factorului FC pe o durată mai lungă de timp. Astfel, comparativ cu metoda în tranzitoriu, în cazul metodei în absolut se efectuează mai multe evaluări. Totodată această metodă prezintă în final o aproximare mai bună a valorii medii a factorului, valoare ce influențează evaluarea încărcăturii de particule din filtru.

Acest studiu poate constitui un real interes pentru producătorii de autoturisme pe fondul reducerii emisiilor poluante ale motorului cu aprindere prin scânteie pe baza reglementarilor tot mai stricte. Lucrarea are menirea de a ajuta la exemplificarea etapelor de predimensionate și de verificare al mecanismului motor al unui M.A.S., înțelegerea conceptului de filtru de particule în cazului unui motor ce utilizează drept combustibil benzina, necesitatea filtrului și identificarea metodei optime de estimarea nivelului de încărcare.

Proiectul, ca stadiu de realizare, lasă deschisă posibilitatea dezvoltării sale cel mai probabil cu ocazia pregătirii activității de disertație.

MULȚUMIRI

Aș dori să le mulțumesc îndrumătorilor științifici, ș.l.dr.ing Alexandru RACOVITZĂ și ș.l.dr.ing Dinu FUIORESCU pentru încurajarea, îndrumarea și sprijinul oferit în cadrul elaborării acestui proiect.

Proiectul meu de cercetare nu ar fi fost posibil fără sprijinul companiei Grup Renault Romania. Prin urmare, as dori să le mulțumesc inginerilor Daniel NECHITA și Constantin TUDOR, reprezentanții acestei companii, atât pentru amabilitatea și disponibilitatea manifestată, cât și pentru sfaturile, îndrumarea și răbdarea de care au dat dovadă pe parcursul acestui proiect.

În realizarea lucrării, datorită domnilor ingineri menționați am asimilat informații despre efectuarea cercetării și despre realitățile ingineriei în afara unui cadru academic.

BIBLIOGRAFIE

[1] Willard W. Pulkrabek ”Engineering Fundamentals of the Internal Combustion Engine”, University of Wisconsin- Platteville.

[2] Berthold Gronwald, ”Teoria, Calculul și Construcția Motoarelor Pentru Autovehicule Rutiere”, București, Editura Didactică și Pedagogică, 1980.

[3] Radu Chiriac, ”Procese ale Motoarelor cu ardere internă (Probleme Generale) , București” , Editura A.G.I.R , 2015.

[4] John B.LHeywood, ”Internal Combustion Engine Fundamentals”, Southern Methodist University.

[5] R. Gaiginschi, Gh. Zatreanu, ”Motoare cu Ardere Internă. Construcție și Calcul”, , Editura Gheorghe Asachi , Iași, 1995.

[6] Gaiginschi, R. Zătreanu, Gh, ”Motoare cu ardere internă. Construcție și calcul” Vol. 1,2, Editura Gheorghe Asachi , Iași, 1995.

[7] Sorin Rațiu, ”The History Of The Internal Combustion Engine”, 2003.

[8] Antal Penninger, Ferenc Lezsovits, János Rohály, Vilmos Wolff, ”Internal Combustion Engines (Heat Engines II.)”, Technical University Of Budapest, 2006.

[9] A.Taieb et Y.Ben Salem, ”Machines thermiques”, 2014/2015.

[10] ”All About Spark Plugs”, Beru Catalog.

[11] ”SPARK PLUGS Discovering DENSO Technology”, DENSO Europe B.V.

[12] Tak W. Chan, Meghdad Saffaripour, Fengshan Liu, Jill Hendren, Kevin A. Thomson, Joseph Kubsh, Rasto Brezny, Greg Rideout, ”Characterization of Real-Time Particle Emissions from a Gasoline Direct Injection Vehicle Equipped with a Catalyzed Gasoline Particulate Filter During Filter Regeneration”, Canada, 2016.

[13] Christine K. Lambert, Mira Bumbaroska, Douglas Dobson, Jon Hangas, James Pakko, and Paul Tennison, ” Analysis of High Mileage Gasoline Exhaust Particle Filters”, SAE SAE Int. J. Engines, USA, 2016.

[14] Christine Lambert, Timothy Chanko, Douglas Dobson, Xin Liu, James Pakko, ”Gasoline Particle Filter Development”, MI, USA, 2017.

[15] Ameya Joshi, Timothy V. Johnson, ”Gasoline Particulate Filters—a Review”, Emission Control Science and Technology, Switzerland, 2018.

[16] Dr Ian Bell, ”Contribution of Gasoline Particulate Filter (GPF) and Lubricant to the TGDiSystem Solution”, 2018.

[17] Documentație internă S.C. Renault Technologie Roumanie S.R.L.

Site-uri Web

[18] www.researchgate.net martie 2019

[19] www.ro.scribd.com , martie 2019

[20] www.autoscout24.ro , martie 2019

[21] www.cars-data.com , martie 2019

[22] www.creeaza.com , martie 2019

[23] www.e-automobile.ro , martie 2019

[24] www.wikipedia.org , martie 2019

[25] www.howstuffworks.com , aprilie 2019

[26] www.howacarworks.com , aprilie 2019

[27] www.theaa.com , mai 2019

ANEXE