In the second part of the thesis it has been presented the study on… [311465]

REZUMAT

În prima parte a acestei lucrări s-a proiectat un motor Diesel cu puterea nominală Pn=184 kW și turația nominală nn=2300 rot/min care să îndeplinească cerințele actuale din punct de vedere al consumului de combustibil și al poluării. Pentru aceasta s-au ales două supape pe cilindru,o [anonimizat]-se o înbunătățire a proceselor de schimbare a gazelor. S-a realizat un mecanism de acționare directă a supapelor situate în partea de sus a pistonului care să confere o [anonimizat].

[anonimizat] s-a echipat cu un sistem de injecție cu rampă comună de înaltă presiune (Common Rail), [anonimizat], [anonimizat] o energie mai mare din arderea combustibilului. [anonimizat], arderea este mai completă iar performanțele de putere și de economicitate ale motorului sunt mai bune.

În partea a doua a lucrării s-a prezentat studiul privind utilizarea sistemelor de distribuție variabilă ca soluție constructivă în vedera reducerii consumului de carburant și a emisiilor de poluanți în atmosferă prin imbunătățirea umpleri cilindriilor.

Acest sistem are o influență majoră asupra performanțelor de putere si consum al motorului cu ardere internă. [anonimizat].

.

SUMMARY

In the first part of this work it has been designed a Diesel engine with rated power Pn=184 [kW] and rated speed nn=2300 [rpm] which comply with the current requirements in terms of fuel consumption and pollution. [anonimizat] 4 [anonimizat], [anonimizat] a plenitude of the processes of gaschange. It has been realised a [anonimizat], using the movement of the first shaft through the agency of a pair of gear wheels.

[anonimizat] (Common Rail), [anonimizat], thus obtaining a higher energy from the burning fuel. [anonimizat], the combustion is more complete and the power and efficiency performances of the engine are better.

In the second part of the thesis it has been presented the study on……………………….

………………………………………………………………………………………………………………………………….

CUPRINS

STUDIU MOTOARELOR DIN ACEAȘI CATEGORIE CU MOTORUL PROIECTAT …………… 08

CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI CU APRINDERE PRIN COMPRIMRE …………………. 10

Parametrii ……………………………………………………………………………………………………………….. 10

Alegerea parametrilor inițiali ………………………………………………………………………………. 10

Parametrii procesului de comprimare ………………………………………………………………… 11

Presiunea la Parametrii procesului de ardere ……………………………………………………. 11

Dimensiuni fundamentale ale motorului ……………………………………………………………. 13

Diagrama indicată ………………………………………………………………………………………………….. 14

Concluzii…………………………………………………………………………………………………………………… 16

CALCULUL CINEMATIC ȘI DINAMIC AL MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ ………..…… 16

Calculul cinematic al mecanismului bielă-manivelă ………………………………………… 16

Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă ……………………………………………… 18

Momentul total al motorului policilindric …………………………………………….. 23

Forțele care acționează asupra fusului arborelui cotit ……………………….. 25

CALCULUL MECANISMULUI MOTOR ………………………………………………………………………………. 28

Proiectare și calcul cilindrului ……………………………………………………………………………. 29

Proiectarea si calculul pistonului ………………………………………………………………………… 30

Calculul capului pistonului ……………………………………………………………………… 31

Calculul zonei port segment ……………………………………………………………………. 31

Calculul mantalei pistonului …………………………………………………………………… 32

Calculul profilului pistonului ………………………………………………………………….. 32

Proiectarea segmenților de piston ………………………………………………………………………. 33

Dimensiunile caracteristice ale segmenților și a canalelor din piston.. 34

Proiectarea si calculul boltului …………………………………………………………………………….. 35

Verificarea la uzură ………………………………………………………………………………….. 36

Verificarea la încovoire …………………………………………………………………………… 36

Coeficientul de siguranță ………………………………………………………………………… 37

Verificarea la forfecare …………………………………………………………………………… 38

Verificarea la ovalizare …………………………………………………………………………… 38

Deformatia maximă de ovalizare ………………………………………………………….. 38

Calculul jocului la montaj ……………………………………………………………………….. 39

Proiectarea si calculul bielei ………………………………………………………………………………… 39

Calculul piciorului bielei …………………………………………………………………………. 40

Calculul corpului bielei ……………………………………………………………………………. 45

Calculul capacului bielei ………………………………………………………………………….. 47

Proiectarea si calculul arborelui cotit …………………………………………………………………. 49

Calculul fusului palier ………………………………………………………………………………. 52

Calculul fusului maneton ………………………………………………………………………… 53

Calculul fusului maneton la încovoiere …………………………………………………. 53

Calculul fusului maneton la torsiune …………………………………………………….. 55

CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUTIE A GAZELOR …………………………………………. 57

Proiectarea mecanismului de distribuție a gazelor …………………………………………… 57

Alegerea fazelor de distribuție …………………………………………………………………………….. 58

Calculul mecanismului de distribuție a gazelor …………………………………… 59

Calcularea principalilor parametrilor ai distribuției gazelor…………….. 61

Calculul de rezistenta a mecanismului de distributie …………………………. 67

CALCULUL SISTEMULUI DE RĂCIRE ……………………………………………………………………………… 70

Principii de funcționare a sistemului de răcire ……………………………………………….. 70

Calculul instalatiei de racire cu lichid ……………………………………………………………….. 72

CALCULUL SISTEMULUI DE UNGERE ……………………………………………………………………………… 79

Principii de funcționare a instalației de ungere ……………………………………………… 79

Calculul instalației de ungere ……………………………………………………………………………… 80

CALCULUL INSTALAȚIEI DE ALIMENTAR………………………………………………………………………. 83

Principii de funcțiomnare a instalației de alimentare …………………………………..,…. 83

Calculul instalației de alimentare ………………………………………………………………………… 86

PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICAȚIE A SUPAPEI DE ADMISIE ……………………………. 88

CONCLUZII REFERITOARE LA PARTEA I A LUCRĂRII ……………………………………………… 98

STUDIU ………………………………………………………………………………………………………………………….

BIBLOGRAFIE …………………………………………………………………………………………………………… 110

ANEXA ………………………………………………………………………………………………………………………… 112

PARTEA I

STUDIU MOTOARELOR DIN ACEAȘI CATEGORIE CU MOTORUL PROIECTAT

Proiectarea unui motor cu aprindere prin comprimare cu puterea efectiva de 184 [kW] și turația de 2300 [rpm], presupune printre altele și analiza modelelor proiectate anterior de către proiectanții de motoare pentru autovehicule, motoarele având caracteristici apropiate cu cele amintite mai sus.

Condițiile de funcționare ale autovehiculelor impun motorului utilizat îndeplinirea unor criterii care nu depind în principal de tipul motorului. Cele mai importante cerințe ce trebuie satisfăcute sunt:

consum de combustibil redus pe o plajă de sarcini și turații cât mai mare;

emisiuni nocive reduse, pe cât posibil se vor adapta acele soluții constructive care au impact asupra genezei noxelor și acționează în sensul diminuării acestora;

masă specifică cât mai redusă fără a afecta rezistența și rigiditatea ansamblului;

pornire și funcționare sigură în limite largi ale temperaturii mediului ambiant;

echilibrarea cât mai completă a forțelor și momentelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație și rotație;

satisfacerea tuturor factorilor care influențează uzura motorului (materiale, calitate a suprafețelor, tratamente termochimice, filtrare, etc);

arhitectura motorului să dea posibilitatea unei deserviri ușoare.

Motoarele cu ardere internă cu piston se caracterizează și se individualizează, prin diverși parametri constructivi, dintre care îi amintim pe următorii

cilindreea totală sau litrajul motorului, care este suma cilindreelor tuturor cilindrilor ”i” a unui motor:

puterea litrică care reprezintă raportul dintre puterea indicată raportată la cilindree:

presiunea medie efectivă:

În tabelul (1.1.) se prezintă un număr de 5 tipuri de motoare din aceași categorie cu motorul de proiectat, urmărindu-se indicii următori: Pn – puterea nominală, nn – numărul de rotații pe minut, Vh – cilindreea unitară, i – numărul de cilindri,Vt – cilindreea totală, Pl – puterea litrică și pme – presiunea medie efectivă.

Parametrii constructivi a motoarelor deja proiectate și aflate în exploatare

Tabelul 1.1

În afara indicilor enumerați mai sus, principalii indicatori ai motoarele cu ardere internă ce reflectă performanțele economice și ecologice sunt:

durabilitatea și fiabilitatea tuturor sistemelor și pieselor componente;

randamentul transformării energiei termice în energie mecanică, parametru ce poate fi evaluat și după consumul specific de combustibil, respectiv consumul de combustibil raportat la unitatea de putere dezvoltată;

putera raportată la unitatea de volum al cilindrului;

masa și volumul dimensiunilor de gabarit raportate la unitatea de putere, respectiv masa specifică și volumul specific de gabarit;

gradul de nocivitate și indicele de fum al gazelor de evacuare și nivelul de zgomot în timpul funcționării motorului;

simplitatea și tehnologicitatea construcției, comoditatea întreținereii tehnice și prețul de cost al fabricației, exploatării și reparării motorului;

siguranța pornirii motorului;

perspectiva menținerii motorului în fabricație prin modernizara succesivă, prin creșterea presiunii de ardere și creșterea turației, respectiv prin creșterea puterii pe măsura dezvoltării tehnologiilor și ridicării calității materialelor.

În conformitate cu acest studiu de nivel, se consideră ca fiind de interes să se aleagă spre proiectare un motor cu aprindere prin comprimare (MAC), cu un număr de 6 cilindri amplasați în linie, care să dezvolte o putere nominală Pn = 184 [kW] la turația de nn = 2300 [rot/min].

2. CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE

Obiectivul calcului termic este identificarea influențelor parametrilor termogazodinamici ai gazului de lucru, format din aer și combustibil, asupra performanțelor motorului și bilanțului energetic al acestuia. Este cunoscut și sub denumirea de “calculul ciclului de lucru al motorului” care are ca scop determinarea anticipata a parametrilor proceselor ciclului motor, a indicilor energetici si de economicitate si a presiunii gazelor în cilindrii motorului.

Datele inițiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor în faza de proiect se estimeaza în funcție de rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage.

În continuare este prezentat calculul termic al motorului ales pentru proiectare, principalele caracteristici fiind:

Parametrii:

Putere nominală Pn = 184 [kW];

Turația nominală nn = 2300 [rot/min];

Număr cilindrii i = 6 .

Alegerea parametrilor inițiali:

O serie de valori necesare calculului se aleg pe baza datelor existente în literatura de specialitate (a se vedea bibliografia), cât și pe baza construcților existente (conform tabelului 1.1).

temperatura inițială: To = 293 [K];

presiunea inițială po = 1,02 x 105 [N/m2

temperatura gazelor reziduale: Tr = 900 [K];

presiunea gazelor reziduale pr = 1,15×105 [N/m2];

coeficientul de exces de aer λ = 1,6;

raportul de comprimare ε = 17.5;

exponentul adiabatic al aerului x=1,4;

presiunea in compresor =2,2 x 105 [N/m2];

presiunea la sfârșitul admisiei pa = 1.89 x 105 [N/m2];

cresterea temperaturii aerului inainte de intrarea in turbosuflanta ΔT = 15[K];

coeficientul de postumplere = 1,15;

temperatura aerului la intrarea in turbocompresor = To + ΔT;

gradul de comprimare ;

cresterea temperaturii in turbocompresor

=124,007 [K];

scaderea temperaturii in intercoler =20 [K];

cresterea temperaturii aerului pana la intrarea in cilindrii =4 [K];

temperatura aerului in momentul inchideri supapei de admisie ; =416,007 [K].

Se calculează în continuare coeficientul gazelor reziduale:

γr = = =0,014 (2.1.)

Temperatura la sfârșitul admisiei va fi:

Ta = = =422,856 [K] (2.2)

Coeficientul de umplere rezultă:

ηv = = = 0,716 (2.3.)

Parametrii procesului de comprimare

Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare valoarea n1 = 1,3

Presiunea la sfârșitul comprimării va fi:

pc = paεn = 1,89x105x17,51,3 = 78,05×105 [N/m2 ] (2.4.)

Temperatura la sfârșitul comprimării va fi:

Tc = εn-1 = 422,8 x17,51,3-1 = 997,8 [K] (2.5.)

Parametrii procesului de ardere

Se adoptă urmatoarea compoziție a motorinei:

Compoziția motorinei C = 0,857 [kg]

Compoziția motorinei H = 0,133 [kg]

Compoziția motorinei o = 0,010 [kg]

puterea calorică inferioară Qi = 41868 [kJ/kg]

coeficientul de utilizare a căldurii ξ = 0,9

coeficientul de creștere a presiunii

Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează cu relația:

Lmîn = = = 0,497 [kmol aer/kg comb.] (2.6.)

Cantitatea de aer necesară arderii este:

L = λLmin = 1,6×0,497 = 0,795 [kmol aer/kg comb] (2.7.)

Coeficientul teoretic de variație molară a încărcăturii proaspete este:

μ0 = = = 1,043 (2.8.)

Coeficientul real de variație molară a încărcăturii proaspete rezultă:

μf = = = 1,042 (2.9.)

Căldura specifică molară medie a amestecului inițial este:

C = 20+17,4×10-3 Tc = 20+17,4×10-3×997,8= 37,4 [kJ/kmol K] (2.11.)

Căldura specifică molară medie a fazelor de ardere pentru λ > 1 este:

C = (20+9,2/λ)+(13,8/ λ +15,5)10-4 Tz [kJ/kmol K] (2.12.)

C = (20+9,2/1,6)+(13,8/1,6+15,5)10-4Tz = 27,36+26,5×10-4Tz (2.13.)

Temperatura la sfârșitul arderii rezultă din urmatoarea ecuație:

(2.15.)

Tz = 2417 [K]

Presiunea la sfârșitul arderii se calculează cu relația:

pz = pz´=Π pc= 2,3×78,05×105 = 179,7×105 [N/m2 ] (2.16.)

Gradul de destindere prealabilă se calculează din raportul

ρ = (2.17.)

Destinderea

Se adoptă coeficientul politropic al destinderii n2 = 1,25

Gradul de destindere va fi:

δ = = 15,94 (2.18.)

Presiunea la sfârșitul destinderii:

[N/m2 ] (2.19)

Temperatura la sfârșitul destinderii va fi:

Tb = = = 1181,73 [K] (2.20.)

Pentru parametrii principali ai motorului se adoptă urmatoarele valori:

coeficientul de rotunjire a diagramei: μr= 0,95

randamentul mecanic: ηm =0,92

Presiunea medie a ciclului teoretic se obtine din relația:

p = [N/m2] (2.21.)

p = = 14,94×105

pi = μr p = 0,95×14,94×105 = 14,19×105 [N/m2] (2.22.)

Randamentul indicat al motorului este:

ηi = Rm = 0,416 (2.23.)

Presiunea medie efectivă rezultă:

pe = ηmpi = 0,92×14,19×105 = 13,1×105 [N/m2] (2.24.)

Valoarea presiunii medii efective este mai redusă decât toate valorile obținute în Tabelul 1, însă se află în intervalul recomandat de literatura de specialitate [1].

Randamentul efectiv al motorului va fi:

ηe = ηmηi = 0,92×0,416 = 0,33 (2.25.)

Consumul specific efectiv de combustibil se calculează cu relația:

ge 36000/ηeQi =3600000/0,37×41868 = 232 [g/kWh] (2.26.)

ge = 232 [g/kWh]

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Se adoptă raportul cursa-alezaj:

Φ = S/D = 1,19 (2.27.)

Capacitatea cilindrică necesară va fi:

Vh = (2.28.)

Se determină alezajul si cursa:

(2.29.)

S = ΦD = 1,19×112 =127 [mm]

În urma acestor valori rezultate ale alezajului și a cursei pistonului se adoptă următoarele: D = 107 [mm] și S =127 [mm]

Viteza medie a pistonului este:

Wm = = =9,7 [m/s] (2.30.)

Cilindreea totală a motorului rezultă:

Vt = ixVh = 6×1,15 = 6,84 [dm³] (2.31.)

Puterea litrică a motorului va fi:

Pl = Pn/Vt = 184/6,84= 26,9 [kW/dm³] (2.32.)

Diagrama indicată

Cu valorile obținute în urma calculului de mai sus se poate trece la trasarea diagramei indicate în coordonate p–V. În acest sistem de coordonate, cu scările alese deliberat, se trasează mai întâi diagrama ciclului teoretic. Diagrama indicată are o importanță mare în procesul de proiectare al unui motor pentru că reprezintă grafic lucrul mecanic util produs de motor în timpul funcționării.

Diagrama indicată este determinată de evoluția presiunii din cilindrul motorului pe durata celor patru timpi ai motorului în funcție de volumul dizlocat de piston în timpul mișcării între cele două puncte moarte (superior/inferior).

Se calculează:

Volumul la sfârșitul cursei de admisie:

Va = Vh = 1,15x = 1,14 [dm3] (2.33.)

Volumul la sfârșitul compresiei:

Vc = = 0,065 [dm3] (2.34.)

Se plasează în sistemul de coordonate indicat, punctele a, c, z, b; se trasează izocorele (Vb=Va), izobara de admisie (pa – constant) și izobara de evacuare (pr – constant).

Politropa a-c care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte, utilizând ecuația:

px = pa (2.35.)

unde:

Vx este o valoare curentăa a volumului;

px – presiunea corespunzătoare valorii Vx ales.

Politropa destinderii z-b se trasează analog, utilizând ecuatia:

px = pz (2.36.)

Rezultatele calculelor sunt reunite în tabelul următor:

Tabelul 2.1.

Se adoptă următoarele mărimi pentru corectarea diagramei:

unghiul de avans la aprindere:

αs = 30 o [RAC]

unghiul de avans la deschiderea evacuării: αev = 60 o [RAC]

raportul rază manivelă/lungime bielă: λb = 1/3,6=0,278

Poziția punctului c’ se determină de cursa pistonului xs corespunzatoare unghiului de avans la aprindere:

xs = =

xs = 10,71 [mm] (2 .37.)

Poziția punctului b’ este determinată de cursa pistonului xev corespunzătoare unghiului de avans la deschiderea evacuării:

xev = =

xev = 15,12 [mm] (2.38.)

Concluzii

Toți parametri calculați în cadrul acestui capitol corespund valorilor recomandate de literatura de specialitate. S-a urmărit ca valorile adoptate și calculate să se asemene cu cele de la modelele deja existente care au parametrii funcționali apropiați de cei ai motorului proiectat în această lucrare, urmărindu-se aducerea înbunătățirilor în privința performanțelor de putere și economicitate.

CALCULUL CINEMATIC ȘI DINAMIC AL MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ

Calculul cinematic al mecanismului bielă-manivelă

Rezultatele calculului dinamic și cinematic al mecanismului bielă-manivelă sunt necesare pentru determinarea forțelor care acționeaza asupra pieselor motorului.

Analiza în detaliu a cinematicii mecanismului bielă-manivelă este foarte complexă, din cauza regimului variabil de funcționare. De aceea s-au determinat relații simplificate, în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat, obținându-se o precizie suficientă și un procedeu de calcul ușurat.

La o viteză unghiulară constantă de rotație a arborelui cotit, unghiul de rotație este proporțional cu timpul și, prin urmare, toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit.

Mecanismul bielă-manivelă poate fi de tipul axat, când axa cilindrului intersectează axa arborelui cotit sau dezaxat, când cele două axe nu se intersectează.

Se vor prezenta relațiile de calcul ale deplasării, vitezei și accelerației pistonului. Se consideră ca poziție inițială pentru măsurarea unghiului, poziția pentru care pistonul se află la o distanță maximă de axa arborelui cotit.

Valorile următoare necesare calculului cinematic s-au calculat în cadrul Capitolui 2, fiind prezentate în figura 3.1.:

este unghiul de rotație a arborelui cotit, se măsoară în sensul de rotație al acestuia;

viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit: [s-1];

turația arborelui cotit, în rot/min : ;

raza manivelei (distanța dintre axa arborelui cotit și axa fusului maneton): ;

cursa pistonului (distanța dintre p.m.s. și p.m.i.) în:

Valoarea raportului dintre raza manivelei și lungimea bielei =R/l, adoptată în cadrul paragrafului 2.7., este de: λb = 1/3,6=0,278.

Observație!

Toate calculele se vor face pentru unghiul de rotație a arborelui cotit . Pentru celălalte valori de până la calculul este identic și s-au prezentat în tabelele din Anexa.

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

(3.1)

Viteza pistonului. Derivând relația (3.1) în raport cu timpul se obține expresia analitică a vitezei pistonului:

(3.2.)

Poziția în care se află pistonul în momentul atingerii de către acesta a vitezei maxime explică forma uzurii cilindrului în lungul axei sale.

3. Accelerația pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia vitezei pistonului se obține:

(3.3)

Unghiul de rotație al arborelui cotit pentru care accelerația pistonului este zero, corespunde unghiului la care viteza pistonului are valoarea maximă.

Fig. 3.2. Curbele variației deplasării, vitezei și accelerației pistonului

Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă

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

Forțele care acționează în mecanismul bielă-manivelă

În timpul funcționării motorului cu ardere internă, asupra mecanismului bielă-manivelă, acționează forțele date de presiunea gazelor din cilindru și forțele de inerție ale maselor mecanismului aflate în mișcare. Forțele de frecare vor fi considerate neglijabile. Forțele de inerție sunt constituite din forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare alternativă de translație și forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație.

Pentru calculul organelor mecanismului bielă-manivelă, al sarcinilor din lagăre, pentru cercetarea oscilaților de torsiune etc, trebuie determinate valorile maxime, minime și medii ale acestor forțe. De aceea mărimile forțelor se vor determina pentru o serie de poziți succesive ale mecanismului în funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit.

Pentru determinarea forțelor din elementele mecanismului bielă-manivelă este recomandabil să se înceapă cu determinarea forțelor care acționează după axa cilindrului, cercetând separat forțele de presiune a gazelor și forțele de inerție.

Forța de presiune a gazelor

Forța generată de presiunea gazelor ce acționează pe piston se determină cu relația:

[N] (3.4.)

în care:

este presiunea – de lucru pentru în MPa;

– presiunea mediului ambiant în MPa;

– aria capului pistonului în m2;

D – diametrul pistonului în m.

Variația presiunii gazelor din cilindru în funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit s-a determinat prin trasarea diagramei indicate desfășurate (cromonogramei).

Forta de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului și poate fi considerată în axa bolțului de piston. Această forță este considerată pozitivă când este orientată spre axa arborelui cotit și negativă când este orintată invers. Calculul valorilor forței de presiune a gazelor se face tabelar. Se construiește curba (fig.3.3.).

Forțele de inerție

Forțele de inerție sunt produse de masele aflate în mișcare accelerată și anume: piston asamblat (piston, bolț, segmenți, siguranțele bolțului), bielă și arbore cotit. Forțele de inerție sunt îndreptate în sens opus accelerației și sunt date de formula generală:

în care:

m este masa elementelor în mișcare, în kg;

a – accelerația maselor în m/s2.

În funcție de felul mișcării elementelor mecanismului motor distingem următoarele tipuri de forte de inerție:

forțe de inerție produse de masele elementelor aflate în mișcare de translație (Fj);

forțe de inerție produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mișcare de rotație (Fr).

Forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație. Aceste forțe sunt produse de masele pistonului asmblat (piston, segmenti, bolț și siguranțele acestuia) și o parte din masa bielei și sunt considerate concentrate în axa bolțului.

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

(3.5.)

în care :

mj – masele pieselor în mișcare de translație, în kg;

ap – accelerația pistonului, în m/s2.

Masele aflate în mișcare de translație se determină cu relația următoare:

(3.6.)

în care:

mp este masa în kg a pistonului din aliaj de aluminiu echipat cu bolț și segmenți, s-a adoptat din literatura de specialitate, [1 , pag.20];

m1b – masa în kg bielei concentrată în axa bolțului și care se consideră că execută mișcare de translație s+a adoptat din literatura de specialitate [1 pag.20 și 2 pag.75-76].

ap – accelerația pistonului m/s2;

Fortele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație. Aceste forțe sunt produse de masa bielei și masa neechilibrată a unui cot al arborelui cotit (masa manetonului și masele reduse ale celor două brațe).

Fortele de inerție ale maselor în mișcare de rotație se determină cu relațile:

(3.7.)

în care

mr este masa în miscare de rotație în kg;

R – raza manivelei în m;

– viteza unghiulară a arborelui cotit s-1.

Masele rotitoare , sunt constituite din masa fusului maneton , masa bratelor de manivela, adică:

(3.8.)

în care

mcg este masa în kg a contragreutății de echilibrare, s-a doptat din literatura de specialitate, [1,pag.20];

m2b – masa în kg bielei concentrată în axa bolțului și care se consideră că execută mișcare de rotație, s-a adoptat din literatura de specialitate [2,pag.20; 4,pag.75-76].

Fortele rezultate din mecanismul bielă-manivelă

Prin însumarea algebrică a forțelor de presiune a gazelor și forțelor de inerție , determinate pentru diferite poziții ale manivelei, se obțin valorile forței sumare care acționează în lungul axei cilindrului.

[N] (3.9.)

Valorile forței F se regăsesc în Anexe, în timp ce curba se reprezintă în figura3.3.

Fig 3.3. Curbele variației forței totale, de inerție și de presiune

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

(3.10.)

(3.11.)

Calculul forțelor (N) și (B) se face tabelar și se reprezintă grafic curbele N=f() și B=f(), (fig.3.4).

Fig. 3.4. Curbele variației forței din planul bielei și a forței normale pe axa

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

[N] (3.12.) [N] (3.13)

Pe baza calculului tabelar al valorilor forțelor (T) și (Z) se trasează curbele T=f() și Z=f(), (fig.3.5).

Fig. 3.5. Curbele variației forței tangențiale și a forței normale

Forța tangențială (T) este singura forță care produce momentul motor. Expresia momentului motor este:

(3.14.)

Raza manivelei (R), fiind constantă, curba de variație a momentului motor funcție de unghiul de rotație al manivelei este identică cu cea a forței tangențiale (T), la o scară adecvată, (fig.3.6).

Fig. 3.6 Curba variației momentului motor monocilindric

Momentul total al motorului policilindric

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

Se alege ordinea de lucru a motorului: 1-5-3-6-2-4

Unghiul de decalaj între două aprinderi succesive este dată de relați:

(3.15.)

în care:

i este numărul de cilindri ai motorului.

Ca poziție de pornire (=0) se consideră poziția corespunzătoare p.m.s. a primului cilindru, aflat în la începutul cursei de admisie.

Se construiește schema de lucru a motorului. Pe abscisă se notează unghiul de rotație al arborelui cotit corespunzător primului cilindru. Pe ordonată se construiesc 4 intervale corespunzătoare numărului de cilindri.

În intervalul corespunzător primului cilindru se construiește schema de lucru a acestuia. În continuare se completează schemele de lucru ale celorlalți cilindri, decalate cu câte 120o (unghiul dintre două aprinderi succesive), decalarea efectuându-se în ordinea de lucru a cilindrilor. Deci, după 1200 începe schema de lucru a cilindrului 5, după alte 1200 a cilindrului 3. Procedând în continuare se completează întreaga diagramă.

Tabelul 3.1

unde: A- admisie; C- compresie; D- destindere; E- evacuare.

Se stabilește variația momentului motor total funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit, (fig.3.7.) precum și valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculează puterea dezvoltată de motor care se compară cu puterea obținută la calculul termic.

Fig. 3.7 Curba variației momentului motor policilindric

Verificare: Se determină valoarea medie a momentului motor, ca medie aritmetică a valorilor instantanee ale momentului motor.

[Nm] (3.16.)

Cu ajutorul momentului mediu se calculează puterea indicată a motorului:

(3.17.)

Puterea indicată calculată cu ajutorul relației (3.17) anterioare trebuie sa fie egală cu puterea motorului indicată în paragraful 2.1, adică cu 184 kW.

Se admite o abatere de , adică în cazul de față 9 kW, ceea ce însemnă, urmărind rezultatul relației (3.17) că, această condiție este îndeplinită.

Forțele care acționează asupra fusului arborelui cotit

Determinarea forțelor care acționează asupra fusurilor arborelui cotit este necesară pentru dimensionarea corectă a fusurilor și lagărelor, în scopul de a evita încălzirea lagărelor și a se asigura pelicula de ulei necesară ungerii acestora.

Se determină sarcina totală care acționează asupra fusurilor și lagărelor arborelui cotit, luându-se în considerare toate forțele care le solicită, respectiv forța de presiune a gazelor și forțele de inerție.

Forța rezultantă ce acționează asupra fusului, respectiv lagărului arborelui cotit se determină prin metoda diagramei polare.

Forțele care acționează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton

Asupra fusului maneton acționează forța tangențială T, forța radială Z și forța centrifugă de inerție Fcb a masei m2b a bielei aflată în mișcare de rotație.

Prin urmare, forța rezultantă care acționează asupra fusului maneton va fi:

[N] (3.7.)

în care:

[N] (3.8.)

Se reprezintă diagramele polare (fig.3.8.) și desfășurate (fig.3.9.).

Forțele care acționează asupra fusului palier. Diagramele polare ale fusurilor paliere

Diagramele polare se construiesc pentru toate fusurile paliere care sunt cuprinse între coturi așezate sub unghiuri diferite. În cele mai multe cazuri, la motoarele rapide, fusul palier cuprins între coturi decalate la 3600 este cel mai încărcat.

Forța care acționează asupra fusului palier al arborelui cotit care are un număr de lagăre mai mare cu unu decât numărul de manetoane este determinată de forțele care acționează în brațele manetoanelor vecine fusului considerat.

Compunerea reacțiunilor se realizează geometric ținându-se seama de unghiul dintre manivelele învecinate.

[N] (3.9.)

[N] (3.10.)

CALCULUL MECANISMULUI MOTOR

Blocul de cilindri preia eforturile datorate procesului de ardere și forțele de inerție ale mecanismului bielă- manivelă. Condiția esențială pe care trebuie să o aibă un bloc motor este aceea de a asigura o rigiditate maximă.

Blocul de cilindri se realizează prin turnare. În ce privește construcția, se recomandă ca el să fie realizat sub forma unui corp cu zăbrele. Acestea vor fi constituite din nervurile piesei turnate, iar pereții vor fi atât de subțiri cât permite tehnologia de fabricare.

Blocul motorului poate fi proiectat cu cilindri nedemontabili, caz în care cilindri și blocul se constituie într-o singură piesă unică, și cu cilindri nedemontabili, soluție la care cilindri se constituie în piese separate care se montează în bloc.

În partea superioară a blocului se fixează șuruburile pentru prinderea chiulasei. Diametrul lor variază în limitele F=(8-10) mm, iar adâncimea de înșurubare este de (1.5-2)F când blocul este din fontă.

Dacă eforturile ce trebuie preluate sunt mai mari, atunci se mărește numărul de prezoane însă nu și diametrul lor.

În jurul cămășilor se va încerca realizarea secțiunilor pe cât posibil mai mici pentru trecerea apei, cu scopul de a mări viteza de curgere. Aceasta nu trebuie să depășească însă 3.5 m/s pentru că există pericolul antrenării depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele.

Pentru a avea dimensiuni minime pentru carter se descrie înfășurătoarea conturului bielei la o rotație completă apoi se trasează secțiunea carterului astfel ca locurile cele mai strâmte dintre perete și corpul bielei să fie de minim (8-10) mm din cauza barbotajului și a corpurilor străine. Din motive de rigiditate grosimea pereților va fi de (4.5÷5) mm pentru blocurile turnate din fontă.

Un indice de apreciere a calității blocului motor este greutatea acestuia. Se recomandă ca greutatea blocului să nu depașească 25% din greutatea motorului.

Compactitatea motorului este determinată în principal de distanța între axele cilindrilor, aceasta este determinată de arhitectura arborelui cotit, de lungimea fusurilor maneton și palier, de tipul și grosimea cămășilor de cilindru, de mărimea interstițiului camerei de apă dintre cilindru.

Blocurile de cilindri se confecționează din Fontă cenușie Fc 200; Fc210; Fc240; Fc250; Fc280 STAS568-87. Dacă blocul nu are cămășile amovibile, el va fi turnat din fontă de calitate pentru cilindri.

Chiulasa se toarnă frecvent din aliaje de aluminiu. Un astfel de aliaj se compune din 5% Si; 1.3%Cu; 0.5% Mg iar restul din aluminiu. Chiulasele se toarnă din aluminiu și nu se recomandă turnarea sub presiune.

Capacele lagărelor arborelui cotit se toarnă din oțel pentru motoarele mai puțin solicitate și se forjează la motoarele mai intens solicitate.

Datorită complexității blocului motor și a supunerii lui la solicitări statice și dinamice, acesta prezintă un grad de dificultate ridicat pentru un calcul exact prin metode tradiționale. Utilizarea programelor de calculator și a metodelor elementelor finite permit analiza solicitărilor și optimizarea soluției constructive a blocului motor începand cu etapa de proiectare.

Proiectarea și calcul cilindrului

Pentru răcirea motorului cu lichid se difernțiază trei soluții constructive ale cilindrilor: cilndri prelucrați direct în bloc, cilindri cu cămașă umedă și cilindri cu cămașă uscată.

Soluția cilindrului prelucrat direct în bloc se aplică în general motoarelor de autoturism și necesită la turnare utilizarea blocului de fonte care să corespundă cerințelor impuse de siguranța de funcționare.

Cămașa este de tip umed atunci când este spălată la exterior de lichidul de răcire.

La proiectarea cămășii umede, grosimea pereților se adoptă din condiții de rigiditate:

δ=(0,065÷0,075)·D=0,074·107=8[mm]

Din calculul termic, paragraful 2.6., alezajul cămășii este: D=107[mm], în funcție de care de adoptă mărimire caracteristice ale cămășii umede (fig. 4.1.):

diametrul exterior cămășii: D1=D+2 δ=107+2·8=123[mm]

diametrul gulerului: Dg=De+(8÷10)mm=123+8=131[mm]

La partea superioară cămașa cilindrului se află deasupra feței plane a blocului motor cu: g1=(0,05÷0,15)=0,1[mm], iar g2=(0,2÷0,3)=0,25 [mm].

În partea superioară cămașa nu trebuie să depășească nivelul primului segment de compresie când pistonul se află la punctul mort superior, P.M.S., iar în partea inferioară să nu depășască nivelul segmentului de ungere, când pistonul se află la punctul mort inferior, P.M.I.

Tensiunea de întindere în secțiunea transversală:

(4.1.)

în care:

pg este presiunea maximă a gazelor din cilindru în [MPa];

Dm – diametrul mediu, în [mm];

δ0 – grosimea cămășii, în [mm];

σaf = <590 – efortul unitar admisibil, în [MP]a.

Tensiunea de incovoiere in sectiunea transversala:

unde: N=8230 [N] – forta normala pe peretele cilindrului;

h=50 [mm] – distanta din P.M.I. pana la axa boltului;

Tensiunea totala:

Suma tensiunilor nu trebuie sa depaseasca 70

Cămașa este demontabilă și se utilizează la motoarele cu aprindere prin comprimare și la motoarele cu aprindere prin scânteie, ambele de putere medie și mare.

4.2. Proiectarea si calculul pistonului

Pistonul este reperul mecanismului motor, care îndeplinește următoarele funcții:

transmite bielei, prin intermediul bolțului, forța de presiune a gazelor;

transmite cilindrului reacțiunea normală, produsă de bielă;

etanșează, împreună cu segmenții, camera de ardere;

evacuează o parte din căldura degajată în procesul de ardere;

contribuie la dirijarea gazelor în cilindru;

are rolul de a asigura distribuția amestecului cazul motorului în doi timpi;

în cazul motorului cu aprindere prin compresie, poate influența favorabil randamentul arderii prin participarea sa la procesul de formare a amestecului;

conține, parțial sau integral, camera de ardere;

împreună cu segmenții și peretele cilindrului controlează grosimea filmului de ulei și deci consumul de ulei.

Dimensiunile principale se adoptă pe baza datelor statistice [1, pag. 149]:

Grosimea capului pistonului:

0,1D=0,1·107=8 [mm]

Lungimea pistonului: H=(1÷1,7)·D=1,17·107=125 [mm]

Lungimea mantalei:

L=(0,6÷1,1)·D=0,8·107=85 [mm]

Distanța dintre bozajele pistonului:

b=(0,3÷0,5)·D=0,4·107=42 [mm]

Înălțimea de protecție a segmentului:

h=(0,11÷0,2)D=0,15·107=16 [mm]

Diametrul interior al pistonului:

=71,5 [mm]

Calculul capului pistonului

Capul pistonului se verifică la rezistență în ipoteza că aceasta este o placă circulară încastrată pe contur și încărcată cu o sarcină uniform distribuită pg .

Efortul unitar la încovoiere la extremitatea capului pistonului [4, pag 158] este:

<300[MPa] (4.1)

în care

pg este presiunea maximă a gazelor din cilindru, în MPa;

di – diametrul interior al capului pistonului, în metri;

δ – grosimea capului pistonului, în metri;

σf = <300 efortul unitar admisibil la încovoiere pentru aluminiu, în MPa [4, pag 159].

Calculul zonei port segment

În regiunea port-segment, secțiunea A-A (figura 4.2), din dreptul segmentului de ungere rezistența este redusă din cauza orificilor pentru evacuarea uleiului, aceasta se verifică la compresiune.

Efortul unitar în sectiunea A-A este:

< 40[MPa] (4.2.)

Se calculează aria secțiunii A-A și apoi se introduce în relația (4.2):

(4.3.)

în care

n=8 este numărul de canale pentru evacuarea uleiului;

– diametrul canalelor pentru evacuarea uleiului, în metri;

h – lungimea canalelor de evacuarea a uleiului în metri;

< 40 efortul unitar admisibil la compresiune, în [MPa]. [2, pag.149].

Calculul mantalei pistonului

Presiunea specifică pe mantaua pistonului este limitată la o valoare determinată convențional pentru a nu întrerupe pelicula de ulei presiunea specifică pe manta este:

< 0,6[MPa] (4.3.)

în care

Nmax este forța normală maximă care acționează în plan perpendicular pe axa bolțului, în [N];

D – diametrul pistonului, în [mm];

L – lungimea mantalei, în [mm] ;

p < 0,3… 0,6 presiunea specifică admisibilă, în MPa. [2, pag.149].

Calculul profilului pistonului

Pentru asigurarea unei funcționări normale a pistonului este necesar ca jocul relativ în stare caldă dintre piston și cilindru să fie:

– în zona superioară a pistonului;

– în zona inferioară a pistonului.

Jocurile diametrale în stare caldă în zona superioară și inferioară se determină cu expresiile:

– în zona superioară a pistonului;

– în zona inferioară a pistonului.

Jocurile diametrale în stare rece în zona superioară și inferioară se determină sub formă de diferențe:

– în zona superioară a pistonului;

– în zona inferioară a pistonului.

Diametrul pistonului în stare rece în zona superioară și inferioară se determină cu expresiile:

(4.4.)

(4.5.)

în care:

tc = 113 0C este temperatura cilindrului răcit cu apă;

t0 = 15 0C – temperatura mediului ambiant;

tps = 300 0C – temperatura pistonului în zona superioară;

tpi = 170 0C – temperatura pistonului în zona inferioară;

αp =17,5 ·10-6 K-1 – coeficient de dilatare a pistonului;

αc =10,7 ·10-6 K-1 – coeficient de dilatare a cilindrului. [2, pag. 150]

Proiectarea segmenților de piston

Segmenții au rolul de a realiza etanșarea camerei de ardere, de a uniformiza pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului și de a transmite cilindrului o parte din căldura preluată de piston de la gazele fierbinți. Segmenții care împiedică scăparea gazelor din cilindru în carterul motorului se numesc segmenți de compresie, iar segmenții care distribuie uniform și elimină excesul de ulei de pe suprafața cilindrului se numesc segmenți de ungere.

Soluțiile care se adoptă la proiectarea segmentului trebuie să țină seama de cerințele impuse de siguranța în funcționare, durabilitate, eficiența etanșării și prețul de cost.

Eficiența etanșării realizate de segment depinde de presiunea medie elastică (pe) aplicată de acesta pe medii elastice mărite.

Mărirea presiunii medii elastice a segmenților diminuează pulsația acestora și mărește coeficientul de transfer de căldură spre cămașa cilindrului. Valori prea ridicate ale presiunii pot provoca uzuri importante ale segmentului și cămășii.

La proiectarea segmentului trebuie să se adopte o grosime radială de valoare redusă pentru a micșora masa acestuia.

Dacă nu se pot utiliza materiale cu calități elastice superioare, se vor adopta segmenți cu grosimi radiale mărite, ceea ce facilitează evacuarea căldurii de la pistoane la cilindri și elimină vibrațiile radiale. Mărirea grosimii radiale conduce la creșterea tensiunilor de încovoiere în secțiune, de aceea se impune utilizarea unor materiale cu rezistența admisibilă la încovoiere ridicată.

Dimensiunile caracteristice ale segmenților și canalelor din piston [4, pag. 167]

grosimea pereților părții de etanșare:

die =10 [mm]

dimensiunea canalului de etanșare:

tc =6 [mm]

înălțimea canalului de segment:

canalul 1: dreptunghiular: hc=3[mm]

canalul 2: dreptunghiular: hc=3[mm]

canalul 3: dreptunghiular: hc=4,5[mm]

Jocul pe flancurile segmentului Ja și jocul radial Jr:

segment de presiune 1: (0,06÷0,08) Se adoptă: Ja= 0,06 [mm]; Jr=1[mm]

segment de presiune 2: (0,04÷0,06) Se adoptă: Ja= 0,06 [mm]; Jr=1[mm]

segment de ungere: (0,0÷0,06) Se adoptă: Ja= [0,04]mm; Jr=1[mm]

Înălțimea radială a segmentului:

segment de presiune : b=(2÷4) Se adoptă: b=3[mm]

segment de ungere : b=(2÷4) Se adoptă: b=4[mm]

Grosimea radială a segmentului :

pentru segment de presiune și de ungere: t/D=(1/20÷1/30). Se adoptă: t=4[mm]

Proiectarea și calculul bolțului

Bolțul pistonului este solicitat în timpul funcționării de o sarcină mecanică variabilă ca valoare și sens iar în unele perioade de funcționare a motorului caracterul solicitării se apropie de cel de șoc. Mișcarea oscilantă și temperatura relativ ridicată de la umerii pistonului determină condiții nefavorabile pentru realizarea unei frecări umede: de aici și uzura accentuată a bolțului. Aceste condiții impun ca bolțul de piston să aibă miez tenace și strat superficial dur, cu un grad de netezire foarte mare. În funcție de oțelul din care se execută, bolțul de piston se cementează la suprafață pe o adâncime de 0.5-2mm ori se calește superficial prin C.I.F. pe o adâncime de 1-1.5 mm. Duritatea stratului superficial trebuie să fie HRC=58-65, iar a miezului HRC=36.

Pentru calculul bolțului se consideră o grindă pe două reazeme încărcate cu o forță uniform distribuită pe lungimea piciorului bielei. Convențional forța ce acționează asupra bolțului se consideră a fi forța maximă de presiune a gazelor diminuată de forța de inerție dată de masa pistonului.

Bolțul se verifică la uzură în piciorul bielei și în umerii pistonului, la încovoiere în secțiunea mediană, la forfecare în secțiunile dintre piciorul bielei și partea frontală a umărului pistonului și la ovalizare.

Bolțul lucrează în condiții grele de solicitare mecanică, fiind încărcat de forța de presiune a gazelor și de forța de inerție dezvoltată de piston.

Pentru calculul bolțului, acesta se consideră ca o grindă pe două reazăme încarcată cu o forță uniform distribuită pe lungimea piciorului bielei.

Dimensiunile bolțului (fig.4.4. a, b) se adoptă pe baza datelor statistice [4, pag.178] și se efectuează calculele de verificare a rezistenței la uzură, a solicitărilor mecanice și a deformațiilor, precum și precizarea prin calcul a jocurilor de montaj.

diametrul exterior:

diametrul interior:

lungimea bolțului pentru bolțul flotant:

l=(0,8÷0,87) D=0,84·107=90 [mm]

lungimea de contact a bolțului cu piciorului bielei:

lungimea de contact a bolțului cu bozajul pistonului:

lp =(1,1÷1,3)lb/2 =1,1·41/2=22 [mm]

distanța dintre bozajul pistonului și piciorul bielei:

j=1 [mm]

Verificarea la uzură

Verificarea la uzură se face calculând presiunile specifice de contact (fig. 4.4.b), care caracterizează condițiile de ungere, atât pentru piciorul bielei cât și pentru umerii pistonului:

(4.6.)

(4.7.)

Fgmax și Fj s-au calculat în cadrul capitolului 3, paragraful 3.2.

în care:

Fgmax este forța maximă de presiune a gazelor din cilindru ce apasă pe piston, în N;

Fj – forța de inerție dată de masa pistonului, în momentul Fgmax, în N;

deb – diametrul exterior al bolțului, în milimetri;

lb – lungimea de contact a bolțului cu piciorul bielei, în milimetri;

lp – lungimea de contact a boltului cu bozajele pistonului, în milimetri;

pb=20÷50 [MPa] – presiunea admisibilă în piciorul bielei;

pp =15÷35 [Mpa] – presiunea admisibilă în locașurile din piston.

Verificarea la încovoire

Efortul unitar de încovoiere la mijlocul bolțului este:

(4.8.)

(4.9.)

în care:

Fmax= Fgmax+ Fj este forța maximă care solicită bolțul;

Fmin= Fgmin+ Fj – forța minimă care solicită bolțul;

– raportul dintre dib și deb.

Se calculeaza apoi efortul unitar mediu și amplitudinea eforturilor unitare conform relațiilor:

(4.10.)

(4.11.)

Coeficientul de siguranță

Pentru bolțul flotant încărcarea este după un ciclu simetric.

(4.12.)

în care

Mpa este rezistența la oboseală pentru oteluri aliate;

– efortul unitar mediu în Mpa;

– coeficient efectiv de concentrare la sarcini variabile;

– factor dimensional;

– pentru bolț călit cu suprafată lustruită;

coeficientul tensiunilor unde =1,5;

c2 =2÷4 – valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.

Verificarea la forfecare

Efortul maxim de forfecare se calculeaza cu relatia:

(4.13.)

în care

este valoarea admisibila a efortului la forfecare pentru otelul aliat.

Verificarea la ovalizare

Se pleacă de la ipoteza că bolțul este încastrat cu o sarcină distribuită sinusoidal. Valorile eforturilor unitare de ovalizare în secțiunile caracteristicile se obțin din condițiile și [4, pag. 182]:

în care:

sunt coeficienți ce se aleg din fig. 4.5.;

<300MPa – valoarea admisibilă a efortului unitar.

Deformatia maximă de ovalizare

(4.15.)

în care

E =(2÷2,3) ·105 [MPa] este modulul de elasticitate a otelulului;

Condiția ce se impune este ca: în care este jocul diametral în stare caldă:

(4.16.)

(4.17.)

Calculul jocului la montaj

Pentru a menține jocul la cald în limitele recomandate pentru o bună funcționare este necesar să se calculeze jocul de montaj dintre bolț și locașul său din piston:

(4.18.)

în care:

este temperatura bolțului;

– temperatura pistonului;

– temperatura mediului ambiant;

– coeficientul de dilatare termică al materialului pistonului;

coeficientul de dilatare termică al materialului bolțului; – valoarea admisibilă a jocului la montaj în milimetri.

Proiectarea și calculul bielei

La motoarelor cu aprindere prin comprimare se utilizează biele lungi pentru diminuarea valorii forței normale.

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

Solicitarea de întindere produsă de forța de inerție a grupului piston;

Solicitarea de compresiune produsă de rezultanta dată de forța de presiune a gazelor și forța de inerție;

Solicitarea de frecare produsă la presarea bucșei sau a bolțului în picior.

Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei (figura 4.6.) se determină inițial pe baza datelor constructive obținute prin metode statistice:

Diametrul exterior al piciorului: de= (1,3÷1,7) deb=1,5·32=48[mm]

Grosimea radială a piciorului: hp= (0,16÷0,27) deb=0,25·32=8[mm]

Grosimea radială a bucșei: hb= (0,08÷0,085) deb=0,085·32=3[mm]

Calculul piciorului bielei

4.5.1.1. Tensiunea de întindere

Pentru efectuarea calculelor de rezistență s-a considerat piciorul bielei ca o bară curbă încastrata în regiunea de racordare B-B cu corpul bielei (figura 4.7.).

Forța de întindere are valoarea maximă când forța datorată presiunii gazelor este minimă, deci când pistonul se află la P.M.S. la începutul cursei de admisie, aceasta determină cu următoarea relație:

(4.19.)

în care:

mp este masa pistonului, în kilograme;

r – raza manetonului, în metri;

– viteza unghilară a arborelui cotit;

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei.

In sectiunea periculoasa B-B va apare momentul încovoitor si forța normală:

În cazul în care unghiul de încastrare >90o, momentul încovoietor si forta normalã în sectiunea de încastrare determinate de forta de întindere, au urmãtoarele expresii:

(4.20.)

(4.21.)

unde: Mo- momentul încovoietor în sectiunea B-B determinat de forta de întindere;

No- forta normalã în sectiunea B-B determinatã de forta de întindere.

Momentul încovoietor Mo si forta normalã No se determinã cu urmãtoarele relatii:

(11.4)

(11.5)

unde: î se introduce în radiani.

Eforturile unitare de intindere determinate de momentul incovoitor si forta normala calculate anterior sunt:

– – în fibra interioară:

(4.22)

– în fibra exterioară:

(4.23.)

în care:

lb este lungimea de contact a bielei cu boltul;

k – coeficient de proporționalitate;

hp – grosimea piciorului bielei;

rm – raza medie a piciorului bielei;

<450[MPa] – valoarea admisibilă a tensiunii de întindere pe fibra exterioară respectiv interioară a piciorului bielei.

Solicitarea la compresiune

Forța de compresiune are valoarea maximă când presiunea din cilindru are valoarea maximă:

(4.24.)

In sectiunea de încastrare B-B apare un moment încovoitor M´c și o forță normală N´c calculate cu următoarele relații [4, pag.191]:

(4.25.)

(4.26.)

(4.27.)

Tensiunile în secțiunea de încastrare determinate de forta de compresiune se calculează după cum urmează:

în fibra exterioară:

(4.27.)

în fibra interioară:

(4.28.)

în care

lb este lungimea de contact a bielei cu boltul;

hp – grosimea piciorului bielei;

k – coeficient de proporționalitate;

rm – – raza medie a piciorului bielei;

<300MPa – valoarea admisibilă a tensiunii de întindere pe fibra exterioară respectiv interioară a piciorului bielei.

Tensiunile produse de presiunea dintre bucsa si piciorul bielei

În timpul funcționării motorului la strângerea de montaj (Dm) se adaugă o solicitare suplimentară de compresiune (Dt ) datorată dilatării bucșei de bronz.

Dilatarea termică a bucșei se determină cu următoarea relație:

(4.28.)

în care

di este diametrul interior al piciorului bielei în milimetri;

BZ= 18×10-6 [1/K] – coeficientul de dilatare al bucșei;

OL= 10×10-6 [1/K] – coeficientul de dilatare al materialului bielei;

t= 373÷423 [K] – temperatura piciorului bielei;

tm= 293 [K] – temperatura mediului ambiant.

Presiunea datorată strângerii se obține din următoarea expresie:

(4.29.)

în care

de este diametrul exterior al piciorului bielei în milimetri;

di – diametrul interior la piciorului bielei milimetri;

d – diametrul interior al bucșei în miilimetri;

– strângerea de montaj în milimetri;

– coeficientul lui Poisson.

Eforturile unitare

Eforturile unitare produse de presiunea de fretaj:

în fibra exterioară:

(4.30.)

în fibra înterioară:

(4.31.)

Eforturile maxime si minime produse de presiunea pf se pot calcula astfel:

(4.32.)

(4.33.)

iar amplitudinea și tensiunea medie a ciclului:

(4.34.)

(4.35.)

Coeficientul de siguranță conform ciclului simetric de încărcare

Coeficientul de siguranță al piciorului bielei se calculează în ipoteza unei solicitări de oboseală după un ciclu simetric de întindere-compresiune, pentru fibra exterioară în secțiunea de încastrare, astfel expresia coeficientului de siguranță poate fi scrisă sub forma următoare:

(4.36.)

în care

-1t= 340÷400 Mpa este rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de întindere-compresiune, pentru otel aliat;

k=1 – coeficient de concentrare;

= 0,8÷0,9 – factorul dimensional;

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

= 0,70÷0,80 – coeficientul de calitate al suprafeței;

– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.

Deformația piciorului

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

(4.37.)

în care

este momentul de inerție al suprafeței secțiunii piciorului bielei;

dm = 2rm = 40 – raza medie a piciorului bielei în mm;

– unghiul secțiunii de calcul al piciorului bielei;

– valoarea admisibilă pentru deformatia piciorului bielei.

Calculul corpului bielei

Dimensiunile caracteristice mai răspândite pentru profilul în dublu T al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrărilor statistice ale construcțiilor existente.

Semnificațile acestor mărimi se pot vedea în figura 4.8.

Corpul bielei se calculează la oboseală fiind supus la:

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

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

Valorile următoare s-au adoptat din literatura de specialitate [1, pag.18-20]:

masa pistonului ansnsambalt cu bolț și segmenți:

mp=1,355 [kg]

masa bielei care are mișcare de rotație:

m1b=0,618 [kg]

masa bielei care are mișcare de translație:

m2b=1,629 [kg]

masa capacului de bielă:

mcp=0,489 [kg]

Efortul unitar la comprimarea

Forța ce solicită corpul bielei la compresiune:

(4.38.)

în care: A este aria secțiunii de calcul a corpului bielei:

(4.39.)

iar tensiunea de compresiune este:

(4.40.)

în care

D este diametrul pistonului în mm;

Pg – presiunea gazelor din cilindru în Mpa;

r – raza manivelei în mm;

– rotații arbore cotit;

A – aria sectiunii A-A;

Fcp – forța de comprimare a corpului bielei în N.

Se calculează efortul de flambaj a corpului bielei:

(4.41.)

, efortul de flambaj depășește cu 10…15% efortul de comprimare.

Efortul unitar la întindere

Secțiunea minimă a corpului bielei este solicitată la întindere de forța de inerție a pistonului, care se calculează astfel:

(4.42.)

Tensiunea la întindere este:

(4.43.)

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

(4.44.)

(4.45.)

(4.46.)

(4.47.)

Coeficientul de siguranță

Corpul bielei este supus la solicitări variabile, de întindere și compresiune după un ciclu simetric. Coeficientul de siguranță se determină cu relația:

(4.48)

în care

-1t= 340÷400 Mpa este rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de întindere-compresiune, pentru otel aliat;

k=1 – coeficient de concentrare;

= 0,8÷0,9 – factorul dimensional;

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

= 0,70÷0,80- coeficientul de calitate al suprafeței;

– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.

Calculul capacului bielei

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

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

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

(4.49)

Calculul tensiunilor se realizează admițând următoarele ipoteze:

Capul bielei este o bară curbă continuă;

Secțiunea cea mai solicitată este secțiunea de încastrare A-A (fig.4.9.);

Capacu de întinde al bilei are secțiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanța dintre axele șuruburilor;

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

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

Verificarea la intindere

Efortul unitar de întindere:

(4.50.)

în care:

lp=110 [mm] este distanța dintre axele șuruburilor de bielă;

– momentul de inerție al capacului;

– momentul de inerție al cuzinetului;

– aria secțiunii capacului;

z – aria secțiuni cuzinetului;

– modulul de rezistență la încovoiere al secțiunii capacului;

– valoarea admisibilă pentru efortul unitar.

Coeficientul de siguranta pentru ciclul pulsator

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

(4.51)

în care:

-1t= 340÷400 Mpa este rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de întindere-compresiune, pentru oțel aliat;

k=1 – coeficient de concentrare;

= 0,8÷0,9 – factorul dimensional;

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

= 0,70÷0,80 – coeficientul de calitate al suprafeței;

– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.

Deformația maximă a corpului bielei

Mărimea relativă deformației:

(4.52)

în care:

E este elasticitatea materialului.

lp – distanța dintre axele șuruburilor de bielă

– valoarea admisibilă a deformației.

Proiectarea si calculul arborelui cotit

La proiectarea arborelui cotit se vor alege acele soluții care să asigure o rigiditate maximă. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe construcții fusurile paliere se amplasează după fiecare cot, diametrele acestora se măresc, iar lungimile acestora se micșorează, de asemenea aceste măsuri fac posibil mărirea dimensiunilor brațelor. Rigiditatea arborelui cotit poate fi îmbunătățită și prin mărirea suprapunerii secțiunilor fusurilor paliere și manetoane, zonă cu cea mai ridicată concentrare de tensiuni.

Diametrul fusului maneton se stabilește în așa fel încât să se obțină dimensiuni pentru capul bielei care să permită trecerea acestuia prin alezajul cilindrului.

Echilibrarea arborelui cotit și descărcarea lagărelor paliere se realizează prin aplicarea de contragreutăți în prelungirea brațelor.

Capătul anterior al arborelui cotit se proiectează în trepte pentru a face posibilă montarea roților dințate pentru antrenarea distribuției eventual a pompei de injecție sau pompei de ulei, a roților de curea pentru antrenarea pompei de apă, ventilatorului, generatorului de curent, a compresorului sau a pompei de vid. La unele motoare pe capătul din față al arborelui cotit se prevede montarea amortizorului de vibrații torsionale.

O atenție deosebită trebuie să se acorde etanșării capătului anterior pentru a prevenii scurgerile de ulei.

Capătul posterior al arborelui cotit se proiectează cât mai scurt posibil și el trebuie prevăzut cu o flanșă pentru montarea volantului.

Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându-se prin prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiți existenți [2,pag.164] și [4,pag.200].

Lungimea cotului:

l=(1,1-1,4)D=1,3·107=139 [mm]

Diametrul fusului palier:

dp=(0,7-0,9)D=0,7·107=80 [mm]

Diametrul fusului maneton:

dm=(0,56-0,72)D=0,69·107=74 [mm]

Lungimea fusului maneton:

Lm=(0,45-0,6)D=0,45·107=38 [mm]

Diametrul interior al fusului maneton:

Dim =(0,6-0,75)D=0,6·107=64 [mm]

Grosimea bratului:

h=(0,2-0,35)dm=0,33·74=22 [mm]

Lățimea brațului:

b=(1,5-2) dm=1,6·60=120 [mm]

Raza de racordare:

=(0,07-0,1) dm=0,07·74=5 [mm]

Semnificațile acestor dimensiuni sunt prezentate în figura 4.10.

Calculul arborelui cotit se consideră ca o grindă static nedeterminată implică dificultăți. De aceea calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încărcare și deformare care consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă alcătuită dintr-un număr de părți egal cu numărul coturilor.

Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în următoarele ipoteze simplificatoare:

fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe două reazeme;

reazemele sunt rigide și coaxiale;

momentele încovoietoare în reazeme se neglijează;

fiecare cot lucrează în condițiile amplitudinilor maxime ale momentelor de încovoiere și de torsiune și a forțelor variabile ca semn;

în reazemul din stânga cotului acționează un moment de torsiune Mpj egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta acționează momentul Mp(j-1) (fig.4.11)

Calculul fusului palier

Fusul palier este solicitat la torsiune și încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusului este redusă, momentele încovoietoare au valori mici și în aceste condiții se renunță la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit sunt solicitate la momente de rasucire mai mici decât acelea ce actioneaza în fusurile dinspre partea posterioara a arborelui si mai ales asupra fusului final, deoarece în acesta se însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare cilindru în parte, ceea ce implica însumarea momentelor de torsiune ținandu-se cont de ordinea de aprindere.

Eforturile unitare maxime si minime se calculează astfel:

(4.53.)

(4.54.)

Momentul maxim și minim s-a calculat în cadrul capitolului 3 (v. Anexa).

Aplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii se calculează cu relațiile:

(4.55.)

(4.56.)

Coeficientul de siguranță se calculează cu relația:

(4.57.)

în care

1 = 180÷230 Mpa este rezistența la oboseală pentru ciclul simetric;

k=2 – coeficient de concentrare;

= 0,8 – factorul dimensional;

= 0,08÷0,1 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;

= 1,10÷0,28 – coeficientul de calitate al suprafeței;

– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.

Calculul fusului maneton

Fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot ce se sprijină pe două reazeme și este încarcat cu forțe concentrate. Deoarece secțiunea momentelor maxime ale acestor solicitari nu coincide în timp, coeficientul de siguranță se determină separat pentru încovoiere și torsiune și apoi coeficientul global de sigurantă. Reactiunile din reazeme se determină din conditia de echilibru a fortelor si momentelor. Este convenabil ca fortele ce actionează asupra fusului să se descompună în două directii: una in planul cotului cealaltă tangentială la fusul maneton.

Calculul fusului maneton la încovoiere

Valorile următoarelor mase s-au adoptat din literatura de specialitate [2, pag.18-20]:

masa bielei in mișcare de trans.: m2b=1,629 [kg]

masa brațului manetonului: mbr=0,52 [kg]

masa contragreutății de echilibrare: mcg=0,14 [kg]

masa manetonului:mm=0,38 [kg]

masele rotitoare:

Fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot ce se sprijină pe doua reazeme si este încarcat cu forțe concentrate.

Forța tangențială maximă: Tmax= 23545 [N]

Forța tangențială minimă: Tmin=-9854 [N]

Momentul maxim pe maneton: Mmax=485623 [N·mm]

Momentul minim pe maneton: Mmin=-359376 [N·mm]

Forța de inerție produsă de masele neechilibrate ale brațelor:

Forța de inerție produsă de contragreutăți:

Valorile maxime și minime ale tensiunilor:

(4.58.)

(4.59.)

Amplitudinea și tensiunea medie a ciclului:

(4.62.)

(4.63.)

Expresia coeficientului de siguranță:

(4.64.)

în care

-1t= 250…350 MPa pentru oțel carbon;

k=1,9…2 – coeficient de concentrare;

= 0,7…0,8 – factorul dimensional;

= 0,09…0,10 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;

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

– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.

Calculul fusului maneton la torsiune

Momentul care solicită fusul maneton la torsiune se calculează astfel:

(4.65.)

(4.66.)

în care:

Mmax, Mmin momentele maxime și minime ce solicită manetonul la torsiune;

Tmax, Tmin – forțele tangențiale maxime și minime ce solicită manetonul la torsiune, au fost calculate în capitolul 3;

r – raza descrisă de maneton.

Valorile maxime și minime ale tensiunilor de torsiune se calculează cu relațiile:

(4.67.)

(4.68.)

în care modulul de rezistență polar pentru fusul maneton cu orificiu excentric se calculează cu relația:

(4.69.)

în care

dmi este diametrul interior al manetonului;

dm este diametrul exterior al manetonului.

Amplitudinea și tensiunea medie a ciclului:

(4.70.)

(4.71.)

Expresia coeficientului de siguranță:

(4.72.)

în care

-1t= 250÷350 Mpa pentru otel carbon;

k=0,9÷1,2 – coeficient de concentrare;

= 0,7÷0,8 – factorul dimensional;

= 0,08÷0,10 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;

= 1,1÷1,4 – coeficientul de calitate al suprafeței;

– valoarea admisibilă pentru coeficientul de siguranță.

Coeficientul global de siguranță al manetonului se determină cu relația:

(4.73.)

CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUTIE A GAZELOR

5.1. Proiectarea mecanismului de distribuție a gazelor

Mecanismul de distribuție este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigură realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor și mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă și evacuarea produselor de ardere. Această funcție este realizată prin deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare.

De regulă antrenarea arborelui cu came se face de la partea opusă a volantului deoarece aceasta permite montarea unei roți dințate conducătoare mai mici.

Construcția principalelor elemente ale distribuției se determină din condițiile de funcționare astfel [2, pag.213]:

Supapele sunt supuse unor sarcini dinamice și temperaturi ridicate, aceste condiții necesitând un material foarte rezistent. Forma supapei trebuie aleasă astfel încât să asigure o rigiditate ridicată și în același timp să provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie. Supapele dispuse în evacuare trebuie să aibă tija cu un diametru mai mare și bucșa de ghidare cât mai lungă pentru a ușura evacuarea căldurii.

Scaunul supapei se recomandă să aibă o grosime radială de (0,08÷0,15)· și o înălțime de (0,18÷0,25)·și se montează cu o strângere de 0,0015÷0,0035 din diametrul său exterior.

Bucșele de ghidare au grosimi de perete între 2,5÷4,0 [mm] și lungimi de (1,75÷2,50)·dc, în funcție de lungimea tijei supapei .

Canalele de admisie și evacuare se construiesc cu secțiuni cât mai mari pentru a se micșora pierderile gazodinamice. Diametrul canalului de admisie se face cu (10÷20)% mai mare decât cel al canalului de evacuare și aria secțiunii sale de trecere este de (15÷20)% din aria pistonului.

Alegerea fazelor de distribuție

Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse și a unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obținerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt direct dependente de fazele de distribuție.

Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse și a se pierde cât mai puțin lucru mecanic de destindere a gazelor.

Închiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o întârziere optimă pentru a se fructifica la maxim efectul inerției coloanei de gaze până ce acesta este anulat de depresiunea formată în cilindru.

Deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea unei cantități cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie și în final o umplere cât mai completă a cilindrului cu gaze.

Închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întârziere încât să se utilizeze la maxim, în folosul umplerii, efectul inerțional al coloanei de gaze proaspete.

Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere și închidere a supapelor pentru fiecare regim de funcționare (turație, sarcină). Valorile medii ale acestor unghiuri, pentru motoare în 4 timpi cu aprindere prin comprimare, sunt date în tabelul 5.1.

Tabelul 5.1.

Calculul mecanismului de distribuție a gazelor

Calculul mecanismului de distribuție include determinarea dimensiunilor canalelor și organelor de admisie și evacuare, aprecierea curgerii fluidului prin canale, determinarea profilului camei și verificarea pieselor la rezistență și oboseală.

Stabilirea principalelor dimensiuni ale supapelor [4, pag. 213]

Semnificațile următoarelor mărimi su reprezentate în figura 5.3.:

diametrul talerelor supapelor de admisie:

diametrul talerelor supapelor de evacuare:

diametrul canalelor de admisie:

diametrul canalelor de evacuare:

lungimea fetei supapei de admisie:

lungimea fetei supapei de evacuare:

raza de racordare a tijei supapei de admisie:

raza de racordare a tijei supapei de evacuare:

diametrul tijei supapei de admisie:

diametrul tijei supapei de evacuare:

lungimea supapei de admisie

lungimea supapei de evacuare

înălțimea maximă de ridicare a supapei de admisie

înaltimea maxima de ridicare a supapei de evacuare

Calcularea principalilor parametrilor ai distribuției gazelor

Aria secțiunilor de trecere a canalelor se verifică în primă aproximație la o viteză medie a gazelor în ipoteza că pistonul se deplasează cu viteză constantă, supapele nu există, iar gazele sunt incompresibile. Pe baza ecuației de continuitate rezultă următoarele expresii ale vitezelor convenționale:

Viteza de curgere a gazelor în canalul de admisie:

(5.1.)

Viteza de curgere a gazelor în canalul de vacuare:

(5.2.)

în care

Wm este viteza medie a pistonului, în m/s;

i – numărul de supape pe cilindru;

Wca < 90 m/s – valoarea admisibilă pentru viteza de curgere prin canalul de admisie.

Wca < 100 m/s – valoarea admisibilă pentru viteza de curgere prin canalul de evacuare.

Înălțimea maximă de ridicare hmax se verifică printr-o viteză medie convențională a gazelor, calculată în ipoteza că supapa rămâne tot timpul complet deschisă, iar aria secțiunii de trecere devine:

pentru supapa de admisie:

(5.3.)

pentru supapa de evacuare:

(5.4.)

Vitezele convenționale vor fi:

pentru supapa de admisie:

(5.5.)

pentru supapa de evacuare:

(5.6.)

în care:

Wm este viteza medie a pistonului;

i – numărul de supape pe cilindru;

Wca < 100 m/s – valoarea admisibilă pentru viteza de curgere prin canalul de evacuare;

Wca < 90 m/s – valoarea admisibilă pentru viteza de curgere prin canalul de admisie.

Calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție

Calculul cinematic al mecanismului de distribuție presupune determinarea profilului camei folosită pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variație a ridicării, vitezei și accelerației tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic și de rezistență al pieselor ce compun mecanismul de distsribuție.

Fazelor de distributie s-au adoptat în subcapitolul 5.2.

Se alege cama de tip polinomiala fără șoc. Se calculează unghiul total de contact al camei:

– pt. Admisie = 180+=180+50+25=255o

– pt.Evacuare = 180+=180+45+30=255o

Metoda polinomială consideră pentru fiecare porțiune a camei o variație a accelerației de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresii aritmetice. Astfel pentru calculul cinematic al tachetului se folosesc următoarele relații:

(5.7.)
(5.8.)

(5.9.)

în care:

p, q, r, s sunt exponenți succesivi determinați în progresie aritmetică de rație p-2;

– unghiul curent al camei considerat de la vârful acesteia;

– unghiul total al profilului camei;

– constante ce se determină din condițiile inițiale.

Viteza unghiulară a arborelui cu came este jumătate din viteza unghiulară a arborelui cotit:

(5.10)

Pentru coeficienti se aleg valorile: p=10 ; q=18; r=26; s=34 , exponentul este 2.

(5.11)

(5.12)

(5.13)

(5.14)

(6.15)

Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuție

Pentru calculul forțelor de inerție ce intervin în mecanismul de distribuție, masele tuturor elementelor aflate în mișcare se înlocuiesc printr-o masă redusă dispusă pe axa supapei.

Valorile maselor componentelor mecanismului de distribuție s-au adoptat din literatura de specialitate și de la modelele existente, astfel masa redusă a întregului mecanism este:.

(5.16)

în care

este masa supapei în grame;

masa talerului de arc în grame;

masa tachetului în grame;

masa arcului în grame;

Forța de inerție care acționează la supapă se calculează când ambele supape sunt închise, iar acceleratia tachetului are valoarea corespunzătoare unghiului de 0 grade a profilului camei. În acest caz forța de inerție care acționează la supapă va fi:

(5.17.)

5.3.2.3. Calculul arcurilor de supapă

Arcul trebuie să mențină supapa închisă și să asigure legătura cinematică între ea și camă când forțele de inerție tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face față acestor cerințe trebuie ca forța arcului Fr să fie mai mare decât forța de inerție Fj a mecanismului dată de accelerațiile negative, la orice regim posibil de turații:

(5.18.)

în care: k=1,6….2,0 este coeficient de rezervă care ia în considerare supraturațiile sau vibrațiile arcului sub acțiunea cărora forța Fr .

Forța minimă a arcului F0 trebuie verificată la forța de deschidere a supapei la depresiunea maximă din cilindru.

Pentru evacuare:

(5.19.)

Pentru admisie:

(5.20.)

în care:

pev este presiunea din colectorul de evacuare;

pa – presiunea maximă din cilindru;

– diferența de presiune a gazelor. [4, pag. 225]

Prin proiectare se stabilesc următorii parametri constructivi ai arcurilor:

Diametrul mediu se alege din condiția de compactitate a grupei supapei și este în general:

(5.21.)

Arcurile supapelor de admisie și evacuare se fac constructiv la fel deși masele supapelor sunt diferite. La calculul arcului se consideră că forța Fr este dispusă pe axa arcului și solicită spirele la torsiune cu momentul:

(5.22.)

în care

Fr este forța arcului;

Dr – diametrul mediu al arcului de supapă.

iar eforul unitar de torsiune va fi:

(5.23.)

în care

Fr este forța arcului;

Dr – diametrul mediu al arcului de supapă;

d – diametrul sârmei de aec;

– coeficient ce depinde de raportul diametrelor , ia în considerare concentrația tensiunilor la interiorul spirelor.

Diametrul sarmei:

[mm] (5.24.)

Numărul de spire

(5.25.)

în care

este modulul de elasticitate transversal;

– rezistența admisibilă pentru oțelurile de arcuri;

fmax – săgeata maxima a arcului;

ir = (3,5÷8,0) – numărul admis de spire active.

Numărul total de spire se adoptă după relația i = ir + (2÷3)=7 spire

Calculul de rezistenta al mecanismului de distributie

Calculul arborelui de distribuție

Forța maximă care solicită arborele de distribuție este transmisă de la supapa de evacuare la începutul perioadei sale de deschidere. Această forță se compune din forța arcurilor Fr redusă la tachet, forța de inerție la începutul deschiderii și forța gazelor Fg care acționează din cilindru asupra supapei, toate reduse la tachet.

Pentru arborii cu came se adoptă dimensiunile constructive, rerprezentate în figura 5.6, din literatura de specialitate și de la modelele existente:

distanța dintre două fusuri consecutive: l = 110[mm];

distanța dintre fus și camă: l1 = 60[mm];

distanța dintre camă și fus: l2 = 40[mm];

diametrul exterior al arborelui cu came: d = 40[mm];

grosimea arborelui cu came: .

La camele cu profil ce asigură o accelerație continuă, la începutul deschiderii supapei forța de inerție este nulă și forța totală FT are valoare maximă pentru poziția camei corespunzătoare accelerației maxime pozitive a supapei.

(5.26)

în care:

pe este presiunea în conducta de evacuare;

p – presiunea în cilindru pentru pozitia camei;

de – diametrul exterior al supapei de evacuare;

– diferența de presiune pentru calcule prealabile. [4, pag. 228]

Forța maximă de inerție va fi:

(5.27.)

în care: jmax este accelerația maximă calculată în tabelul din Anexa.

Forța sumară care acționează pe camă este:

(5.28.)

Eforturile unitare de strivire pe suprafata de lucru a tachetului camei:

(5.29.)

în care

b este latimaea camei

r – raza de curbura a profilului camei în punctul de tangenta cu tachetul

– valoarea admisibilă pentru eforturile de strivire;

Săgeata de încovoiere se determină deoarece arborele trebuie să fie suficient de rigid pentru ca încovoierea să nu manifeste influențe esențiale asupra funcționării mecanismului de distribuție. Schema de calcul este prezentată în figura 5.6. Săgeata de încovoiere se determină cu relația următoare:

(5.30.)

Solicitarea de torsiune de la fiecare camă, atinge de obicei valoarea maximă la sfârșitul primei perioade de ridicare a supape, când punctul de tangență este cel mai îndepărtat de axa tachetului. Schema de calcul este prezentată în figura 5.7.. Relația cu care se poatre calcula momentul maxim pentru o camă este:

(5.31.)

Eforturile unitare de torsiune se calculează astfel:

(5.32.)

reprezintă valoarea adsmisibilă pentru eforturile unitare de torsiune.

Calculul tachetului constă în verificarea presiunii specifice pe suprafața laterală. Același calcul se efectuează și pentru tachetul mecanismului cu acționare directă (în cap), a camei. Această presiune specifică se calculează cu relația:

(5.33)

q<10MPa reprezintă valoarea admisibilă pentru presiunea specifică pe suprafața laterală a tachetului.

CALCULUL SISTEMULUI DE RĂCIRE

Principii de funcționare a sistemului de răcire

Sistemul de răcire evacuează forțat o anumită cantitate de căldură de la cilindrii si chiulasa motorului, transmițând-o aerului înconjurător. Necesitatea sistemului de răcire este determinată de faptul că piesele motorului care vin în contact cu gazele arse se încălzesc foarte puternic. Dacă aceste piese nu se răcesc din cauza supraîncălzirii, se poate arde pelicula de ulei de pe cilindri, piesele motorului se pot dilata foarte mult, iar cele aflate în mișcare se pot gripa. În plus, mai e de menționat pericolul deteriorării unora dintre piese datorită reducerii rezistentei mecanice a materialului cu creșterea temperaturii. Utilizarea unor materiale refractare si, în special, a nitrurilor de siliciu deschide perspective pentru diminuarea intensității răcirii unor piese care delimitează camera de ardere.

Eficienta sistemului de răcire trebuie privită însă si din punctul de vedere al influentei sale asupra performantelor motorului.

Cercetările științifice demonstrează că sunt de mare eficientă în ceea ce privește creșterea performantelor de putere și economicitate a motorului intensitățile mai pronunțate de răcire a chiulasei în comparație cu cele ale cilindrului. În plus, prin aceasta se ameliorează si efectele poluante ale motorului, deoarece printr-o răcire mai intensă a chiulasei se favorizează evacuarea gazelor arse din cilindru, canalele de evacuare din chiulasă având temperaturi mai scăzute, în timp ce gazele reziduale au temperaturi mai ridicate, toate acestea permițând o anumită creștere a coeficientului de exces de aer.

Explicația temperaturii mai ridicate a gazelor reziduale constă în faptul că acestea vin în contact în timpul cursei de evacuare cu pereții cilindrului si cu capul pistonului care au temperaturi suficient de ridicate (fiind răcite mai puțin intens), iar temperatura gazelor arse la sfârșitul destinderii are valori mai mari datorită diminuării transferului de căldură prin cilindrii.

La MAC problema răcirii cere o analiză riguroasă a câtorva aspecte deosebite de cele prezentate mai sus. Admițând o temperatură mai ridicată a chiulasei, se mărește temperatura aerului, se ușurează autoaprinderea și se micșorează pierderile prin răcire, sporind economicitatea motorului. Totodată se reduce rigiditatea funcționării, micșorându-se gradientul de creștere a presiunii în timpul arderii. Creșterea temperaturii chiulasei în anumite limite nu influențează hotărâtor scăderea coeficientului de umplere, avantajele amintite mai sus fiind preponderente.

Prin urmare, intensitatea răcirii chiulasei la MAC trebuie stabilită din condițiile de rezistentă a materialelor camerei de ardere si supapelor, precum si din condiția asigurării ungerii la tijele supapelor, căutându-se valorile optime ale temperaturii care asigură performantele maxime de economicitate, putere si mers liniștit. Intensitatea răcirii cilindrilor se stabilește din condiția asigurării unei bune funcționări a pieselor din grupa cilindru-piston, unei ungeri eficiente a acestora în funcție de lubrifiantul utilizat, avându-se în vedere că la aceste motoare se evacuează mai multă căldură prin cilindri, îndeosebi când camera de ardere este practicată în piston.

Tot pentru ameliorarea condițiilor de formare a amestecului și de ardere la MAC, în special la sarcini mari, se preferă menținerea unui regim termic ridicat al cilindrilor prin practicarea răcirii fierbinți. În acest caz lichidul de răcire se menține la temperaturi relativ înalte (până la 93C) în funcție de sarcina motorului, pentru a asigura încălzirea aerului si vaporizarea combustibilului în bune condițiuni.

În ansamblu, sistemul de răcire trebuie să satisfacă următoarele cerințe:

să favorizeze desfășurarea proceselor termogazodinamice cu pierderi minime

să nu permită supraîncălzirea sau suprarăcirea motorului la toate regimurile de funcționare prin exploatarea autovehiculului în diverse condiții climatice si de drum

să necesite un consum cât mai mic de putere pentru antrenarea agregatelor sale

să dispună de o capacitate cât mai mare , caracterizată prin raportul între suprafața de răcire si volumul ocupat

să atingă o siguranță si durabilitate cât mai mare în exploatare si comoditate în executarea reglajelor si lucrărilor de întreținere, stabilitate cât mai mare a parametrilor funcționali ai sistemului în decursul unui ciclu de exploatare

să se asigure simplitatea construcției si tehnologiei de execuție si montaj întrebuințându-se materiale cât mai ieftine

să se caracterizeze printr-o greutate cât mai mic

Sistemul se umple cu lichid (apă sau lichide cu temperaturi de congelare scăzute), ocupând volumul pus la dispoziție de cămășile de răcire, radiator si tuburile de legătură. În timpul funcționării motorului, pompa antrenată de la arborele cotit asigură o circulație a lichidului prin cămășile de răcire , tuburile de legătură si radiator. Prin distribuitor lichidul este dirijat , în primul rând, spre punctele cele mai puternic încălzite din blocul cilindrilor.

Trecând prin cămășile de răcire din bloc si chiulasă, lichidul spală pereții exteriori ai cilindrilor si camerei de ardere, asigurând temperatura dorită a acestor elemente ale motorului. Lichidul încălzit este transportat prin tubul superior în radiator, unde se ramifică pe tuburi în jeturi cu grosime mică si este răcit de către aerul ce circulă printre tuburile radiatorului, fiind aspirat de către ventilator. Lichidul răcit este aspirat de pompă si trimis din nou în cămășile de răcire ale motorului. Termostatul montat în racordul superior al circuitului reglează circulația lichidului prin radiator, menținând temperatura optimă a lichidului. La temperaturi scăzute radiatorul este scurtcircuitat, lichidul trecând din chiulasă direct în canalul de aspirație al pompei, de unde revine din nou în cămășile de răcire ale motorului.

Lichidul este distribuit de la pompă direct la canalele din chiulasă, asigurându-se o răcire mult mai intensă a scaunelor si ghidurilor de supape, după care lichidul încălzit este condus pe tuburile de legătură spre radiator. Răcirea cilindrilor în acest caz are loc prin circulația pe verticală a lichidului în cămășile din bloc datorită diferenței de temperatură a lichidului din chiulasă si din bloc. Lichidul mai puternic încălzit din bloc este înlocuit de către o parte din lichidul rece introdus de pompă în chiulasă, ceea ce asigură o circulație naturală a lichidului de răcire numită si termosifon.

La sistemul închis comunicația bazinului colector superior se realizează printr-o supapă specială de tipul vapori-aer care are si rol de supapă de siguranță.

Calculul instalatiei de răcire cu lichid

Date de proiectare

puterea motorului: [kW]

turația motorului: [rot/min]

consumul specific: [g/kW·h]

puterea calorică inferioară a combustibilului: (kj/kg)

Fluxul de căldură evacuat prin instalația de răcire:

[kj/h] (6.1.)

Se adoptă:

fracțiunea de căldura preluată de instalația de răcire [2,pag.237]:

Criteriul de încărcare specifică:

[kj/kW·h] (6.2.)

Calculul radiatorului

Alegerea temperaturii de intrare a lichidului și aerului [2,pag.237]:

Temperatura de intrare a aerului în radiator: o C

Temperatura de ieșire a aerului din radiator: o C

Temperatura de intrare a lichidului din radiator: o C

Temperatura de ieșire a lichidului din radiator: o C

Folosind aceste notații se stabilesc următorii parametrii:

oC (6.3.) oC (6.4.)

Diferența de temperatura între lichid și aer:

(6.5.)

în care

tma reprezintă temperatura medie a aerului în radiator;

tml – temperatura medie a lichidului în radiator;

tm – diferența medie de temperaturã între lichid și aer.

Se adoptă principalele valori pentru calculul radiatorului [2, pag.238-239]:

coeficientul de nervurare:

caldura specifica a apei la presiune constanta: kj/kg·k

caldura specifica a etilenglicolului la presiune constanta: kj/kg·k

Caldura specifică a lichidului în amestec: kj/kg·k

densitatea lichidului: kg/m3

coeficientul de convecție pentru lichid: kj/m2h·k

coeficientul de convecție pentru aer: kj/m2h·k

grosimea țevii:

coeficientul de conductibilitate al țevii: kj/mh·k

Calculul coeficientului global de schimb de căldura al radiatorului:

(6.5.)

Debitul de lichid care trebuie sã treacă prin radiator pentru a transmite fluxul de cãldurã este dat de relația:

[m2/h] (6.6.)

Se adoptă:

viteza de curgere a lichidului prin radiator: m/s

Se alege forma tuburilor: – circulară

Raza secțiunii unui tub: m

Aria unui tub:

m (6.7.) Perimetrul unui tub:

m (6.8.)

Se adoptă:

înalțimea radiatorului: m

Se calculează numărul de tuburi din radiator

(6.9.)

Se adoptă:

numărul de tuburi:

Suprafața de răcire în contact cu lichidul:

[m2] (6.10.)

Suprafața de răcire în contact cu aerul

[m2] (6.11.)

Raportul între suprafața de răcire în contact cu aerul și puterea efectivă a motorului:

[m2/kW] (6.12.)

Aa/Pe < (0,15÷0,20) [m2/kW] reprezintă valoarea admisibilă.

Se adoptă:

numărul de treceri:

Volumul sistemului:

[m3] (6.13)

Raportul între volumul sistemului și puterea efectivă a motorului:

[l/kW] (6.14)

[l/kW] reprezintă valoarea admisibilă.

Se adoptă:

adâncimea radiatorului: [m]

lățimea radiatorului: [m]

Aria frontală a radiatorului este:

[m2] (6.15)

Coeficientul de compactitate este:

[m2/m3] (6.16)

com = 900÷1300 [m2/m3] reprezintă valoarea admisibilă.

Calculul ventilatorului

Calculul ventilatorului ține seama de calculul radiatorului.

Se adoptă:

k1 coeficientul de compensare a scăpărilor si pierderilor de presiune pe traiectul de la intrare în radiator la ieșire din ventilator:

Se calculează coeficientul k2:

(6.17.)

Se adoptă:

viteza aerului: [m/s]

Debitul se determina cu relația:

[m3/s] (6.18.)

Căderea de presiune a aerului la intrarea în radiator:

mm col apă [N/m2] (6.19.)

Căderea de presiune a aerului în montajele anexe este:

[N/m2] (6.20.)

Căderea de presiune a aerului este

[N/m2] (6.21.)

Se adoptă:

randamentul ventilatorului:

Se determina factorul de putere cu relația:

(6.22.)

Puterea necesară antrenării ventilatorului în W:

[W] (6.23)

Puterea necesara antrenării ventilatorului în CP

[CP] (6.24)

Calculul pompei de lichid

Se adoptă mărimile necesare pentru calculul pompei:

raza a rotorului pompei: [m]

viteza lichidului la intrarea în pompă: [m/s]

randamentul pompei:

randamentul hidraulic:

unghiurile de înclinare a paletelor: ;;;.

Căderea de presiune a aerului în montajele anexe este [2,pag.241]:

conducta de legătura 1 m coloana de apa

cămașile de cilindru 1,4 m coloana de apa

radiator 2,4 m coloana de apa

căderea totala de presiune: [N/m2

Căderea reală de presiune :

[N/m2] (6.25.)

Debitul real al pompei este egal cu cel al radiatorului.

Debitul teoretic al pompei:

[m3/h] (6.26.)

Puterea absorbită de pompa, în kW:

[kW] (6.27.)

Puterea absorbita de pompa, în CP:

CP (6.28.)

Raza r1 a pompei:

[m] (6.29.)

Viteza periferică la ieșirea din rotor:

[m/s] (6.30.)

Se determina viteza c2:

[m/s] (6.31.)

Se adoptă:

turația pompei: np=3500 [rot/min]

Raza r2 a rotorului:

[m] (6.32.)

Vitezele relative:

[m/s] (6.33.)

[m/s ] (6.34.)

Se adoptă :

numărul de palete: z=6

grosimea paletelor: m

Lățimea paletelor la intrare și ieșire se determină în funcție de debit:

[m] (6.35.)

[m] (6.36.)

CALCULUL SISTEMULUI DE UNGERE

Principii de funcționare ale instalației de ungere

Funcționarea motorului cu ardere internă se caracterizează prin existența mai multor suprafețe aflate sub sarcină și în mișcare relativă unele față de altele. În aceste condiții este necesară introducerea unui fluid între acestea, fluid care să adere la suprafețe, să fie vâscos ca prin presiunea interna care ia naștere să mențină suprafețele la o anumita distanta.

Lubrifiantul prezent între suprafețele în mișcare relativa trebuie să îndeplinească următoarele funcții:

funcția mecanica – uleiul trebuie înainte de toate să ungă asamblajul, adică să formeze intre cele doua suprafețe o pelicula de ulei pentru evitarea contactului metal pe metal;

funcția termica – uleiul are rolul secundar de a limita temperatura în anumite organe care nu pot fi răcite prin alte procedee;

funcția chimica – uleiul trebuie să asigure funcționarea corecta atât a părților calde ale motorului cat și a parților reci, să asigure protecția împotriva coroziunii datorate umidității și acizilor care apar în urma arderii, sa asigure evacuarea impurităților;

Pe lângă aceste funcții, uleiul prezent în ansamblul piston, segmenți, cămașa cilindrului îndeplinește și rolul de element de etanșare.

Condițiile de lucru ale motorului cu ardere interna impun următoarele cerințe uleiului din sistemul de ungere: onctuozitate optima, variație redusa a vâscozității funcție de temperatura, stabilitate chimica ridicata, să împiedice aglomerarea particulelor rezultate în urma arderii, să fie fiabil, să posede o temperatura de congelare cat mai redusa.

Pompa de ulei utilizata în proiectarea acestui motor este cu roti dințate cu angrenare exterioara, tip de pompa cel mai utilizat dealtfel datorita numeroaselor avantaje pe care le are (construcție simpla, siguranța în exploatare, etc.).

Filtrul de ulei – uleiul în timpul funcționarii motorului cu ardere interna pierde din calitățile sale datorita pătrunderii unor impurități (particule metalice rezultate în urma fenomenului de uzură, particule de praf care pătrund în motor odată cu aerul nefiltrat corespunzător la admisie, impurități rezultate în urma unui montaj și unei întrețineri necorespunzătoare, impurități ce formează în carter produse chimice rezultate în urma acțiunii gazelor scăpate în carter.

Calculul instalației de ungere

Conditiile de lucru ale M.A.I. necesită prezența în ansamblul constructiv a unui sistem de ungere care asigura prezenta unei cantitati determinate de ulei intre suprafetele aflate in miscare relativ pentru a diminua frecarea, respectiv uzura; racirea suprafetelor si pieselor solicitate termic; protectia impotriva coroziunii, curatarea suprafetelor aflate in miscare relativa de eventualele particule metalice sau alte depuneri.

La functionarea motorului, uleiul din instalatia de ungere este supus solicitarilor termice (T=100÷300 C deg) și mecanice (p=50÷2000 MPa),contaminat permanent cu gaze si combustibil, oxidat intensiv de concentratia mare de oxigen, isi pierde cpacitatea de onctuozitate si partial continutul de aditivi.

Cerințele impuse uleiurilor: vascozitate optima si o variatie optima a ei in functie de temperatura; onctuozitate ridicata; stabilitate chimica; detergenta; temperatura de congelare cat mai redusa.

Calculul debitului de ulei necesar în sistemul de ungere

Debitul de ulei care circulă prin sistemul de ungere Vu reprezintă debitul prin magistrală de ulei (rampă centrală) și se poate determina din douã condiții:

Asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagãrelor;

Preluarea unei cantitãți din cãldura dezvoltatã în motor.

Determinarea debitului de ulei pornind de la prima condiție presupune asigurarea necesarului de ulei pentru ungerea celor “b” fusuri ale arborelui cotit.

(7.1)

Debitul de ulei necesar lagãrelor este de 15÷50% din debitul de ulei care circulã prin magistrala de ungere; limita superioarã se aplicã motoarelor cu circuit de rãcire a pistoanelor. Rezultã cã debitul de ulei prin magistralã este:

(7.2)

Calculul debitului de ulei care satisface a doua condiție are la bazã bilanțul energetic considerând cã uleiul preia cãldura dezvoltatã prin frecare care reprezintã fracțiunea fu din cãldura degajatã în motor.

[kJ/h ] ( 7.3)

în care

fu = 0,02÷0,06 reprezintă fracțiunea de caldură degajată de motor și absorbită de ulei;

Pe – puterea efectivã a motorului în kW.

Debitul de ulei prin magistralã este:

[l/h] (7.4)

în care

cu. u = 1674÷1883 [kJ/m3K];

tu = 15 [K] .

Calculul pompei de alimentare

Dimensionarea pompei de ulei are în vedere ca debitul refulat sa fie superior celui care circula prin magistrala de ungere datorita circuitului derivat prin supapele de siguranta. În aceste conditii, debitul pompei de ulei este:

[l/h] (7.5.)

Conform recomandărilor din bibliografie, volumul debitat de pompa trebuie să se încadreze în limitele Vpu = (20 ÷ 40)Pe pentru un motor MAC cu aspirație normală.

Se adoptă: volumul debitat de pompă: Vpu = 3700 [l/h];

Sistemul de ungere folosește o pompă de ulei cu două roti dințate cu angrenare exterioare, la care lățimea roților se determina cu relația:

[mm] (7.6.)

Viteza periferica a roților dințate se limitează, din considerente ce țin de randament, fiind mai mici de 5 ÷ 6 [m/s]. Se poate determina astfel diametrul rotii dințate Dp:

[mm] (7.7.)

Se adoptă: diametrul roții dințate: Dp = 48 [mm].

în care

Dp este diametrul de divizare al roților;

h= 5,5–înalțimea dintelui;

npu – turația pompei de ulei;

=0,85…0,9 -randamentul volumetric al pompei.

Puterea necesară antrenarii pompei de ulei se determina cu relatia:

[kW] (7.8.)

în care

Vpu este volumul debitat de pompa de apă m3/s;

pu = 3÷8 – căderea de presiune în N/m2;

m = 0,85÷0,9 – randamentul mecanic al pompei.

Dimensiunile roților pompei de ulei se recomandã sa corespundă celor din tabelul 7.1.

Tabelul 7.1.

Calculul filtrului de ulei

Suprafața de filtrare Sf se calculează cu relația:

(7.9.)

în care:

Vu este debitul de ulei al pompei [l/h];

w- viteza uleiului prin filtru [m/h]

Suprafața de filtrare calculată, reprezintă suprafața totală a porilor, de aceea se numește suprafața activă a filtrului.

CALCULUL INSTALAȚIEI DE ALIMENTARE

Principii de funcționare a instalației de alimentare

Un element cheie al motorului cu aprindere prin comprimare din punct de vedere energetic și ecologic este echipamentul de injectie.

Calitatea pulverizării combustibilului în camera de ardere poate fi apreciată prin finetea pulverizarii, omogenitatea pulverizarii, penetratia si dispersia jetului de combustibil. Calitatea pulverizarii depinde de presiunea de injectie, viteza combustibilului prin orificiile de iesire, diametrul, numarul si lungimea orificiilor de pulverizare.

Parametrii temporali de desfasurare a procesului de injectie se refera, in primul rand, la momentul inceperii procesului de injectie in raport cu ciclul motor, la durata procesului de injectie si la legea de injectie. Acesti parametri depind în primul rand de caracteristicile constructive ale pompei de injectie si in al doilea rand de caracteristicile constructive ale pulverizatorului injectorului.

Acest sistem se caracterizeaza printr-o inalta flexibilitate. Pompa de inalta presiune are numai rolul de a ridica in rampa comuna presiunea combustibilului la nivelul presiunii de injectie. Momentul de inceput si durata injectiei nu mai depind de forma unei came, ci ele pot fi modelate in functie de semnalul primit de injectorul cu deschidere electromagnetica de la unitatea electronica de control.

Doza de combustibil si parametrii procesului de injectie sunt stabiliti in functie de parametrii functionali ai motorului.

Pentru imbunatatirea calitatii amestecului aer-combustibil pe intreaga plaja a regimurilor de functionare ale motorului, trebuie ca si jeturile de combustibil sa indeplineasca conditiile de calitate în corelatie cu miscarea aerului din cilindri și cu forma camerei de ardere.

Una din masuri o constituie marirea presiunii de injectie, care la sistemele clasice este dificil de realizat datorita complicatilor constructive.

Principiul de funcționare. O pompa absoarbe combustibil din rezervor (pompa electronica) si continua sa trimita cantitatea de combustibil ceruta printr-o a doua pompa (pompa de inalta presiune), combustibilul trecand intai printr-un filtru de combustibil care îl purifica de orice impuritate care poate produce uzura componentelor.

Pompa de inalta presiune comprima combustibilul la o presiune de 1350 bar si il transfera printr-o conducta de inalta presiune la rampa acumulatorului de inalta presiune (Rail). Acest rezervor dezvolta funcția de a amortiza oscilatiile de presiune cauzate de deschiderea si inchiderea injectoarelor si de descarcarile continue ale pompei. Combustibilul apoi este transferat de le Rail

prin cateva conducte de inalta presiune la injectoarele electronice, care controlate de un solenoid electric, descarca combustibilul in camera de ardere a motorului.

Combustibilul in exces, cere deschiderea supapei de retur, si este trimis inapoi in rezervor inpreuna cu scurgerile de combustibil care provin de la valva regulatorului de presiune si chiar de la pompa de inalta presiune. In acest tip de sistem cantitatea de injectie este stabilita de conducatorul auto prin pedala de acceleratie in timp ce stadiul initial si presiunea injectiei sunt calculate si controlate de unitatea electronica de control(EDC).Prin senzorul pedalei de acceleratie, EDC inregistreaza intentia soferului in timp ce, prin intermediul altui senzor, inregistreaza conditiile cerute ale motorului si automobilului si acorda informatia necesara.

Suplinitorul de putere al combustibilului este impartit in circuitul de joasa presiune si circuitul de inalta presiune.

iar cele inchise indica circuitul de joasa presiune.

Conductele de inalta presiune trebuie sa aibe o viata lunga si sa reziste la presiunea maxima a sistemului si la oscilatiile de presiune care se produc in circuit.

Pompa de înaltă presiune (8.2.) este folosita pentru a crea presiune inalta si trimite combustibilul in Rail.

Presiunea inalta este obtiunuta in urma actiunii a trei mici pistoane situate radial si la o distanta de 1200 (in cazul unei pompe radiale) si datorita actiunii lor se genereaza o presiune de minim 150 bar -1350. Pompa este invartita de motor prin intermediul unei curele de distributie la jumatate de viteza.Timpul injectiei este controlat de unitatea de control, care are datoria sa deschida injectoarele la momentul optim. Miscarea alternativa a celor trei mici pistoane este asigurata de o cama conectata la axul pompei.

Conductele de inalta presiune trebuie sa aibe o viata lunga si sa reziste la presiunea maxima a sistemului si la oscilatiile de presiune care se produc in circuit.

Sunt facute din otel cu un diametru exterior de 6 mm si un diametru interior de 2,4 mm.

Injectoarele sistemului Common Rail sunt compuse dintr-o parte care include o valva electromagnetica si un dispozitiv electric de control; si o alta parte situata la polul inferior care include un dispozitiv mecanic de injectie si returul.

Faza initiala a injectiei si cantitatea sunt programate de unitatea de control electronic catre injectoarele electronice.

Fig.8.4. Componentele sistemului de injecție Common-Rail

8.2 Calculul instalației de alimentare

8.2.1 Calculul pompei

Se adoptă:

diametrul statorului pompei: D = 40 [mm]

Grosimea paletei: = 2 [mm]

excentricitatea pompei: e = 1,8 [mm]

viteza unghiulară: [rad/sec]

diametrul rotorului: d = D – 2 e = 62 – 2 1,8 = 58 [mm]

Debitul pompei se calculează cu relația:

Vp = (8.1)

Pompa trebuie să asigure un debit de 4÷10 ori mai mare decât consumul orar al motorului la regim nominal, astfel că:

(4÷10)C = c Vp (8.2)

din relațiile (8.1) și (8.2) rezultă:

(4÷10)C = c (8.3)

în care

Co = 19541 [g/h] = 19,54 [kg/h] consumul orar de combustibil se ia de pe caracteristica externă (fig.8.4.);

[rot/min] – turația pompei;

c = 880 [kg/m3] = 0,88 [kg/dm3] – densitatea motorinei;

v = 0,85 – randamentul volumetric.

Din relația (3) rezultă că B, care reprezintă lățimea interioară a statorului pompei, se poate calcula cu relația: B= (8.4)

Atunci debitul de combustibil va fi:

Vp= (8.5.)

Vp = = 0,171 [m3/h] =171 [dm3/h]

8.2.2. Calculul injectorului

Se adoptă:

numărul de orificii de pulverizare: zj = 4

coeficientul de debit al orificiului: 0=(0,67 – 0,7)=0,7

presiunea de injecție: pv = 13·105 N/m2

durata injecției: j = 4 [RAC]

pcil =78,05 105 [N/m2] – presiunea la sfârșitul comprimării (v. formula 2.4 )

Diametrul orificiilor pulverizatorului se calculează cu relația:

Diametrul orificilor pulverzatorului: d0 = 0,03 [mm] d0 = 0,01 [mm]

PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICAȚIE A SUPAPEI DE ADMISIE

Conditii tehnice. La executia supapelor se impun condiții riguroase privind pozitia relativa a suprafetelor talerului si a cozii supapei in raport cu tija precum si asupra rectilinitatii tijei.

1. Duritatea 262÷302 HB

2. Trecerea de la tija la taler trebuie sa fie continua

3. Pe portiunea tijei supapei de la conul 1: 5 pana la extremitate se admite subtierea ei cu 0,05 mm sub cota de pe desen.

Materiale. Datorita conditiilor de lucru pentru supape se utilizeaza oteluri speciale termorezistente si anticorozive la care cromul este elementul principal de aliere pentru rezistenta sa ridicata la oxidare si coroziune.

In cazul supapelor de admisie unde conditiile de lucru sunt mai putin severe se utilizeaza oteluri martensitice Cr sau Cr-Ni obisnuite (de exemplu 40C10X, 41CN12X, STAS 791-79). O buna utilizare o au otelurile Cr-Si, denumite silicrom (3,75% Si, 9% Cr).

Pentru supapele de evacuare se folosesc oteluri Cr-Ni austenitice (12÷15% Cr, 12÷15% Ni, 2÷3,5% W) care au bune proprietati anticorosive si de rezistenta macanica la temperaturi ridicate.

Pentru a mari rezistenta la uzura a fatetei cat si a capatului tijei supapei, in unele cazuri, acestea se acopera cu un strat de material dur din categoria stelit, eatonit, nicrom cu continut ridicat de Cr, Ni, Co, W, pe grosimea de 1,5 ÷ 2,5 mm.

In vederea imbunatatirii calitatilor de alunecare ale supapelor din oteluri austenitice cat si pentru evitarea tendintei apre gripare tija supapei se cromeaza cu un strat in grosime de 10÷20 m.

Pentru ridicarea rezistentei la coroziune, rezultate satisfacatoare se obtin prin aluminizarea suprafetelor expuse.

Semifabricate. La executia supapelor, semifabricatele se obtin prin deformare plastica, electrorefulare, urmata de matritarea de precizie si extrudare, asigurandu-se fibrajul necesar pentru obtinerea unei inalte stabilitati dimensionale.

În continuare se prezintă succesiunea operaților tehnologice de fabricație a supapei de admisie fiind specificate denumirea operației și masina unealtă cu care se execută respectiva operație:

Rectificarea de degroșare

Mașină automată de rectificat

Controlul automat

Rectificarea de degroșare a capetelor

Mașină bilaterală automată de rectificat

Rectificarea de semifinisare a tijei

Mașină automată de rectificat fără centre

Strunjirea fațetei

Strung automat

Srunjirea zonei de racordare

Strung automat

Profilarea capătului tijei

Strung automat

Roluirea tijei

Mașină de roluit

Rectificarea tijei

Mașină de rectificat fără centre

Rectificarea de degroșare a fațetei

Mașină de rectificat

Rectificarea de finisare a capetelor supapei

Mașină bilaterală automată de rectificat

Strunjirea de finisare a capului supapei

Strung automat

Roluirea tijei

Mașină de roluit

Rectificarea fațetei

Masină automată de rectificat

Controlul automat al principalelor dimensiuni

Tabelul 9.1.

Definitivarea operaților de fabricație

CONCLUZII REFERITOARE LA PARTEA I A LUCRĂRII

În această primă parte a lucrării s-a reușit să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare cu puterea nominală de 184 [kW] la turația de 2300 [rot/min].

S-a dorit să se creeze un model care să îndeplinească condițiile impuse de normele în vigoare din punct de vedere ecologic și economic și care să satisfacă principalele cerințele pe care trebuie să le îndeplinească un motor cu ardere internă, printre care amintim:

durabilitate și fiabilitate a tuturor sistemelor și pieselor componente prin satisfacerea tuturor factorilor ce influențează uzura;

siguranță în funcționare, ca sistem complex: motor-intalații auxiliare;

adaptabilitate la regimul de funcționare ale autovehiculului;

randament ridicat al transformării energiei termice în energie mecanică, parametru ce poate fi evaluat și după consumul specific de combustibil;

să ofere simplitate tehnologică a construcției, comoditate în întreținerea tehnică și prețul de cost al fabricației, exploatării și reparării motorului cît mai redus;

să existe posibilitatea menținerii motorului în fabricație prin modernizara succesivă, prin creșterea presiunii de ardere și creșterea turației, respectiv prin creșterea puterii pe măsura dezvoltării tehnologiilor și ridicării calității materialelor.

Pentru îndeplinirea acestor deziderate s-au folosit materiale care să satisfacă pe de o parte condiția unui preț de cost al fabricației mai redus, iar pe de altă parte să îmbunătățească procesul de transformare a energiei termice în energie mecanică si să ofere pieselor durabilitate și fiabilitate. Pentru obținerea unor performanțe mai ridicate s-a mărit coeficientul de umplere optând pentru varianta cu 4 supape pe cilindru, două supape de admisie și două de evacuare, cele de admisie având diametrul mai mare.

Tot în acest sens acest motor s-a echipat cu un sistem de alimentare Common Rail, care îmbunătățește cu mult procesele de transformare a energiei termice în energie mecanică, față de sistemele clasice de injecție. Acest echipament de injecție lucrează cu presiuni de până la 135 bari, astfel amestecul din cilindru este mult mai omogen, arderea este mai completă iar perormanțele de putere și economicitate motorului sunt mai bune.

În plus acest sistem este comandat electronic de către un bloc electric de comandă alegând astfel fazele optime de injecție precum și durata injecției astfel randamentul motorului fiind mai ridicat.

Știind faptul, că la motoarele cu aprindere prin comprimare este de preferat ca pereții cilindrilor să fie menținuți la un regim termic mai ridicat pentru a asigura formarea în condiții cât mai bune a amestecului aer-combustibil la toate regimurile de funcționare ale motorului, și în general la motoarele cu ardere internă performanțele de putere și economicitate sunt mai ridicate dacă se asigură o intensitate mai mare a răcirii chiuluasei în raport cu cilindrii, s-a optat pentru o instalație răcire în care lichidul de răcire este introdus în chiulasă numai o mică cantitate trecând în cămășile din bloc, iar restul este returnat spre radiator. Astfel cămășile de răcire ale blocului nu sunt înseriate în circuitul principal al lichidului, circulația lichidului în cămășile de răcire ale blocului se realizează datorită aspirației acestuia printr-o mică fereastră plasată în zona pompei de apă, lichidul introducându-se direct în pompă și nu în radiator, în acest mod evitându-se răcirea pronunțată a cilindrilor la unele regimuri de funcționare.

Motorul proiectat, în perspectivă, are posibilitatea menținerii în fabricație prin modernizarea succesivă, prin creșterea presiunii din cilindru și creșterea turației, respectiv prin creșterea puterii, pe măsura dezvoltării tehnologiilor și ridicării calității materialelor. Prin

PARTEA A II-A

11 SISTEME DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ

11.1 FUNCȚIUNI, PĂRȚI COMPONENTE ALE MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE

Sistemul de distribuție reprezintă ansamblul tuturor organelor care permite umplerea periodică a cilindrului cu gaze proaspete și evacuarea gazelor de ardere din cilindrii motorului în atmosferă. Condiția fundamentală pe care trebuie s-o îndeplinească sistemul de distribuție este de a fi eficient, adică să permită o evacuare cât mai completă a gazelor de ardere din cilindrii motorului și umplerea cât mai completă a cilindrilor cu încărcătura proaspătă; la MAS, eficiența se caracterizează printr-o condiție suplimentară – distribuția cât mai uniformă a încărcăturii proaspete între cilindrii.

Sistemul de distribuție este alcătuit din trei părți:

a). colectoarele de gaze, care distribuie și transportă gazele proaspete între cilindrii motorului și colectează gazele de ardere din cilindrii, transportându-le în atmosferă;

b). mecanismul care comandă deschiderea și închiderea orificiilor de admisiune și evacuare ale cilindrilor;

c). amortizorul de zgomote care limitează intensitatea zgomotelor sonore produse de evacuarea gazelor.

Se disting trei procedee de comandă a deschiderii și închiderii orificiilor de admisiune și evacuare, denumite corespunzator:

– distribuție prin supape;

– distribuție prin sertare;

– distribuție prin lumini.

Primele două procedee impun utilizarea unui mecanism distinct de comandă a distribuției. UItimul procedeu realizează comanda orificiilor cu ajutorul mecanismului bielă-manivelă, prin intermediul direct al pistonului. Distribuția prin supape este aproape universală la motoarele în patru timpi, iar distribuția prin lumini la motoarele în doi timpi; la motoarele în patru timpi în unele cazuri speciale (motoare de curse, de turație foarte ridicată) se utilizează distribuția prin sertare: la unele motoare în doi timpi se utilizează distribuția mixtă prin supape și lumini.

11.2 SlSTEMUL DE DISTRIBUTIE PRIN SUPAPE

11.2.1 ELEMENTE COMPONENTE

Elementele fundamentale ale mecanismului de distribuție sunt:

– supapele, care obturează orificiile de admisiune și de evacuare a cilindrilor;

– arcurile, care mențin supapele pe scaune;

– arborele de distribuție (arborele pe care sunt fixate camele), care acționează supapele și determină legea lor de mișcare;

– mecanismul de transmitere a mișcării de la arborele cotit la arborele de distribuție;

– sistemul de împingători, un sistem de tije și pârghii, care transmite mișcarea de la camă la supapă, atunci când arborele de distribuție nu actionează direct supapa.

Amplasarea supapelor depinde de tipul motorului și tipul camerei de ardere. Mecanismul de distribuție cu supape laterale se remarcă prin simplitate deoarece există un numar redus de piese ce alcătuiesc lanțul cinematic de actionare a supapelor. Schema de acționare a supapelor plasate în chiulasă implică utilizarea unui număr suplimentar de piese: tija împingătoare și culbutorul.

11.2.2 ORGANELE DE ACȚIONARE A SUPAPELOR

Arborele de distribuție reprezintă un ax care se fixează în bloc sau în chiulasă, paralel cu arborele cotit. Arborele de distribuție se sprijină pe fusuri, între care se găsesc camele prelucrate de obicei din materialul arborelui cotit. Fusurile au un diametru mai mare decât al camei, ceea ce face posibil montajul, prin deplasarea axiala a arborelui, in locașurile cilindrice. Lagărele se execută sub formă de bucșe din oțel cu aliaj antifricțiune sau bucșe de aluminiu. Arborele se execută prin turnare sau forjare din fontă sau oțel. Suprafețele supuse la uzura (camele și fusurile) se supun unui tratament termic sau termochimic de călire sau cementare.

Camele. Profilul camei se precizează pe doua căi: se determină legea de ridicare a supapei prin calculul timpului-secțiune, dupa care se construiește profilul camei; Se alege inițial profilul camei în raport cu caracteristicile cinematice și dinamice impuse, după care se verifică prin calcul timpul-secțiune. În general se utilizează a două variantă deoarece prima metodă e foarte laborioasă și insuficient de sigură.

Profilul camei trebuie să asigure deplasarea lină a supapei, la o deschidere și închidere rapidă, pentru a spori eficiența procesului de schimbare a gazelor fără a depăși însă limitele admisibile ale forțelor de inerție (la motoarele de putere medie se admit accelerații de 1200 [m/s] la 4000 [rot/min]).

Tachetul preia reacțiunea laterală produsă de camă prin frecare. Când acționarea supapei se face direct de către camă, pentru a descărca tija supapei de forța laterală se montează pe capătul tijei un pahar de ghidare care se mișcă într-o bucșă cilindrică . La motoarele de automobile si tractoare, cei mai răspândiți sunt tacheții cu platou plan sau sferic deoarece în comparație cu tachetul cu rolă au o construcție mai simplă, greutate mai mică și pret de cost mai redus.

Tachetul se execută gol la interior pentru a-i micșora greutatea. Pentru a mări durabilitatea tachetului se prevede rotirea lui, ceea ce inlesnește distribuția uniformă a uzurilor pe întreaga suprafață a platoului ca si pe periferie, în ghidaj. Daca platoul este plan se obține rotirea tachetului prin deplasarea axei lui fată de axa camei; daca platoul este sferic, suprafața camei se executa conic.

Pentru a reduce zgomotul și uzura camei și a supapei; se construiesc tacheți hidraulici. În interiorul tachetului 1 este montat cilindrul 2 cu pistonul plonjor 3 si supapa de reținere cu bila 4. Sub acțiunea arcului 5 pistonul plonjor este apăsat pe tija supapei sau a împingătorului 6. Prin canalul 7 sosește ulei sub presiune, din magistrală.

Când cama atacă tachetul, acesta începe să se ridice o data cu cilindrul 2. Presiunea uleiului dintre piston și supapa de siguranța crește, iar bila se așeaza pe sediu; se izolează astfel o”pernă” de ulei în spațiul 8, care transmite pistonului plonjor mișcarea tachetului. Dispozitizul permite eliminarea jocului termic. Dacă supapa se dilată sau piesele se uzează, se modifică grosimea pernei de ulei fie prin aport suplimentar de ulei din magistrală, fie prin scăpare de ulei, prin jocul dintre pistonul plonjor și cilindru. Ca urmare, pistonul se sprijină tot timpul pe tijă. Experiența arată că în cazul jocurilor termice exagerate se produce ruperea supapei prin oboseală. Tachetul hidraulic s-a dovedit o soluție eficientă pentru prevenirea ruperilor prin oboseală a supapei. Tachetul hidraulic permite renunțarea la lucrările de reglaj periodic a jocului termic, iar mecanismul de distribuție nu se mai prevede cu șuruburi de reglaj. Singurul inconvenient major al tacheților hidraulici îl constituie prețul ridicat.

Culbutorul reprezintă o pârghie care oscilează în jurul unei axe și modifică sensul mișcării comandate de camă. Pentru a reduce accelerațiile din sistemul de acționare, culbutorul se execută cu brațe inegale; brațul mai mare este îndreptat spre supapă pentru a obține deplasări mari ale supapei la deplasări mici ale tacheților și tijelor, deci accelerații și uzuri reduse. Axul culbutorilor este de obicei în repaus, iar culbutorul se rotește pe o bucșă sau un rulment. Uleiul pătrunde prin partea centrală a axului.

În brațele culbutorului se prevăd canale care deplasează uleiul spre capete pentru a asigura ungerea.

Arcurile de supapa se montează în regiunea tijei, mențin supapa pe sediu mai ales în cursul procesului de schimbare a gazelor și preiau forța de inerție care ar perturba legătura dintre camă și supapă. Arcurile de supapă se confecționează cel mai des sub forma de spirala cilindrică din sârmă de oțel aliat cu Cr, V, Ni, Mn, de 3-6 mm grosime cu 7-14 spire. Dacă diametrul arcului e prea mare se prevăd două arcuri montate unul în interiorul celuilalt, cu înfașurarea opusă pentru a evita întrepatrunderea spirelor. Soluția marește siguranța în funcționare, deoarece, la ruperea unui arc, celălalt împiedică căderea supapei în cilindru.

Ruperea arcurilor este determinată de frecvența mare a ciclurilor de solicitare care provoacă oboseala materialului și pierderea elasticității lui. Condițiile grele de solicitare crează regimul de vibrații la care este supus arcul. Pentru a preveni rezonanța, se modifică frecvența proprie de oscilație prin mai multe soluții. Astfel se construiesc arcuri cu pas variabil de la o extremitate la alta; cu pas variabil la ambele extremitați sau se dă arcului o formă tronconică. Când se folosesc două arcuri, fiecare dintre ele are altă pulsație proprie, astfel încăt la intrarea în rezonanța a unui arc, celălalt joacă rol de amortizor. Pentru a micșora lungimea tijei supapei se utilizează arcuri de încovoiere sau arcuri cu bară de torsiune.

Dispozitivul de rotire a supapei. Un mijloc eficient de sporire a durabilitații supapei îl constituie rotirea ei în timpul funcționării, deoarece pe această cale se uniformizează temperatura talerului, se uniformizează uzurile feței conice și sediului, se limitează deformările, se îmbunătățește contactul supapei cu scaunul, se uniformizează ungerea și se reduc depunerile carbonice pe tija supapei. Pentru rotirea supapei, discul 1 comportă o prelucrare specială, și anume este prevazut cu mai multe canale 2 în care se montează bilele 3 si arcurile 4. Canalul 2 are profilul unui plan înclinat. Arcul 5 al supapei se sprijină pe un disc 6. Între discurile 1 și 6 se introduce un disc inelar elastic, arcul-disc 7. Când cama atacă supapa, forța arcului de supapă se transmite arcului-disc care obligă bilele 3 să se deplaseze in canale. Pe profilul înclinat 1 apare o forța de frecare, care produce în raport cu axa supapei momentul necesar rotirii. Când supapa este eliberată de actiunea camei, dispozitivul revine în starea inițială sub actiunea arcurilor 7 și 4. Viteza de rotație a supapei crește cu frecvența acționărilor de către camă, deci cu turația motorului și cu elasticitatea arcului-disc. Prin rotirea supapei se marește durabilitatea ei de 2-5 ori, iar în unele cazuri până la 10 ori.

11.3 REGLAREA ELECTRONICĂ A FAZELOR DE DISTRIBUȚIE

11.3.1 PROBLEMELE OPTIMIIZĂRII PROCESELOR

Tendințele de creștere a puterii specifice, a motoarelor Diesel și de sporire a adaptabilității lor la funcționarea într-un regim larg de sarcini și turații, conduc la exploatarea tuturor soluților posibile. Motoarele Diesel trebuie să lucreze sigur în condiții atmosferice nefavorabile, ca de exemplu în condiții de temperatură extrem de scăzută, sau la căderi de presiune atmosferică. Acțiuni negative tot mai mari în exploatare ca:

– presiunea insuficientă de supraalimentare;

– acoperirea cu depuneri a traseului de admisie la sarcini mici și la mersul în gol;

-mărirea sarcinilor termice și scăderea valorii coeficientului de exces de aer la regimurile sarcinilor parțiale.

Pentru soluționarea acestor probleme se utilizează diferite mijloace. Pe de o parte măsuri de perfecționare a sistemelor auxiliare ale motorului, în special montarea supapei de scurtcircuitare a turbinei turbosuflantei, aplicarea supraalimentării auxiliare, a turbinei suplimentare de propulsie, sistemele de supraalimentare în registru. Pe de altă parte sunt luate măsuri directe la motorul Diesel ca de exemplu reglarea unghiului de avans la injecția combustibilului, utilizarea sistemelor de injecție în două faze și optimizarea fazelor de distribuție.

Problema optimizării fazelor de distribuție se pune cu stringență mai ales la motoarele cu aprindere prin comprimare datorită condițiilor de lucru extrem de variate cărora acestea trebuie să le facă față .

Calculul și profilarea camelor arborelui de distribuție reprezintă o problemă complexă deoarece trebuie luați în considerare mulți parametrii. În cel mai bun caz se realizează un compromis pentru o funcționare acceptabilă în toate regimurile de lucru. Necesitatea compromisului dispare dacă se aplică faze de distribuție variabile. În ultimul timp optimizarea fazelor de distribiție se consideră ca principala problemă a dezvoltării motoarelor. La nivelul actual al electronicii și hidraulicii s-au creat posibilitățile de elaborare a sistemului de reglare automată a comenzii supapelor prin care se optimizează fazele de distribuție a gazelor la toate regimurile de lucru.

Prin modificarea momentului de deschidere și închidere a supapelor se crează perspectiva influențării considerabile a caracteristicilor motorului. Pe această cale se poate reduce aria diagramei de pompaj la motoarele cu aspirație, se poate optimiza schimbul de gaze, se poate mării aria diagramei indicate și coeficientul de umplere.

Principial, reglarea fazelor de distribuție poate fi analizată sub două aspecte diferite:

– pentru optimizarea caracteristicilor nominale ale motorului;

-pentru ameliorarea economicității sale la sarcinile parțiale.

Îmbunătățirea parametrilor este legată de optimizarea umplerii cilindrilor, de prelungirea spălării și de alegerea momentului de deschidere a supapei de admisie. Asupra umplerii optime a cilindrilor manifestă o infIuență esențială momentul începutului admisiei, sfârșitul evacuării și momentul sfârșitului admisiei. Recomandări cantitative, acceptate în general, pentru alegerea fazelor de distribuție nu există, deoarece ele depind în primul rând de turație și de sarcină. Alături de acestea, la alegerea fazelor de distribuție joacă un rol important sistemul de supraalimentare și eficiența acestuia. La alegerea concretă a fiecărei faze de deschidere și de închidere a supapelor trebuie să se aibă în vedere presiunea aerului în colectorul de admisie, preiunea din cilindru și din colectorul de evacuare.

La motoarele Diesel supraalimentate, cu turbină de presiune constantă și randament ridicat al turbosuflantei există posibilitatea unei prelungiri mai pronunțate a spălării. Prin aceasta se reduc sarcinile termice pe piesele grupei cilindru-piston, însă consumul specific de combustibil se mărește. Spălarea scurtă la regimul sarcinii totale determină cea mai înaltă economicitate, deoarece pierderile de pompaj devin minime. Încărcarea termică a pieselor motorului scade încet pe măsură ce crește debitul de aer de spălare, începând de la debitul minim necesar pentru aerul de spălare. La proiectarea motorului se poate acorda prioritate fie reducerii consumului specific de combustibil, fie diminuării încărcării termice a pieselor.

Conform acestor considerații, coordonarea optimă a fazelor de distribuție cu regimurile de funcționare ale motorului este rațională și se poate realiza pe calea reglării flexibile a fazelor de distribuție a gazelor. Mărirea presiunii medii efective nominale, trecerea la sistemele de supraalimentare cu presiune constantă și creșterea randamentului turbosuflantei au condus în ultimul timp la înrăutățirea functiaonării motorului la regimurile sarcinilor parțiale. Creșterea randamentului turbosuflantei este însoțită de mărirea ariei secțiunilor de trecere la turbină, ceea ce se repercutează nefavorabil asupra funcționăii motorului la sarcini parțiale.

Pornind de la aceste condiții se impune necesitatea micșorării secțiunii transversale a turbinei pentru care este rațional să se utilizeze metoda MILLER.

Metoda MILLER utilizează închiderea cu avans a supapelor de admisie la sarcină plină, înrăutățindu-se prin aceasta artificial umplerea cilindrilor. Această micșorare a umplerii, la aceeași presiune de supraalimentare, duce la scaderea presiunii în cilindrii, ceea ce se poate compensa prin mărirea presiunii de supraalimentare pe calea micșorării secțiunii transversale a turbinei. Dacă momentul de închidere a supapelor de admisie la regimurile sarcinilor parțiale se deplasează în așa fel încât umplerea să se îmbunătățească până la cea optimă, atunci, ca rezultat al măririi presiunii de supraalimentare se mărește masa încărcăturii de aer a cilindrilor față de cea de la motoarele Diesel obișnuite.

O anumită modificare a metodei MILLER este adusă de procedeul ATKINSON, care realizează un avans permanent mai mare la închiderea supapelor de admisie. Deoarece în acest caz coeficientul de umplere este neoptimizat la regimurile sarcinilor parțiale acest procedeu este mai puțin eficient.

Metoda MILLER are și ea o aplicație limitată, deoarece pentru realizare sunt necesare rapoarte mari de compresie, ce nu se poate realiza cu un compresor în două trepte. La supraalimentarea cu o singură treaptă, caracteristica de sarcină a compresoarelor moderne este relativ îngustă și abruptă. Compresoarele cu asemenea caracteristică vor lucra la sarcini parțiale și turații ale motorului mici, în zonele de pompaj. Și în acest caz distribuția gazelor cu faze variabile reprezintă una din metodele de înlăturare a neajunsului. Pe calea măririi duratei spălării, datorită “efectului devierii interioare” se poate prevenii funcționarea compresorului în zonele de pompaj.

Pentru evidențierea avantajelor datorate aplicării fazelor de distribuție variabile, specialiștii firmei ABB au efectuat calcule amănunțite prin metoda modelării matematice.

Cercetarea influenței momentului de deschidere a supapelor de evacuare a arătat că variația acestuia determină o influență neesențială asupra parametrilor motorului Diesel. Influența variaței momentului de deschidere a supapelor de admisie și de închidere a evacuării nu s-a analizat, deoarece prin variația acestor unghiuri apar efecte similare cu variația simetrică a duratei spălării.

Au fost luate în considerare următoarele cazuri:

– variația momentului de închidere a supapei de admisie;

– variația simetrică a duratei spălării;

S-a calculat de asemenea caracteristica de propulsie prin elice a navelor, cu reglarea fazelor de distribuție. Influența fazelor de distribuție asupra motorului Diesel s-a determinat la regimul sarcinii totale și la sarcina parțială de 40% , după caracteristica de propulsie prin elice.

Pentru ca rezultatele calculelor să fie comparabile, în afara de condițiile mediului înconjurător s-au menținut constante pierderile de presiune în canalizații și temperatura aerului de supraalimentare.

Cercetările au demonstrat că, pe calea micșorării umplerii la sarcină completă, se poate îmbunătăți funcționarea motorului la sarcini parțiale, fără înrăutățirea considerabilă a parametrilor motorului la funcționarea în plină sarcină.

Din rezultatele obținute, rezultă de asemenea, că variația parametrilor motorului Diesel la sarcină plină depinde aproape complet de unghiul de închidere a supapelor de admisie la umplerea optimă. Aceasta fundamentează observația că avansul sau întârzierea închiderii supapelor de admisie conduce practic la același rezultat (nu s-au luat în considerare fenomenele ondulatorii din colectorul de admisie și nici postumplerea inerțială).

Pentru optimizarea fazelor de distribuție la motor, au fost considerate oportune următoarele măsuri:

– alegerea corespunzătoare a duratei spălării;

– modificarea momentului de închidere a supapelor de admisie;

– realizarea interconectată și simultană a primelor două măsuri.

Soluția optimă implică, în afara cerințelor asupra mecanismului de acționare a supapelor și cerințe deosebite pentru turbosuflantă care trebuie să asigure rapoarte de comprimare mari la randamente ridicate.

11.3.2 SISTEME ELECTRONICE DE REGLARE CUPLATE

Pentru ameliorarea diferitelor funcții ale multiplelor sisteme de gestiune, comandă și control ale automobilului modern, se impune cu necesitate schimbul de informații logice între acestea, cu alte cuvinte "cuplarea dinamică" pentru a se putea vorbi de "sistemul electronic de gestiune , comanda și control ale automobilului" .

Astfel, prin interfețe specifice, comanda electronică a cutiei de viteze automate influențează simultan sistemul electronic de gestiune a funcționării motorului și sistemului antiblocare ABS . Un eventual schimb de informații se poate realiza între ABS și clapeta de frânare prin obturarea evacuării.

O formă generală de cuplare se obține printr-o interfață serială care permite schimbul de informații "la cerere" cu anumite nivele de prioritate. Pentru a putea realiza acest lucru se impune condiția ca fluxul de informații să fie suficient de rapid pentru a se putea păstra actualitatea datelor. Evident cuplarea este realizată digital.

Influențarea funcțiilor specifice unui sistem , de parametrii obținuți prin cuplare de la un alt sistem al autovehiculului, se realizează prin soft.

Realizarea unei asemenea interfețe serie, rapide, este comparabilă cu cea a punerii la punct al unui microprocesor.

Utilizarea cuplării este deci, în primul rând, o problemă de cost.

11.3.3 LIMITELE SISTEMELOR DE REGLARE ELECTRONICĂ

Componentele microelectronice disponibile în momentul actual permit realizarea de microordinatoare care sunt în măsură să asigure în timp real anumite funcții de comandă a motorului. Pentru a face acest lucru sunt utilizate frecvențe de lucru mergând până la 12 [MHz], ceea ce înseamnă că într-o secundă, microordinatorul poate efectua mai mult de jumătate de milion de instrucțiuni. Acest număr impesionant la prima vedere se relativizeaza dacă sunt luate în considerare condițiile de funcționare în timp real ale motorului. Asttel, de exemplu, pentru un MAS cu 6 cilindrii ce funcționează la 6000 rot./min, nu sunt disponibile decât 2,8 [ms] între cele două aprinderi succesive, aceasta însemnând că numai 1400 de instrucțiuni pot fi parcurse în acest timp. Rezultă imediat că programul sistemului de reglare (a aprinderii) trebuie structurat pe diferite nivele de prioritate a funcțiilor realizate.

Pentru considerațiile prezentate mai sus, este important de precizat limitele în care componentele microelectronice actuale pot fi încă utilizate.

Aceste limite pot fi induse de :

– memoria RAM disponibilă și posibilitățile de adresare a acesteia;

– circuitele generatoare de impulsuri de ceas (timere) și funcțiile disponibile ale acestora;

– structura de întreruperi a sistemului;

– puterea de calcul a unității centrale.

Creșterea volumului de funcții asigurate semnifică în general multiplicarea operațiilor de intrare-ieșire, ceea ce determină mărirea numărului de funcții ale timerului.

Aceasta explică de ce trecerea de la controlul funcționării motorului prin valori medii ale parametrilor de intrare la controlul individual al funcționării fiecărui cilindru implică o multiplicare cu valoarea numărului cilindrilor a programelor rulate în timp real de microprocesor.

În paralel, numărul operațiiior suplimentare este mărit pe măsură ce crește numărul de memorii RAM, necesare stocării temporare a importantului volum de date individualizate.

Dar microordinatoarele actuale sunt deja saturate în ceea ce privește numărul funcțiilor realizate . Este nevoie deci de utilizarea unui al doilea microprocesor. Apare astfel o nouă problemă cea a cuplării mai multor microprocesoare. Dacă nu se iau măsuri serioase și costisitoare, se obține un cuplaj relativ lent. Fluxurile importante de date nu pot fi astfel vehiculate decât prin intermediul unor microcomponente costisitoare (de exemplu RAM Dual Port).

11.3.4 SOLUȚII CONSTRUCTIVE DE SISTEME DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ

În ani 1960 firma Fiat a introdus în construcția de motoarea de serie primul sistem de distribuție variabilă. În 2009 Fiat aduce pe piață primele motoare la care acționarea deschideri sau închideri supapelor de admisie era realizată fără utilizarea unui arbore cu came.Acest sistem, denumit MULTIAIR, are un arbore cu came (1) ce acționează supapele de evacuare (2), prevăzut în plus cu câte o cama (3) care print-un mecanism hidraulic, acționează fiecare pereche de supape de admisie (5) ale unui cilindru. Deschiderea acestora este controlată electronic, urmărind fidel profilul camei atunci când electrovalva (8) este închisă. Fiind posibilă obținerea unor înălțimi de ridicare a supapelor variabile, de la zero la maxim.

Fig. 11.4 Sistemul MULTIAIR

Funcționarea sistemului se bazează pe existența unei came (3) pe arborel de distribuție (1) al supapelor de evacuare (4). Prin antrenare pompei (9), această camă generează presiune hidraulică transmisă în sistemul de acționare a supapelor de admisie care poate direcționa uleiul sub presiune prin intermediul electrovalvei (8) pentru acționarea supapelor de admisie în sensul deschiderii sau închiderii. În cazul în care presiunea uleiului nu este utilizată în timpul generări sale de către cama, ea va fi stocată de către acumulatorul hidraulic (10), de unde va putea fi utilizată pentru acționarea supapelor chiar și după ce s-a încheiat acțiunea camei (3) asupra pompei (9).

Potrivit producătorului, un motor cu acest sistem de distribuție, comparativ cu un motor ce are un sistem clasic, poate reduce semnificativ consumul de combustibil, iar emisiile de dioxid de carbon cu 25%, reducerea emisiilor de hidrocarburi cu până la 40%, a oxizilor de azot cu 60%.

Cu motoarele VTEC, HONDA dezvoltă un original sistem de comandă a deschiderii variabile a supapelor de admisie. De-a lungul mai multor ani ei au perfecționat sistemul lor de trei culbutori pentru două supape.

A treia generație combină grație electronicii, deschiderea unei singure supape la demaraj cu deschiderea a două supape în regim tranzitoriu, ceea ce reprezintă o evoluție importantă în obținerea de putere maximă.

Ca noutate, HONDA a prezentat a treia generație a motorului său VTEC, în același timp cu o cutie de viteze ECVT realizată în colaborare cu Van Doorne Transmissie. Această CVT a fost destinată pentru a echipa motorul de înalt randament de tip VTEC 3.

Principiul de funcționare rămâne același, dar câștigă în performanțe grație electronicii.

Un culbutor triplu, dotat cu zăvoare interne poate comanda după voie una sau două supape ce au curse variabile de 7 [mm] sau 10 [mm]. Zăvoarele sunt comandate hidraulic prin două circuite de ulei instalate în rampa de culbutori. Întreg sistemul e comandat permanent de un sistem electronic în concordanță cu regimul de funcționare, cu încărcătura și cu dorința conducătorului auto.

HONDA a păstrat de altfel, secretul asupra acestui sistem și îndeosebi asupra principiului de funcționare.

La regimul sarcinilor mici, un singur culbutor e acționat, cealaltă supapă este închisă. S-a dispus prin urmare de un motor cu 8 supape. În noua cameră de ardere, de pe motorul VTEC 3 se creează așadar o turbionare care asigură o ardere turbulentă de bună calitate grație unui curent turbionar determinat de această asimetrie.

La sarcini medii, un zăvor acționează simultan două supape. Umplerea. cilindrului se ameliorează, dar ridicarea mică a supapelor anulează încrucișarea stabilită inițial de către ACT. HONDA caută deci la regimul sarcinilor medii un cuplu maxim cu o curbă Me cât mai plată pentru a oferi ușurință în conducere.

La sarcini mari, presiunea crește în canalul secund, care pune în acțiune cel de-al treilea culbutor , dublu,mult mai gros și care atacă cele două supape. Acestea se ridică împreună, dar cu o cursă importantă care schimbă diagrama de cuplu și permite o încrucișare optimă, ceea ce asigură obținerea de putere maximă.

Astfel HONDA corectează dezavantajul motorului VTEC precedent, care funcționa foarte bine, dar oferea un cuplu prea mare la sarcini mici și s-a dovedit dificil în exploatare pe drum când momentul ajungea la sarcini mari.

Deci motorul de 1600 cmc , VTEC 3 , nu câștigă nimic în putere, dar oferă acum o curbă de cuplu, distinctă, foarte plată.

Motorul lui HONDA, VTEC 3, prezintă o serie de avantaje față de precedentul sau. În primul rând reduce cu până la 20% consumul de carburant, și oferă o putere disponibilă superioară cu 40% precum și emisii reduse de NOx .

Toate aceste rezultate au fost verificate pe o HONDA CIVIC dotată cu un astfel de sistem.

Datorita multiplelor avantaje creeate de varierea fazelor distribuției, tot mai mulți producători de automobile realizează motoare cu diverse soluții constructive ale sistemelor de distribuție.

Firma BMW realizează motoare foarte performante cu jutorul sistemului VANOS de variere a fazelor distribuției.

Principiul de funcționare VANOS

Figura 11.7 exemplifică procedura de ajustare împreună cu progresia presiunii bazată pe exemplul unui sistem VANOS pentru supapele de evacuare.

Presiunea uleiului este simbolizată prin săgeata roșie.

Fluxul de retur (zona de depresiune) este reprezentat prin săgeată întreruptă albastră.

Fig. 11.7 Diagrama de ajustare a sistemului vanos pentru evacuare

1- vedere de sus a sistemului VANOS;

2- vedere din lateral a sistemului VANOS;

3- gaură pentru sistemul hydraulic în axul cu came, canal de presiune B;

4- supapă a circuitului de ulei acționată electromagnetic;

5- pompă ulei;

6- circuit ulei de la ieșirea din pompă;

7- circuit ulei de la ieșirea din pompă;

8- canal de presiune A;

9- canal de presiune B;

10- rezervor de ulei în chiulasă.

Uleiul din supapă se întoarce într-un rezervor. Acest rezervor este conceput ca o conductă care conduce uleiul înapoi în capacul chiulasei.

În timpul repoziționării supapei acționată electromagnetic, aceasta se mișcă în așa fel încât descoperă alte găuri și canale din axul cu came și din unitatea VANOS.

Schemă funcțională a sistemului VANOS

Fig. 11.8 Secțiune prin unitatea VANOS

1- carcasă cu coroană dințată;

2- capac frontal;

3- arc;

4- arc;

5- opritor;

6- bolț de blocare;

7- rotor;

8- capac spate;

9- pale;

10- arc;

11- canal presiune A;

12- canal presiune B.

Rotorul (7) este fixat de axul cu came cu șuruburi. Lanțul de distribuție realizează legătura cu carcasa unității VANOS (1). Arcurile (10) care presează palele (9) sunt amplasate pe rotorul (7). În rotorul (7) există un compartiment de refulare în care bolțul de blocare (6) acționează fără a fi aplicată o presiune.

Dacă valva electromagnetică dirijează uleiul către unitatea vanos, bolțul de blocare este împins înapoi și nu mai are loc reglarea vanos. Presiunea uleiului aplicată în canalul de presiune A (11) va apăsa paletele (9) iar rotorul (7) va angrena cu axul cu came. Atunci când supapa electromagnetică este acționată în partea opusă, presiunea uleiului în canalul de presiune B (12) va deplasa rotorul (7) înapoi în poziția inițială. Arcul (3) acționează împotriva momentului de rotație al axului cu came. Două garnituri sunt potrivite în capetele axului cu came cu rol de etanșare.

Diagrama distribuției

Diagrama de mai jos reprezintă cursa supapelor de admisie și evacuare în funcție de rotația axului cu came aferent.

Fig. 11.9 Diagrama distribuție

Începând cu noua generație a seriei 3 de autoturisme BMW, acestea sunt echipate cu un sistem de distribuție variabilă îmbunătățit numit VALVETRONIC.

Referindu-ne la motoare, obiectivele proiectanților sunt:

creșterea eficienței motorului (injecție directă, raport de compresie variabilă);

reducerea pierderilor datorate frecării (uleiuri cu proprietăți mai bune);

++=foarte bine; += bine; 0=normal; -=slab.

Principiul sistemului Valvetronic

Principiul de funcționare al sistemului Valvetronic poate fi comparat cu efortul uman în două ipostaze: mers normal și alergare.

Atunci când omul merge normal, utilizează o cantitate de aer mult mai mică decât atunci când aleargă.

În termenii cantității de aer admisă în cilindru, supapa de admisie nu trebuie să aibă cursă mare la un regim de sarcină parțială. Procesul de ardere are nevoie de o cantitate mare de aer (deci de o cursă mai mare a supapei) doar la un regim de putere și cuplu maxim.

La motorul dotat cu sistemul VALVETRONIC, deschiderea supapei de admisie se va face cu cu accelerare maximă. Timpul de deschidere al acesteia va fi minim.

Debitul de amestec proaspăt va fi același, acest lucru fiind posibil prin scăderea timpului de deschidere a supapei în compensare cu accelerarea acesteia.

Reducerea pierderilor este ușor vizibilă pentru diagrama din dreapta (motor dotat cu sistem VALVETRONIC) comparativ cu diagrama din stânga (motor fără sistem VALVETRONIC).

Eficiența este realizată prin reducerea pierderilor în procesul de admisie a amestecului proaspăt în camera de ardere.

Managementul sistemului VALVETRONIC este asigurat de către o unitate de comandă specială (VSG), alta decât unitatea de control electronic (DME). Schimbul de date între acestea se face printr-un canal de date special (BUS).

Fig. 11.10 Diagrama bloc a sistemului Valvetronic

Unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC este alimentată de la unitatea de control electronic (DME) prin intermediul releului principal (K1).

Informația este transferată de la DME către VSG, este analizată de către acesta și dacă este cazul, este pornit motorul electic care acționează axul cu came suplimentar.

Unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC (VSG) comandă atât momentul la care începe să se rotească arborele cu came suplimentar, cât și sensul de rotație al acestuia. Sensul de rotație al motorului este obținut prin schimbarea polarității acestuia.

Axul cu came intermediar este pus in legătură cu unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC prin intermediul unui senzor. Acesta transmite către unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC poziția axului cu came intermediar.

În acest moment se poate considera că unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC preia funcțiile sistemului ASC și cele ale DSC

Senzorul axului cu came intermediar

Sarcina senzorului axului cu came intermediar este aceea de a determina poziția exactă a acestuia.

Fig.11.11 Senzorul axului cu came intermediar

Senzorul axului cu came intermediar funcționează după principiul magnetorezistiv (efectul câmpului magnetic schimbă rezistența conductorului feromagnetic).

Atunci când axul cu came intermediar se mișcă din poziția zero către poziția de ridicare maximă, senzorul de control furnizează valori crescătoare ale unghiului iar senzorul de referință valori descrescătoare.

Funcționare:

Un magnet permanent puternic este montat pe axul cu came intermediar având scopul de a măsura poziția unghiulară absolută a camei.

Rezistența R(α) a elementului magneto-rezistiv (1) este dependentă de direcția liniilor câmpului magnetic (2).

Elementul magneto-rezistiv este realizat din straturi feromagnetice.

Câmpul magnetic este generat de magneți permanenți. Datele sunt transmise cu ajutorul unei interfețe seriale (DS) de la senzorul axului intermediar cu came către unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC.

Valorile unghiurilor senzorului de control și a celui de referință sunt egale și de sens contrar.

Unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC compară în permanență valorile celor două unghiuri.

Înainte de pornirea motorului, unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC execută o verificare a poziției axului intermediar cu came. În acest scop axul intermediar este rotit, atunci când sunt sesizate diferențe între unghiuri, între poziția zero și cea de lucru sub sarcină, în timpul pornirii motorului.

Cu această ocazie se memorează ambele poziții.

Motorul electric

Axul cu came intermediar este acționat de către un motor electric de curent continuu de 12V. Acesta este amplasat în centrul chiulasei.

Arborele de ieșire al motorului electric, care reprezintă melcul angrenajului melc – roată melcată, angrenează roata melcată dispusă pe axul cu came intermediar.

Motorul electric este comandat de către unitatea de control a sistemului VALVETRONIC.

Rotația axului cu came intermediar și timpul acesteia sunt ajustate de către unitatea de comandă a sistemului VALVETRONIC prin intermediul motorului electric.

Fig. 11.12 Motorul electric care acționează axul cu came intermediar

Fig. 11.13 Angrenajul melc-roată melcată

Fig. 11.14 Vedere laterală a angrenajului melc-roată melcată

Fig. 11.15 Încadrarea motorului electric

Acționarea supapelor se face cu ajutorul unui mecanism cu o construcție specială, ca în figura de mai jos.

Fig. 11.16 Sistem acționare supapă

La turații și sarcini scăzute, cama (4) a arborelui cu came acționează rola levierului intermediar (6), care la rândul ei transmite mișcarea la rola culbutorului (9), care acționează deschiderea supapelor. La sesizarea creșterii sarcinii, unitatea electronică de comandă acționează motorul electric. Acesta va roti arborele cu came intermediar. Camele (5) acestui din urmă arbore vor acționa asupra levierului intermediar (6), schimbându-i poziția de lucru. În acest fel se va modifica înălțimea de coborâre a supapelor precum și accelerația acestei mișcări. Arcul (7) are rolul de a menține în permanență contactul dintre camă și levierul intermediar (6).

Componentele unității de comandă electronice (DME)

Senzori:

– modulul pedalei de accelerație (FPM);

– debitmetrul de aer cu încălzire (HFM);

– senzor de bătaie 1 (KS 1);

– senzor de bătaie 2 (KS 2);

– sensor de rotație a arborelui cotit (KWG);

– sondă lambda după catalizatorul 1 (LSH 1);

– sondă lambda după catalizatorul 2 (LSH 2);

– sondă lambda înainte de catalizatorul 1 (LSV 1);

– sondă lambda înainte de catalizatorul 2 (LSV 2);

– senzor de temperatură ța lichidului de răcire la ieșirea din radiator (NTC1);

– senzor de temperatura a apei (NTC2);

– senzor de turație a axului cu came de evacuare (NWGA);

– senzor de turație a axului cu came de admisie (NWGE);

– senor de presiune în galeria de admisie (P1);

– senzor de temperatură a uleiului (TÖNS);

– senzor de presiune în unitatea centrală de comandă (P2).

Elemente de comandă/acționare:

– geometria variabilă a sistemului de admisie.(DISA), numai la motoarele N42B20;

– Clapeta de accelerație electronică (EDK);

– injectoarele de combustibil 1-4 (EV 1-4);

– ventilatorul electronic (L);

– pompa secundară de ventilație (SLP);

– supapa de ventilație a rezervorului de combustibil (TEV);

– axul cu came de evacuare VANOS (VA);

– axul cu came de admisie VANOS (VE);

– unitatea de comandă VALVETRONIC (V SG);

– bobina de inducție 1-4;

– caracteristica termostatului;

-senzor de temperatură a oxigenului.

Comutatoare:

– blocarea aprinderii (A1);

– volan cu comenzi multifuncționale (MFL, pilot automat);

– comutator ambreiaj (S1);

– comutator frână (S2).

Relee:

– releul DME (K1);

– releul EKP (K2);

– releeu compresorului (K3);

– releul pompei secundare de aer (K4);

-releul economizorului de aprindere 1-4 (K5);

Interfețe:

– Mufă pentru diagnoză (DIAG);

– circuitul de date CAN high al autovehiculului (CAN F H);

– circuitul de date CAN low al autovehiculului (CAN F L);

– circuitul local de date CAN high al motorului (CAN P);

– circuitul local de date CAN low al motorului (CAN P).

Anumite autoturisme folosesc dispozitive care variază distribuția supapei de admisie fără să țină deschisă supapa de admisie pentru mai mult timp, ci o deschid și o închid mai târziu. Acest lucru se obține prin rotirea axului cu came înainte cu câteva grade. Dacă supapa de admisie se deschide în mod normal cu 10 grade înainte de punctul mort superior (PMS) și se închide la 190 grade după punctul mort superior (PMS), durata totală este de 200 grade. Timpii de deschidere și închidere pot fi schimbați cu ajutorul unui mecanism care rotește cama înainte cu un mic avans înainte de rotația normală.

Ferrari are un mod inedit de a varia distribuția supapelor. Axele cu came ale unor motoare sunt realizate cu un profil tridimensional care variază în lungul camei. Într-unul din capetele camei, profilul este mai puțin agresiv iar în celălalt este mult mai pronunțat. Un mecanism permite translatarea axială a axului cu came astfel încât supapele să fie acționate de diferite profile ale camei. La sarcini mici, distribuția funcționează ca un sistem classic. În cazul sarcinilor mari, prin deplasarea axială a axului cu came se modifică înălțimea de ridicare iar distribuția poate fi optimizată.

Firma germană Porsche folosește un sistem de distribuție variabila numit VARIOCAM.

Fig. 11.18 Sistemul VARIOCAM al firmei PORSCHE

Acest sistem folosește la acționarea supapelor, came cu profile diferite care sunt alese în funcție de sarcina motorului. La turații ridicate, supapa este acționată ca în prima figură, de către cama cu înălțime mai mare. La turații scăzute, acționarea camei se face de către cama din mijloc, cu înălțime mai mică. Acest lucru se realizează prin deplasarea axială a arborelui cu came de către un dispozitiv aflat la unul din capetele arborelui de distribuție.

11.4 Concluzii

Fiecare din sistemele de distribuție prezentate au avantaje și dezavantaje, unele mai puțin sofisticate asigură doar varierea momentelor de deschidere și închidere ale supapelor, altele mult mai sofisticate sunt capabile să varieze mai mulți parametri, cum ar fi începutul și sfărșitul fazelor, înălțimea de ridicare a supapei, duratele de deschidere sau combinați ale acestora.

BIBLIOGRAFIE

BOBESCU, GH. ș.a., Vol I, Motoare pentru automobile și tractoare, Editura Tehnică-Info, Ghisinău, 1996.

BOBESCU, GH. ș.a., Vol II, Motoare pentru automobile și tractoare, Edititura Tehnică-Info, Ghisinău, 1998.

BOBESCU, GH. ș.a., Vol III, Motoare pentru automobile și tractoare, Editura Tehnică-Info, Ghisinău, 2000.

COFARU, CORNELIU. ș.a. Proiectarea motoarelor pentru autovehicule, Editura Universității Tansilvania Brașov, 1997.

COFARU, CORNELIU. Legislația și Ingineria Mediului în Transport Rutier, Editura Universității Tansilvania Brașov, 2002.

GOLGOȚIU, E., Metode de reducere a poluării motoarelor pentru autovehicule, Editura Universitas XXI, 2002;

GRÜNWALD, B., Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehiculele rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980;

MANEA, Adriana. MANEA, Laurentiu, SANDU, Venetia. Motoare Termice, procese, poluare, Editura Matrixrom, Bucuresti 2004;

NASTASOIU M., ISPAS, N., RADU, S., TOGANEL, G. Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă I. Suport de curs pentru IFR. Universitatea Transilvania din Brașov, 2011;

NASTASOIU M., ISPAS N., ȚARULESCU S., TRUSCA D., Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă II. Suport de curs pentru IFR. Universitatea Transilvania din Brașov, 2011;

NEGREA, D. ș.a., Combaterea poluării mediului în transporturi rutiere, Editura Tehnică, București, 2000;

RADU, GHEORGHE. Calculul și construcția instalaților auxiliare ale autovehiculelor, Editura Universității Tansilvania Brașov, 1988.

UNTARU, M. Calculul și construcția autovehiculelor. E.D.P., București, 1982;