Motoarele cu ardere internă cu piston (MAIP) folosesc ca mecanism motor mecanismul piston-bielă-manivelă. [311468]

GENERALITAȚI

Definiții

Motorul este un sistem tehnic capabil să transforme o formă oarecare de energie în energie mecanică. [anonimizat] (motor cu ardere).

Motorul cu ardere internă (MAI) [anonimizat] a [anonimizat] (lucru mecanic), folosind ca fluid motor sau agent de lucru gaze rezultate prin arderea ciclică a [anonimizat]-[anonimizat].

Motoarele cu ardere internă cu piston (MAIP) [anonimizat]-manivelă.

Obiectivul acestei lucrări îl constituie exclusiv motoarele cu ardere internă cu piston folosite la autovehicule rutiere.

Scurt istoric al MAIP

Descoperirea efectelor presiunii atmosferice (Torricelli, 1608-1647) și aplicațiile ei (Blaise Pascal și Otto von Guerike) au inițiat tehnologiile de producerea a [anonimizat], sub acțiunea aburului livrat de un generator încălzit cu cocs și mai târziu cu combustibil lichid.

După o mașină rudimentară construită în 1690 [anonimizat] (1765-James Watt).

Elaborarea unor materiale rezistente la temperaturi ridicate a permis folosirea treptată a gazelor ca fluid motor. Stirling folosește în 1816 [anonimizat]-o [anonimizat], prin arderea lemnului sau a cărbunelui. În aceeași perioadă se realizează și motorul cu praf de pușcă.

Prepararea gazului de iluminat (1799-Philippe Lebon), deschide perspectiva utilizării acestuia ca fluid motor. Apar astfel premisele tehnologice care vor permite apariția motorului cu ardere internă.

[anonimizat], activitatea în domeniu este canalizată spre inițierea arderii de la o [anonimizat] (MAS), [anonimizat]. [anonimizat]. În 1860, [anonimizat] s-a impus un timp relativ îndelungat deși avea randamentul termic de numai 5%. [anonimizat] 2 timpi: [anonimizat], cursa ascendentă era alocată evacuării.

Importanța comprimării amestecului înainte de ardere este demonstrată de Alphonse Bean de Rochas care pune și bazele teoretice ale ciclului de funcționare al motorului în 4 timpi, cu ardere izocoră.

După 12 [anonimizat] 1876, [anonimizat] 4 timpi, [anonimizat] a întregului mapamond.

În anul 1892, Rudolf Diesel propune principiul de funcționare al motorului cu aprindere prin comprimare (MAC), primele realizări fiind motoare staționare de dimensiuni mari.

[anonimizat] a tehnologiilor materialelor au condus soluții de MAC rapide, utilizate la automobile ușoare.

În Romania, fabricația de MAIP își are începutul în urmă cu aproape '75 de ani. După motoare destinate tracțiunilor feroviare, aeriene și unor utilizări staționare se construiesc motoare de autovehicule rutiere situate la nivelul tehnicii anilor respectivi. La Arsenalul Aviației se creează în anii '40 un motor cu 3 cilindri în stea de 30 CP răcit cu aer.

În anul 1945, la uzina I.A.R. din Brașov s-a construit un microautomobil biloc cu motor în spate și tracțiune anterioară cu lanț. Motorul de motocicletă ce echipa acest automobil furniza 11,5 CP la 4.000 rot/min, cu un consum de 4,5 1/100 km la o viteză a automobilului de 70 km/h.

În anul 1947, tot la I.A.R., inginerul Radu Mărdărescu construiește 3 automobile echipate cu motorul I.A.R. 002, în 2 timpi, care dintr-o cilindree de 1000 cm3 dezvolta 100 CP.

Clasificarea MAIP

MAIP se clasifică după mai multe criterii explicitate în cele ce urmează (schematizare în figura 1.3):

După natura combustibilului utilizat se întâlnesc MAIP cu combustibili lichizi ușori (benzină, alcooli), cu combustibili lichizi grei (motorină, păcură, uleiuri minerale sau vegetale), cu combustibili gazoși (gaze comprimate sau lichefiate, biogaz), motoare cu alimentare mixtă, la care combustibilul de bază este gazos, iar pentru aprindere și pentru pornire se utilizează combustibili lichizi și MAIP poli-carburate la care ce se pot utiliza, după disponibilități, diferiți combustibili lichizi.

După modul de formare a amestecului, motoarele cu ardere internă se împart în motoare cu formare a amestecului în exteriorul camerei de ardere (motoare cu carburator\ motoare cu gaze și motoare cu injecție de benzină în conducta de admisie), motoare cu formarea amestecului în camera de ardere (motoare cu injecție de benzină sau combustibili lichizi grei în camera de ardere și motoare cu gaze cu adaos de combustibil lichid sau gazos la începutul comprimării) și motoare cu amestec stratificat la care se asigură amestecuri de dozaje diferite în diferite zone ale camerei de ardere.

După modul de aprindere a amestecului carburant se întâlnesc motoare cu aprindere prin scânteie (MAS – motoare cu carburator, cu injecție de benzină, cu gaze), motoare cu aprindere prin comprimare (MAC – motoare cu injecție de motorină, motoare cu hidrogen, cu uleiuri vegetale), motoare cu pre-cameră și aprindere prin flacără (aprinderea de la scânteie se realizează într-o cameră cu amestec bogat, iar flacăra rezultată aprinde amestecul sărac din cilindru) și motoare cu aprinderea combustibilului gazos prin inițierea aprinderii unei mici cantități de combustibil lichid ce ia foc prin comprimare). Motoarele cu aprindere prin comprimare se clasifică după tipul camerei de ardere în motoare cu injecție directă sau cu cameră unitară, motoare cu antecameră și motoare cu cameră de turbionare.

După fazele ciclului funcțional, MAIP se grupează în motoare în patru timpi (ciclul de lucru se realizează pe durata a patru curse complete ale pistonului) și motoare în doi timpi (ciclul funcțional se realizează pe durata unei singure curse complete a pistonului).

După principiul de realizare a umplerii cilindrilor, există MAIP cu umplere normală (cu aspirația aerului din atmosferă) și cu supraalimentare (cu comprimarea prealabilă a aerului sau amestecului carburant de către un compresor). Motoarele cu supraalimentare pot fi cu compresor acționat de către o turbină ce utilizează energia gazelor de evacuare ale motorului cu piston (cu turbosuflanta), cu compresor acționat prin transmisie mecanică de la arborele cotit și cu două compresoare, dintre care unul acționat mecanic, iar celălalt cu turbosuflantă.

MIP se clasifică după numărul și modul de dispunere a cilindrilor în raport cu axa arborelui cotit, în motoare monocilindrice și policilindrice, respectiv în motoare cu cilindrii verticali în linie, în V (fig.1.1), cu cilindrii în W sau opuși (fig. 1.2). De asemenea aceste motoare mai pot fi clasificate după dispunerea pistoanelor, în motoare cu un singur piston pe cilindru, cu pistoane opuse la care camera de ardere este dispusă între două pistoane ce se deplasează într-un cilindru în sensuri opuse, și motoare cu dublă acțiune care au camera de ardere pe ambele părți ale pistonului.

Fig. 1.1 Dispunerea cilindrilor în linie (stânga), respectiv în V.

Fig. 1.2 Dispunerea cilindrilor opuși (sus), respectiv în W (jos).

După sistemul de răcire, motoarele se împart în motoare răcite cu lichid respectiv motoare răcite cu aer.

Fig. 1.3 Schematizarea clasificării MAIP.

PRINCIPII DE FUNCȚIONARE ȘI PARAMETRII PRINCIPALI

Principii de funcționare a MAIP

Schema de funcționare a unui motor monocilindric cu ardere internă în patru timpi este prezentată în figura 2.1. În cilindrul 1 se deplasează pistonul 2 articulat prin bolțul 18 la biela 3, articulată la rândul ei cu manivela 4 a arborelui cotit 14.

Chiulasa 5, care închide în partea superioară cilindrul, este prevăzută cu un canal de admisie 8, care este controlat de supapa 9 (SA) și un canal de evacuare 10 controlat prin supapa 12 (SE). De asemenea în chiulasă există un orificiu pentru bujie 6 (MAS) sau pentru injector (MAC).

Încărcătura proaspătă pătrunde în cilindru prin canalul 8 din chiulasă și secțiunea controlată de supapa de admisie 9 a cărei deschidere comandată prin cama arborelui de distribuție 11 în funcție de poziția pistonului în cilindru.

Gazele arse sunt eliminate prin secțiunea 10 controlată de supapa de evacuare SE, prin canalul din chiulasă și prin colectorul de evacuare.

Supapa de evacuare este comandată printr-o camă acționată de la arborele de distribuție în funcție de poziția pistonului.

Cilindrul este plasat în blocul motorului care are partea inferioară sub formă de carter 7, în care sunt prevăzute lagărele 13 ale arborelui cotit.

Pe carter se fixează suporți prin care se sprijină motorul pe șasiul vehiculului, iar partea sa inferioară este închisă printr-o baie de ulei 25.

Procesul de funcționare al motorului în patru timpi este un fenomen periodic (ciclic)

Admisia încărcăturii proaspete se realizează prin deplasarea pistonului de la PMS până în PMI, timp în care supapa de admisie este deschisă iar supapa de evacuare este închisă.

Prin rotirea în continuare a arborelui cotit, pistonul se deplasează din PMI până la PMS comprimând încărcătura proaspătă din cilindru, timp în care ambele supape sunt închise. La sfârșitul cursei de comprimare încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau amestecul se autoaprinde prin injectarea, pulverizarea, vaporizarea și amestecarea motorinei cu aerul comprimat (MAC).

Urmează destinderea care se realizează în următoarea cursă a pistonului de la PMS la PMI. În timpul destinderii, energia rezultată prin arderea amestecului aer-combustibil se transformă în energie mecanică furnizată arborelui cotit și mai departe transmisiei și roților motoare ale autovehiculului.

La sfârșitul cursei de destindere se deschide supapa de evacuare; o parte din gazele arse se elimină din cilindru datorită presiunii diferenței pozitive de presiune dintre fluidul din cilindru și cel din canalul de evacuare, iar restul gazelor arse sunt pompate de către piston în deplasarea sa de la PMI până la PMS, timp în care supapa de evacuare rămâne deschisă.

Ciclul se reia apoi printr-o nouă aspirație de încărcătură proaspătă. În figura 2.2 se prezintă schematic poziția mecanismului motor la începutul fiecărei faze (timp) al ciclului de funcționare, iar în figura 2.3 se prezintă variația presiunii fluidului din cilindru corelată cu poziția pistonului.

În figura 2.4 se prezintă schema de principiu a unui motor monocilindric în doi timpi, la care încărcătura proaspătă este introdusă în cilindru din colectorul de baleiaj prin ferestrele sau luminile de baleiaj 8, iar gazele sunt eliminate prin ferestrele sau luminile de evacuare 9.

Fig.2.1 Schema de principiu a motorului cu ardere internă în patru timpi :

1-cilindru; 2-piston; 3-bielă; 4-fus maneton; 5- chiulasă; 6-bujie; 7-carter superior; 8-canal de admisie; 10-canal de evacuare; 11- arbore de distribuție; 12-supapă de evacuare; 13-cuzinet; 14-arbore cotit; 15-carter inferior; 16-volant; 17-fus palier; 18-bolț; 19-segmenți.

Fig. 2.2 1 – Admisie, 2 – Comprimare, 3 – Destindere, 4 – Evacuare;

Fig. 2.3 Variația presiunii din cilindru corelată cu poziția mecanismului motor.

Fig. 2.4 Schema de principiu a motorului cu ardere internă în doi timpi: stânga – începutul comprimării; dreapta – începutul baleiajului; 1-cilindru; 2-piston; 3-bielă; 4-pompă de baleiaj; 5-chiulasă; 6-injector (bujie); 7-carter superior; 8-lumini (ferestre) de admisie; 9-lumini (ferestre) de evacuare; 10-arbore cotit.

Încărcătura proaspătă este aspirată din exterior prin pompa de baleiaj 4. Comprimarea încărcăturii proaspete se realizează în timpul deplasării pistonului de la PMI până la PMS pe o fracțiune de cursă în care fereastra 9 este complet închisă de muchia superioară a pistonului. La sfârșitul comprimării încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau se injectează combustibilul care se vaporizează, se amestecă cu aerul comprimat iar amestecul se autoaprinde (MAC), după care urmează arderea și destinderea, procese ce se desfășoară în timpul deplasării pistonului de la PMS până în PMI

Spre sfârșitul cursei de destindere pistonul descoperă fereastra de evacuare 9, gazele arse scapă spre colectorul de evacuare, după care se deschid și ferestrele de baleiaj 8. Încărcătura nou introdusă sub presiune, de pompa de baleiaj 4, dislocă restul de gaze arse din cilindru, împingându-le spre fereastra de evacuare 9. Ciclul se reia printr-o nouă umplere a cilindrului 1, la sfârșitul evacuării când se închid luminile de evacuare 9.

Parametrii principali și condițiile de funcționare ale motoarelor de automobile și tractoare.

Motoarele cu ardere internă cu piston pot fi caracterizate prin următorii indicatori principali de performanțe:

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 timp și unitatea de putere dezvoltată;

Puterea raportată la unitatea de volum a cilindrului sau la unitatea de arie a capului pistonului (puterea specifică);

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

Nivelul emisiilor chimice și sonore;

Simplitatea și tehnologicitatea construcției, ușurința întreținerii tehnice și costurile fabricației, exploatării și reparării motorului;

Siguranța pornirii motorului;

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

Pe lângă parametrii de performanță menționați mai sus, MAIP pot fi caracterizate și individualizate și prin următorii parametri:

I) Parametri constructivi:

cilindreea sau capacitatea cilindrică Vs, definită ca volumul unui cilindru parcurs de pistonul de alezaj D, în cursa S;

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

. [2.1]

raportul de comprimare ε, respectiv raportul dintre volumul maxim al cilindrului Va plasat deasupra pistonului aflat în PMI și volumul minim al cilindrului Vc rămas deasupra pistonului, când acesta se află în PMS, volum care reprezintă volumul camerei de ardere, deci

, [2.2]

În relația [2.2] este înălțimea volumului cilindric convențional, notat cu Vc.

În cazul motorului în doi timpi, alături de acest raport de comprimare geometric se mai utilizează și raportul de comprimare util ε u, deoarece din cursa S a pistonului numai o parte este utilizată pentru comprimare și destindere Su; o fracțiune din cursă fiind destinată distribuției gazelor prin orificiile practicate pe cilindru, închiderea și deschiderea acestor orificii fiind realizată prin deplasarea pistonului. Prin urmare, cursei utile Su îi corespunde un volum de cilindru util Vu și un raport de comprimare util

[2.3]

II) Parametri funcționali:

Regimul de funcționare al motorului este caracterizat de un ansamblu de parametri funcționali ca sarcina, turația arborelui cotit, regimul termic al motorului.

În funcție de condițiile de exploatare și de particularitățile funcționale ale autovehiculului variază și regimul de funcționare al motorului.

Parametrul principal care caracterizează regimul de funcționare al motorului este puterea efectivă Pe, care la rândul său depinde de cuplul motor Me și de viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit , respectiv de turația acestuia n, conform relației:

[2.4]

În relația de mai sus unde Me este exprimat în Nm, n în rot/min, iar viteza unghiulară la regim stabilizat , este exprimată în rad/s.

În exploatare, atât cuplul motor, cât și turația arborelui cotit variază în limite largi, datorită variației rezistențelor de deplasare a autovehiculelor.

Fig. 2.5 Caracteristica de propulsie a automobilului.

În figura 2.5 se prezintă variația puterii efective a motorului (Pe), respectiv a puterii necesare înaintării autovehiculului (Pu), în funcție de turația arborelui cotit (sau viteza automobilului). Fiecare din curbele 1, 2, 3, 4 corespunde unei anumite poziții a dispozitivului de comandă a cantității de combustibil fumizat cilindrilor motorului, iar curbele I, II, III și IV reprezintă variația puterii necesare pentru propulsia autovehiculului.

Punctul de intersecție dintre o curbă de putere dezvoltată de motor și o curbă de putere necesară pentru învingerea rezistențelor de deplasare ale autovehiculului, caracterizează un regim de funcționare a motorului.

Prin sarcina motorului se înțelege uzual gradul de încărcare al acestuia la o anumită turație față de o încărcare de referință convențional stabilită. S-a convenit ca încărcarea de referință să fie cea corespunzătoare celei mai mari puteri efective dezvoltată de motor în mod continuu la o turație dată, fără instabilitate în funcționare și fără uzuri anormale.

Sarcina se apreciază prin coeficientul de sarcină, care, la o turație dată, este exprimat prin raportul dintre puterea efectivă dezvoltată de motor Pe și puterea la încărcarea de referință, care se mai numește și putere efectivă continuă (Pec), respectiv:

[2.5]

Coeficientul de sarcină se poate exprima fie în valori absolute după relația [2.5], fie în procente.

Pentru sarcină nulă, ( = 0) motorul, funcționează la mers în gol. Pentru 0 < < 1 motorul funcționează la sarcini parțiale, pentru = 1 se consideră sarcină plină, iar pentru x > 1 motorul funcționează la suprasarcini. Limita acceptabilă a suprasarcinii, este de aproximativ 10% din sarcina plină, deci = 1,1, posibilitățile de funcționare a motorului la asemenea regimuri fiind limitate în timp.

Puterea efectivă pe care o poate dezvolta motorul la limita acceptabilă a suprasarcinii pe o durată limitată și după anumite intervale de timp este denumită putere efectivă intermitentă.

Cea mai mare valoare a puterii efective continue este definită drept putere efectivă nominală Pn, iar turația la care se dezvoltă această putere se numește turație nominală nn.

Cea mai mare valoare a puterii efective intermitente este considerată puterea efectivă maximă Pmax a motorului.

După aceleași considerente se definesc noțiunile de moment motor continuu și moment motor intermitent, iar cel mai mare moment motor intermitent este considerat momentul motor maxim Mmax, respectiv turația la care se obține este denumită turația momentului maxim nM.

O altă noțiune utilizată frecvent în analiza proceselor din motoare este calitatea amestecului, respectiv proporția de combustibil în amestecul supus arderii în motor, proporție apreciată prin dozaj.

Dozajul se poate exprima prin raportul dintre cantitatea de combustibil Gc și cantitatea de aer Ga (sau consumul orar de combustibil raportat la consumul orar de aer):

[2.6]

Dacă pentru arderea completă a combustibilului în amestec, există cantitatea de aer minim necesar, dozajul se numește teoretic sau stoichiometric (dt). Comparativ cu dozajul stoichiometric, când cantitatea de combustibil este în exces, dozajul se consideră bogat, respectiv când cantitatea de aer este în exces, dozajul se consideră sărac.

De cele mai multe ori, în Europa, calitatea amestecului aer combustibil se caracterizează prin coeficientul excesului de aer (λ), respectiv prin raportul dintre cantitatea de aer disponibilă în cilindrii motorului pentru arderea a 1 kg de combustibil (L – exprimată în kg aer/kg combustibil) și cantitatea de aer teoretic necesară pentru arderea completă a unui kilogram de combustibil (Lmin – în kg aer/kg combustibil):

[2.7]

Procese în motoarele cu ardere interna

Ciclurile termodinamice ale motoarelor cu piston

Transformarea energiei termice în energie mecanică în motorul cu ardere internă este un proces deosebit de complex și desfășurarea sa în condiții reale este însoțită de pierderi de energie care sunt luate în considerare de al doilea principiu al termodinamicii.

Pentru evaluarea eficienței fiecărui proces și pentru totalitatea evoluțiilor în cazul motorului real, care funcționează ca principiu după un anumit ciclu, este necesar să se releve posibilitățile maxime de utilizare a căldurii caracteristice pentru ciclul termodinamic, în care cedarea căldurii către sursa rece este obligatorie și constituie unicul tip de pierderi.

Raportând randamentul ciclului real, se poate stabili gradul de perfecțiune la care se desfășoară procesele din motor și se pot evidenția căile ridicării economicității motorului.

La analiza ciclurilor termodinamice trebuie să se aibă în vedere următoarele ipoteze admise în cazul ciclurilor ideale, ipoteze ce nu mai sunt satisfăcute în cazul ciclurilor reale:

a) La ciclurile ideale se consideră că în cilindru se. găsește o cantitatea constantă a mediului de lucru, care nu se schimbă de la o evoluție la alta și care parcurge întregul ciclu. În cazul ciclului real se evacuează din cilindru gazele arse de la ciclu precedent și se introduce în cilindru încărcătura proaspătă pentru o nouă evoluție.

Realizarea procesului de schimb de gaze este însoțită de pierderi de energie care nu sunt luate în considerare în cazul ciclului teoretic.

b) Aportul de căldură se consideră realizat în cazul ciclurilor ideale la un anumit moment sau în condiții de stare a mediului, caracteristice ciclului dat. La realizarea ciclurilor reale aportul de căldură se datorează arderii amestecului de combustibil, un proces complex ce se desfășoară într-un anumit timp, fiind însoțit totdeauna de pierderi suplimentare de energie.

c) Căldurile specifice ale mediului de lucru sunt considerate constante în cazul ciclurilor ideale și se admite că acestea nu depind de temperatură și presiune. În cazul ciclurilor reale căldurile specifice ale gazelor variază în funcție de temperatură și presiune și au valori diferite în funcție de compoziția gazelor la care se ajunge în timpul evoluției lor. Prin variația căldurilor specifice raportul gazelor se micșorează și exponenții evoluțiilor se îndepărtează de valorile ideale, diminuându-se randamentul ciclurilor reale.

d) Procesele de comprimare și destindere la ciclurile ideale sunt considerate adiabatice, deci fără schimb de căldură cu mediul exterior. În condițiile reale, datorită existenței unei diferențe mari de temperatură între piesele ce delimitează camera de ardere și gazele ce evoluează în cilindru, se produce un transfer de căldură pe parcursul proceselor de schimb de gaze, de comprimare, de ardere și destindere, atât în sensul aportului de căldură cât și în sensul cedării de căldură, preponderente fiind însă pierderile de căldură care conduc la scăderea randamentului.

Ciclul motorului cu ardere la volum constant

Ciclul cu arderea amestecului de combustibil și aer într-un timp foarte scurt, deci o variație mică de volum, se întâlnește la motoarele cu aprindere prin scânteie pentru automobile și motociclete, la motoarele cu gaze și la cele cu injecție de benzină.

În figura 3.1 se prezintă ciclul teoretic (a) și real (b) în coordonate p-V și ciclul teoretic în coordonate temperatură (7)-entropie (s) pentru un motor în patru timpi cu ardere la volum constant.

Fig. 3.1. Ciclul cu ardere la volum constant

La ciclul teoretic cu aport de căldură la volum constant se consideră că mediul de lucru umple instantaneu cilindrul în punctul a după care se comprimă adiabatic după ac, când pistonul se deplasează din p.m.i în p.m.s. La sfârșitul comprimării se fumizează instantaneu căldura Q, ceea ce provoacă comprimarea izocoră a gazului până în punctul z, respectiv creșterea izocoră a temperaturii cz reprezentată în diagrama T-s. Destinderea se consideră adiabatică după zb, în timpul deplasării pistonului din p.m.s. în p.m.i. energia internă a mediului de lucru, transformându-se în energie mecanică, mediului de lucru scăzându-i presiunea după zb (diagrama p-V) evoluție însoțită de o scădere a temperaturii de la z la & (diagrama T-s).

Extragerea căldurii Q^ se presupune a se realiza tot instantaneu după ba, deci mediul de lucru este readus în starea inițială la volum constant, cu scăderea izocoră a presiunii. Acest proces de evacuare a căldurii se reprezintă în diagrama T-s prin izocora ba, punându-se în evidență scăderea temperaturii până la temperatura inițială a ciclului.

În cazul ciclului real, umplerea cilindrului se realizează sub efectul depresiunii create prin deplasarea pistonului din p.m.s. în p.m.i., ceea ce face ca încărcătura proaspătă din cilindru să aibă o presiune mai mică decât presiunea atmosferică. Pentru ca umplerea cilindrului să se îmbunătățească, supapa de admisie se deschide cu un anumit avans față de p.m.s. reprezentat prin punctul d.s.a. În timpul umplerii încărcătura se încălzește de la gazele rămase în cilindru și de la pereții calzi ai canalului de admisie și ai cilindrului, deci la începutul ciclului încărcătura proaspăta va avea o temperatură superioară temperaturii mediului ambiant și o densitate inferioară.

După trecerea pistonului de p.m.i. supapa de admisie se închide și începe procesul de comprimare a încărcăturii proaspete. În apropiere de p.m.s., se produce aprinderea amestecului de la scânteie și începe procesul de ardere care se prelungește și după ce pistonul trece de p.m.s. (punctul z).

Urmează procesul de destindere zb în timpul căruia energia internă a gazelor se transformă în energie mecanică. Procesul de evacuare a gazelor începe cu un avans față de p.m.i. în punctul d.s.e. și se prelungește după închiderea cursei de evacuare cu o întârziere față de p.m.s. până în punctul i.e.

Ciclul cu ardere la volum constant poate fi apreciat prin următorii parametri caracteristici:

– raportul de comprimare

– gradul de creștere a presiunii dezvoltată prin ardere

– randamentul termic t,care este dat de raportul dintre căldura transformată în energie mecanică și căldura fumizată ciclului și care după transformări ajunge la expresia:

-presiunea medie a ciclului, respectiv o presiune convențională ca mărime, care acționând asupra pistonului în timpul detentei ar produce un lucru mecanic util egal cu întregul lucru mecanic al ciclului, având expresia:

Din aceste expresii rezultă că randamentul, respectiv economicitatea motorului crește odată cu creșterea raportului de comprimare și cu creșterea exponentului k, iar presiunea medie crește cu mărirea presiunii inițiale pa cu mărirea raportului de comprimare e și cu mărirea gradului de creștere a presiunii prin ardere.

3. Ciclul motorului cu ardere la presiune constantă

Ciclul cu ardere a amestecului de combustibil și aer în timpul unei fracțiuni a cursei de destindere și la o variație foarte mică a presiunii, se întâlnește la motoarele cu aprindere prin comprimare cu viteze medii de piston mici, respectiv la motoarele la care combustibilul arde treptat pe măsura injectării lui în cilindru, concomitent cu destinderea. La aceste motoare încărcătura proaspătă a cilindrului nu este amestec de combustibil și aer, ci numai aer a cărui presiune și temperatură se ridică în procesul de comprimare depășind temperatura de autoaprindere a combustibilului.

În figura 1.5. se prezintă ciclul teoretic (a) și real (b) în coordonate p-v și ciclul teoretic în coordonate T-S (c), pentru un motor în patru timpi cu ardere la presiune constantă.

Și la aceste motoare, în cazul ciclului real umplerea cilindrului se realizează cu pierderi gazodinamice, deci presiunea încărcăturii proaspete este inferioară presiunii atmosferice. De asemenea, prin încălzirea aerului de la pereții cilindrului temperatura acestuia la sfârșitul admisiei va fi superioară temperaturii mediului ambiant, iar densitatea va fi inferioară.

Prin avansul la deschiderea supapei de admisie față de p.ms. (d.a) și prin întârzierea la închiderea supapei de admisie după p.m.i. (i.a) se ameliorează procesul de umplere.

Fig.1.5. Ciclul cu ardere la presiune constantă

În timpul compresiei, în apropiere de p.m.s. se începe injecția combustibilului, care se autoaprinde și se arde pe măsură ce se injectează și se vaporizează. Procesul de ardere nu se realizează la presiune absolut constantă, ci cu o ușoară creștere, ceea ce se explică prin faptul că în cilindru se acumulează o anumită cantitate de combustibil injectat până se realizează autoaprindera cantității de amestec de aer și combustibil vaporizat. Destinderea realizată în timpul arderii este denumită destindere prealabilă și este apreciată prin raportul .Urmează procesul de destindere propriuzisă zb în care se continuă dezvoltarea de energie mecanică, dar în acest interval energia mecanic se' obține din energia internă a gazelor. Procesul de evacuare a gazelor începe și la aceste motoare cu un avans față de p.m.i., respectiv în punctul d.s.e. și se prelungește după terminarea cursei de evacuare cu o întârziere față de p.m.s. până în punctul i.e.

Randamentul termic al acestui ciclu este dat de următoarea expresie:

Se observă că randamentul crește cu creșterea raportului de comprimare e și scade cu creșterea gradului de destindere prealabilă p, deoarece prelungirea arderii conduce la creșterea temperaturii gazelor de evacuare. Este important de menționat că la acest ciclu raportul de comprimare nu are aceiași influență asupra randamentului și economicității motorului ca la ciclul cu aport de căldură la volum constant, deoarece la rapoarte mari de comprimare, mărirea în continuare a acestuia influențează neînsemnat asupra utilizării căldurii.

Presiunea medie a ciclului teoretic cu aport de căldură la presiune constantă este dată de următoarea expresie:

Din această expresie se observă că mărirea presiunii p, medii a ciclului se poate realiza prin ridicarea presiunii de admisie și a raportului de comprimare, respectiv prin mărirea aportului de căldură care implică mărirea gradului de destindere prealabilă și mărirea exponentului adiabatic al ciclului.

4.Ciclul motorului cu ardere la volum constant și la presiune constantă. Ciclul mixt.

După ciclul mixt lucrează motoarele rapide cu aprindere prin comprimare pentru automobile și tractoare. Din cauza timpului scurt de injecție, întârzierea la aprindere a combustibilului injectat face necesar un avans la injecție, care se traduce în fapt printr-o ardere inițială în apropiere de p.m.s., ardere ce poate fi asimilată cu un aport de căldură la volum constant. Restul combustibilului arde pe măsura injectării lui, realizând în această etapă, o ardere la presiune constantă, după cum se vede în figură 1.6.

Datorită fumizării unei părți de căldură la volum constant, presiunile maxime ale ciclului mixt sunt mai mari decât la ciclul cu aport de căldură numai la presiune constantă.

Randamentul termic va fi în acest caz:

Ecuația de mai sus permite să se formuleze concluzia, că utilizarea căldurii în cazul ciclului mixt depinde de raportul de comprimare, de gradul de destindere prealabilă p, gradul de creștere a presiuni și de indicele adiabatic de comprimare și destindere.

Fig.1.6 Ciclul mixt.

Pentru aceleași valori ale raportului de comprimare, funcția F(v,p) se află între limitele:

ceea ce înseamnă că randamentul acestui ciclu are valori intermediare între randamentele ciclurilor cu ardere izobară și izocoră.

Presiunea medie a ciclului va fi:

Se observă că presiunea medie a ciclului mixt crește cu mărirea presiunii de admisie, cu creșterea raportului de comprimare, mărirea gradului de creștere a presiunii și mărirea indicilor adiabatici. Gradul de destindere prealabilă p, mărindu-se prin mărirea aportului de căldură la presiune constantă, conduce la creșterea presiunii medii a ciclului.

5. Ciclul motorului cu turbosupraalimentare

Pentru simplificare se va pomi de la ciclul mixt reprezentat în figura 1.6, deoarece supraalimentarea cu turbosuflantă are cea mai largă aplicare la motoarele rapide cu aprindere prin comprimare. Schema motorului cu turbosupraalimentare este reprezentată în figura 1.7

Fig.l. 7. Ciclul mixt cu turbosupraalimentare cu turbină de presiune variabilă

Daci evacuarea se face la volum constant (izocora a-b) nu se utilizează complet căldura disponibilă.

În cazul turbosupraalimentării (figura 1.7) evacuarea se face la presiune constantă (izobara fl ). Eficiența acestui ciclu în comparație cu ciclul de referință este evidentă. Aria hașurată bfla din diagramele T-s și p-V reprezintă lucrul mecanic suplimentar obținut pentru aceeași căldură furnizată ciclului. La acest ciclu cu destindere prelungită lucrul mecanic obținut suplimentar se datorește măririi volumului în procesul destinderii.

Din această cauză presiunea medie a ciclului raportată la întregul interval de variație a volumului (Vf,Vc) va fi considerabil mai mică în comparație cu cea a ciclului de referință cu evacuare la volum constant.

În cazul ciclului real nu se transmite pentru propulsie întreaga energie mecanici rezultată. 0 parte din această energie se cheltuiește pentru antrenarea mecanismelor auxiliare și pentru învingerea frecărilor. La funcționarea motorului cu turbosupraalimentare, destinderea după bf se realizează în rețeaua de palete a turbinei cu gaze care antrenează compresorul. În compresor se comprimă aerul aspirat din atmosferă de la p la presiunea de supraalimentare p„ după la. În acest fel presiunea inițială din cilindru pa va fi superioară presiunii atmosferice, iar presiunea medie a ciclului ce se desfășoară în cilindru va fi mai mare ca la ciclul de referință. Pierderile mecanice în agregatul turbocompresor sunt considerabil mai mici decât cele ce ar rezulta în cazul destinderii prelungite în cilindrul motorului și din această cauză randamentul motorului supraalimentat este superior.

Pentru analiza parametrilor de apreciere a ciclului mixt cu turbosupraalimentare se apelează la următoarele notații:

e0 – raportul total de comprimare;

e – raportul de comprimare în cilindru;

ek -raportul de comprimare în compresor.

Relația dintre aceste rapoarte de comprimare fiind:

Temperatura finală a gazelor la evacuarea din turbină va fi:

unde gradul de destindere la presiune constantă în turbină.

Randamentul pentru acest ciclu se poate reda prin formula următoare, considerând:

și

Dacă motorul supraalimentat funcționează după ciclul cu ardere la volum constant, p=1 și expresia randamentului devine:

În cazul supraalimentării unui motor care lucrează după un ciclu cu ardere la presiune constantă pentru = 1 și p == p' expresia randamentului va fi:

Presiunea medie a ciclului cu turbosupraalimentare este rațional să se analizeze pentru procesele ce se desfășoară în cilindrul motorului.

Expresia presiuni medii a ciclului cu supraalimentare pentru procesele din cilindru se poate scrie sub următoarea formă:

unde este randamentul corespunzător ciclului considerat, scris pentru varianta cu supraalimentare.

Ciclul motorului cu turbosupraalimentare se poate realiza și într-o altă variantă (figura 1.8) când gazele arse se destind în colectorul de evacuare după b-a (secțiunea mare a colectorului). Randamentul acestui ciclu este inferior ciclului reprezentat în figura 1.7 deoarece apar pierderi de energie mari până la intrarea gazelor arse în turbină.

Fig.1.8. Ciclul mixt cu turbosupraalimentare cu presiune constantă în fața turbinei

Ciclul motorului cu turbosupraalimentare reprezentat în figura 1.7 necesită turbine cu gaze de presiune variabilă, sau impuls, iar colectoarele motoarelor trebuie construite în așa fel, încât fiecare ramură să colecteze gazele de la doi sau trei cilindri cu cel mai mare decalaj de evacuare.

3. Principiul de funcționare al motoarelor cu ardere internă

Schema de funcționare a unui motor monocilindric cu ardere internă în patru timpi este prezentată în figura 1.2. În cilindrul 1 se deplasează pistonul 2 care este articulat prin biela 3 cu manivela 4 a arborelui cotit 14.

Chiulasa 5 care închide în partea superioară cilindrul este prevăzută cu un canal de admisie 8 în care este așezată o supapă SA P și un canal de evacuare 10 comandat prin supapa SE 12. De asemenea în chiulasă este practicat un orificiu pentru bujie 6 (MAS) sau pentru injector (MAC).

Încărcătura proaspătă pătrunde în cilindru prin canalul 8 din chiulasă și secțiunea controlată de supapa de admisie 9 a cărei deschidere comandată prin cama arborelui de distribuție 11 în funcție de poziția pistonului în cilindru.

Gazele arse sunt eliminate prin secțiunea 10 controlată de supapa de evacuare 72, prin canalul din chiulasă și prin colectorul de evacuare.

Supapa de evacuare este comandată printr-o camă acționată de la arborele de distribuție în funcție de poziția pistonului.

Cilindrul motorului este practicat într-un bloc ce se construiește partea inferioară sub formă de carter 7 în care se fixează lagărele 13 ale arborelui cotit.

Pe carter se prevăd suporți prin care se sprijină motorul pe șasiul vehiculului, iar partea sa inferioară este închisă printr-o baie de ulei 25. Aspirația încărcăturii proaspete se realizează prin deplasarea pistonului de la p.m.s. până în p.m.i., timp în care supapa de admisie este deschisă,

supapa de evacuare este închisă. Prin rotirea în continuare a manivelei pistonul se deplasează din p.m.i. până la p.m.s. comprimând încărcătura proaspătă din cilindru, timp în care ambele supape sunt închise.

Fig.1.2. Schema de principiu a motorului cu ardere internă în

patru timpi: 1-cilitidru; 2-piston; 3-bielâ; 4-fus maneton;

5- chiulasă; 6-bujie; 7-carter superior; 8-canal de admisie;

10-canal de evacuare; 11- arbore (ax) de distribuție; 12-supapâ

de evacuare; 13-cuzinet lagăr); 14-arbore cotit; 15-carter inferior

16-volant; 17-fus palier; 18-bolț; 19-segmenți de piston.

La sfârșitul cursei de compresie încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau se injectează motorina care se vaporizează și se autoaprinde (MAC). Urmează destinderea care se realizează pe durata deplasării pistonului pm p. m. s. până în p. m. L, transformând energia termică a gazelor în energie mecanică furnizată arborelui cotit și mai departe transmisiei autovehiculului.

La sfârșitul cursei de destindere se deschide supapa de evacuare, o parte din gazele arse se elimină din cilindru datorită presiunii superioare la care se află fa(ă de presiunea atmosferică, iar restul gazelor arse sunt pompate de către piston în deplasarea sa de la p.m.i. până la p.m.s. timp în care supapa de evacuare rămâne deschisă. Ciclul se reia apoi printr-o nouă aspirație de încărcătură proaspătă.

În figura 1.3 se arată schema de principiu a unui motor monocilindric în doi timpi, la care încărcătura proaspătă este introdusă în cilindru din colectorul de baleiaj prin ferestrele sau luminile de baleiaj 8, iar gazele sunt eliminate prin ferestrele sau luminile de evacuare 9, în colectorul de evacuare.

Încărcătura proaspătă este aspirată din exterior prin pompa de baleiaj 4. Comprimarea încărcăturii proaspete se realizează în cadrul deplasării pistonului de \3ip.m.i. până la p.m.s. pe o fracțiune de cursă în care fereastra 9 este complet închisă de muchia superioară a pistonului. La sfârșitul compresiei încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau se injectează combustibilul care se vaporizează și se autoaprinde (MAC), după care urmează arderea și destinderea, procese ce se desfășoară în timpul deplasării pistonului din p.m.s. până în p.m.i.

Spre sfârșitul cursei de destindere pistonul descoperă fereastra de evacuare 9, gazele arse scapă spre colectorul de evacuare după care se deschid și ferestrele de baleiaj 8. Încărcătura nou introdusă sub presiune, de pompa de baleiaj 4, dizlocă restul de gaze arse din cilindru împingând spre fereastra de evacuare 9. Ciclul se reia printr-o nouă încărcătură cilindrului 1, la finele evacuării când se închid luminile de evacuare 9.

Fig.l.3.Schema de principiu a motorului cu ardere internă !n

doi timpi: a)începutul comprimării; b) începutul baleajului;

1-ciUndru; 2-piston; 3-bieîâ; 4-pompâ de baleiaj; 5-chiulasâ;

6-injector (bujie); 7-carter superior; 8-lumim (ferestre)

de admisie; 9-lwnim (ferestre) de evacuare; 10-arbore cotit.

Pentru înțelegerea mai completă a principiului de funcționare motorului cu ardere internă, este util să se prezinte concomitent desfășurarea reală și teoretică a ciclului pentru fiecare din tipurile principale de motoare cu piston întâlnite în construcția de autovehicule.

Admisia în motoarele cu ardere interna

1. Umplerea normală a motoarelor în patru timpi

Pentru realizarea ciclului real în cazul motoarelor cu ardere inemă cu piston este necesară evacuarea gazelor arse din cilindru și introducerea încărcăturii proaspete de aer sau amestec de aer și combustibil. Aceste procese de schimbare a gazelor se desfășoară într-o anumită măsură concomitent.

Cantitatea de încărcătură proaspătă care se reține în cilindru depinde și 'de gradul de golire a cilindrului de gazele arse în ciclul precedent, deci procesul de admisie trebuie analizat în strânsă corelare cu parametrii ce caracterizează procesul de evacuare. Ansamblul fenomenelor ce însoțesc procesele de evacuare și admisie reprezintă schimbul de gaze care trebuie efectuat în așa fel încât în cilindru să se introducă o cantitate cât mai mare de gaze proaspete în raport cu volumul avut la dispoziție și să se piardă o cantitate cât mai mică de gaze proaspete la spălarea cilindrului de gaze arse.

Calitatea proceselor de schimbare a gazelor se apreciază în general prin coeficientul de umplere care se poate defini prin următoarele rapoarte:

– raportul dintre cantitatea de încărcătură proaspătă reținută în cilindru la sfârșitul procesului de umplere și cantitatea de încărcătură proaspătă care poate ocupa cilindreea în condiții de referință adică printr-un proces fără pierderi termo-gazodinamice;

-raportul dintre volumul încărcăturii proaspete reținute în cilindru la sfârșitul procesului de umplere, măsurat in condiții de referință, și volumul cilindreei pe care l-ar putea umple încărcătura proaspătă într-un proces fără pierderi termogazodinamice.

Pentru calcularea coeficientului de umplere se măsoară cantitatea de gaze proaspete G admise în motor (ca debit) și se determină prin calculul cantitatea teoretică care, spre exemplu, pentru un motor în patru timpi este:

unde i este numărul de cilindri ai motorului; – densitatea fluidului proaspăt.

2. Influenta fazelor de distribuție asupra umplerii

Desfășurarea procesului de schimb de gaze poate fi analizată după variația presiuni gazelor din cilindru în timpul acestui proces (fig.2.1), respectiv după bucla inferioară a diagramei (p-V) indicate, denumită diagramă de pompaj (admisie-evacuare) prezentată în figura 2.1,c. Această variație a presiunii în timpul admisiei în mare măsură se datorește mișcării pistonului cu viteză variabilă. Începând din p.m.s., viteza pistonului se mărește,Fig.2.1.

Fig 2.1 Diagrama de pompaj

atingând valoarea maximă cu puțin înainte de jumătatea cursei și anulându-se în p.m, i. Viteza de admisie a gazelor proaspete urmărește, în general, variația vitezei pistonului, dar datorită inerției gazelor din conducta de admisie și presiuni superioare ce o mai au gazele arse din cilindru la începutul cursei de admisie există un decalaj x între începutul cursei de admisie (p.m.s.) și începutul procesului de admisie (punctul î.a.).

De asemenea, la sfârșitul cursei de admisie in p.m.i., cu toate că viteza pistonului atinge valoarea zero, încărcătura proaspătă continuă să pătrundă în cilindru datorită inerției și presiunii mai scăzute din cilindru. Apare deci un decalaj x'' între sfârșitul cursei de admisie (p.m.i.) și sfârșitul admisiei (s.a.). Evident, sfârșitul admisiei este determinat de momentul închiderii supapei de admisie .

Interdependența dintre viteza de intrare a gazelor proaspete în cilindru și presiunea acestora, face ca în vecinătatea poziției în care Wa atinge valoarea maximă, presiunea să înregistreze un minim. Această interdependență poate să ia forme perturbate datorită undelor de presiune și particularităților motorului, mai ales la motoarele rapide.

Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse și unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obținerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt m strictă dependență de fazele de distribuție (figura 2.1,d), ceea ce se va analiza în cele ce urmează.

În figura 2.2 este reprezentată desfășurarea procesului de schimb de gaze într-un motor cu turbosupraalimentare. Gazele de ardere din cilindru sunt evacuate spre paletele turbinei de gaze II , angrenată cu compresorul I (fig.2.2,a).

Fig.2.2.

Aerul (MAC) sau amestecul proaspăt (MAS) este comprimat până la presiunea. Procesul de admisie se începe cu deschiderea supapei de admisie în punctul 3 la presiunea pr’ până în punctul 4. Evacuarea gazelor începe cu deschiderea supapei de evacuare în punctul 1 până la punctul 2. Deschiderea concomitentă a supapelor în intervalul de timp de la punctul 2 până la punctul 3 este folosită pentru baleiajul cilindrilor.

Deschiderea supapei de evacuare (dse) nu trebuie să se producă în p.m.i., deoarece lucrul mecanic consumat pentru evacuarea gazelor arse este prea mare în acest caz, iar presiunea de evacuare fiind prea mare determină o umplere mai redusă (fig.2.3,a). Deschiderea cu avansul d.s.e a supapei de evacuare duce la o reducere însemnată a lucrului mecanic de evacuare 2, și a contrapresiunii . Aceste avantaje se obțin însă cu pierderea lucrului mecanic motor l care s-ar obține dacă d.s.e. ar fi fost în p.m.i. Valorile lui pev,L0 și l depind de mărimea avansului la deschiderea supapei de evacuare.

Astfel, la un avans foarte mare (fig.2.3,a) se reduc sensibil și 4 față de un avans potrivit (fig.2.3,b), în schimb l crește vizibil.

Daci se notează cu L câștigul de lucru mecanic de evacuare prin realizarea unui avans la deschiderea supapei de evacuare, este evident, că L=L0-L. Dependența lucrului mecanic câștigat L, a pierderii de lucru mecanic de destindere l și a presiunii de evacuare, de avansul la deschiderea supapei de evacuare, exprimat ca fracțiune a cursei pistonului, se arată în fig 2.3,d.

Se observă că există o anumită valoare optimă a avansului la deschiderea supapei de evacuare la care câștigul total de lucru mecanic L – L este maxim și presiunea de evacuare este cea mai convenabilă. Avansul optim diferă de la un regim de funcționare la altul, deci va trebui ales avansul optim pentru regimul la care se dorește obținerea celor mai ridicate performanțe.

Momentul închiderii supapei de evacuare (î.s.e, fig.2.4.) trebuie ales astfel încât să se asigure cea mai completă golire a cilindrului de gaze arse și pierderi cât mai reduse de gaze proaspete.

În plus presiunea gazelor arse din cilindru este superioară aceleia din colectorul de evacuare și aceasta, la rândul său, este puțin superioară presiunii atmosferice.

Analizând procesul real de evacuare din momentul deschiderii până la închiderea supapei de evacuare, se pot evidenția trei etape ale acestui proces.

În prima etapă denumită scăpare sau evacuare liberă gazele arse ies cu viteze mari în exterior datorită presiunii ridicate din cilindru, evacuându-se 70-80 % din gazele arse. Cu scăderea presiunii se reduce și viteza de curgere a gazelor pe sub supapă, regimul de curgere devenind subcritic, când pistonul se apropie de p.m.i. Mai departe evacuarea se face prin deplasarea pistonului, această etapă denumindu-se evacuarea forțată, presiunea crescând în final datorită reducerii secțiunii de curgere prin începerea deplasării supapei m sensul închiderii (fig.2.4.)

La începutul cursei de admisie presiunea gazelor din cilindru scade brusc datorită măririi volumului prin deplasarea pistonului. Evacuarea se continuă sub efectul energiei cinetice a coloanei de gaze ce părăsește cilindrul, aceasta fiind etapa evacuării inerțiale sau postevacuării.

Efectul inerției coloanei de gaze este anulat la un moment dat de acela al depresiuni, moment în care sensul mișcării gazelor s-ar inversa, dacă nu s-ar închide supapa de evacuare. Prin urmare, există o valoare optimă a întârzierii la închiderea supapei de evacuare pentru care se realizează cea mai completă golire a cilindrului de gaze arse.

Pentru a se asigura o umplere cât mai bună, deschiderea supapei de admisie (d.s.a.) trebuie să se producă cu un avans față de p.m.s. (fig.2.5.).

Fig. 2.3. Variația pierderilor în funcție de avansul la deschiderea supapei de evacuare

Una din condițiile principale este aceea, că m momentul când presiunea din cilindru a devenit inferioară aceleia din colectorul de admisie, supapa să ofere o secțiune de trecere cât mai mare posibil pentru ca pierderile gazodinamice să fie minime.

Rezultă necesitatea unui avans la deschiderea supapei de admisie atât față de p.m.s. cât și față de punctul de egală presiune în cilindru și conducta de admisie. Avansul la deschiderea supapei de admisie este cu atât mai necesar cu cât turația motorului este mai mare, deci cu cât durata admisiei este mai mică.

Fig.2.4. Variația presiunii din cilindri în timpul evacuării

Există im unghi în care atât supapa de admisie, cât și cea de evacuare, sunt deschise, unghi ce se numește, unghi de suprapunere a deschiderii supapelor

Fig.2.5. Variația presiunii din cilindru m timpul admisiei

Avansul optim la deschiderea supapelor de admisie este, prin urmare, acel avans care asigură trecerea unei cantități cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mâi mici la trecerea gazelor proaspete de admisie și, în final, o umplere maximă a cilindrului cu gaze proaspete.

Momentul închiderii supapei de admisie (î.s.a.) trebuie stabilit astfel, încât, să se utilizeze la maximum efectul inerțional al coloanei de gaze proaspete. Postumplerea cu caracter inerțional este limitată în timp de efectul creșterii presiunii din cilindru sub efectul deplasării pistonului care poate provoca refularea gazelor proaspete din cilindru spre colectorul de admisie.

Rezultă că întârzierea optimă la închiderea supapei de admisie se găsește în momentul, când cele două efecte contrare se anulează și procesul de umplere încetează.

Toate aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere și închidere a supapelor. Valorile medii ale acestor unghiuri sunt date în tabelul 2.1, iar schema fazelor de distribuție este prezentată în figura 2.6.

Fig.2.6. Schema fazelor de distribuție

Tabelul2.1. Valori medii ale unghiurilor de deschidere și închidere a supapelor

3. Calculul coeficientului de umplere

Din ecuația bilanțului cantităților de gaze în kmoli, la sfârșitul cursei de admisie, cantitatea de amestec va fi:

Ma=Mga+Mr=Mga(1+r)

de unde cantitatea reală de gaze proaspete Mga, admise rezultă:

Cu aceasta cantitatea de gaze admisă devine:

Cantitatea teoretică de gaze proaspete admise în cilindru la volumul și To exprimată în kmoli va fi:

Raportând cantitatea reală de gaze admise la cantitatea teoretică, se obține conform definiției date coeficientul de umplere:

La puterea maximă, are următoarele valori:

– motoare de carburator v = 0,75 – 0,85;

motoare cu aprindere prin comprimare v = 0.75 – 0,95.

Pentru motoarele în patru timpi cu supraalimentare și pentru motoarele în doi timpi expresia coeficientului de umplere devine:

În aceste relații ale coeficientului de umplere urmează să se introducă expresiile obținute anterior pentru pa, Ta și r.

Relațiile deduse sunt aproximative, deoarece au la bază ipoteze simplificatoare.

Pentru calcule precise și pentru cercetări științifice trebuie să se utilizeze relații care cuprind toți factorii ce influențează în realitate umplerea, relații existente în diverse lucrări de specialitate.

4. Umplerea motoarelor în doi timpi

Sisteme de spălare

La motoarele în doi timpi, spre deosebire de cele în patru timpi, evacuarea gazelor

arse din cilindru nu se mai face sub acțiunea pistonului , ci sub acțiunea curentului de gaze proaspete comprimate.

Fig.2.20. Forme ale canalelor de admisie în chiulasă la MAC cu diferite camere de ardere:

în piston,

b – cameră de turbulență

Eficacitatea procesului de schimb de gaze la motoarele în doi timpi este determinată de calitățile sistemului de baleiaj, de gradul său de perfecțiune.

În funcție de caracterul mișcării curentului de gaze în cilindru, sistemele de baleiaj (spălare) se împart în sisteme cu baleiaj în buclă sau contracurent și cu echicurent.

Sistemul de spălare în buclă, sau contracurent este realizat prin lumini practicate în partea inferioară a cilindrului după cum se vede m figurile următoare.

d e f

În figura 2.21 ,a se prezintă sistemul de spălare în contracurent cu canal de admisie înclinat și piston plat. Spălarea este mai bună ca în cazul precedent.

În figura 2.21 ,b se prezintă sistemul de spălare în contracurent cu piston fasonat. Gazele de spălare sunt conduse pe un drum complicat, ceea ce provoacă rezistențe gazodinamice mari.

spălare în contracurent

În figura 2.21,c se arată spălarea cu curent în cruce, care asigură o traiectorie naturală și o spălare bună.

În figura 2.21,d,e,f se prezintă sistemul de spălare în contracurent prin curent întors. Curentul de gaze în acest caz este îndepărtat către peretele adiacent prin mai multe tuburi de curent ce se întâlnesc și dau stabilitate curentului general. Peretele servește drept suprafață de conducere a curentului care se întoarce în capul cilindrului, pentru a se îndrepta apoi în jos spre canalele de scăpare.

Sistemele de baleiaj în echicurent se aplică la motoarele cu turație ridicată și cu supraalimentare, deoarece la aceste motoare baleiajul în buclă se face cu o difuzie a gazelor proaspete în gazele arse și spălarea nu mai este eficientă.

Dintre aceste sisteme de baleiaj, cea mai largă răspândire o are baleiajul mixt cu lumini și supape arătat în figura 2.22.

Schema b asigură o bună formare a amestecului la motoarele cu aprindere prin comprimare, datorită introducerii tangențiale a gazelor proaspete în cilindru. Deși aceste scheme anulează avantajul simplității distribuției motoarelor în doi timpi, ele au căpătat o largă răspândire din cauza eficacității spălării care se apropie de cea a motoarelor în patru timpi. Baleiajul în echicurent se mai poate obține și pe motoare cu doi cilindri paraleli ce comunică între ei sau cu pistoane opuse.

Fig.2.22. Schemele sistemelor de spălare în echicurent, cu supape de evacuare

1. Factorii care influențează asupra mărimii coeficientului de umplere

Raportul de comprimare.

Cu creșterea raportului de comprimare crește și coeficientul de umplere, ceilalți parametrii rămânând neschimbați. În realitate însă prin creșterea raportului de comprimare se modifică și alți parametri. Respectiv scade coeficientul gazelor reziduale și temperatura acestora, se intensifică încălzirea temperaturii proaspete etc. În afară de aceasta asupra mărimii coeficientului de umplere influențează spălarea camerei de ardere. Se poate demonstra că la spălarea completă a camerei de ardere, cu creșterea raportului de comprimare, coeficientul de umplere se micșorează. Prin urmare, în funcție de influența factorilor interdependenți, cu creșterea raportului de comprimare, coeficientul de umplere poate să crească, dar poate să și scadă. Cercetările experimentale au arătat că raportul de comprimare influențează puțin valoarea coeficientului de umplere.

Presiunea la sfârșitul umpleri

Presiunea manifestă cea mai mare influență asupra mărimii coeficientului de umplere. Se vede că diminuarea pierderilor de presiune se poate realiza prin reducerea rezistențelor gazodinamice pe traseul de admisie și micșorarea vitezei încărcături proaspete la trecerea pe sub supapa de admisie.

În figura 2.9 se prezintă variația coeficientului de umplere în funcție de viteza încărcăturii pe sub supapa de admisie la ridicarea completă a acesteia și la regimul nominal de funcționare a unui motor de automobil in patru timpi.

Fig.2.9. Variația coeficientului de umplere pentru

motoarele cu aprindere prin comprimare

Cu mărirea vitezei W coeficientul de umplere se micșorează, ceea ce trebuie avut în vedere la proiectarea sistemului de admisie, dacă există tendința mării vitezei încărcăturii proaspete. În plaja hașurată, în zona superioară sunt valorile coeficientului de umplere in funcție de viteza la în zona inferioară pentru motoarele cu carburator

Presiunea gazelor reziduale influențează cantitatea de gaze reziduale în cilindru. La mărirea presiunii gazelor reziduale acestea se destind la începutul cursei de admisie, iar scăderea coeficientului de umplere. Această presiune depinde de condițiile organizării evacuării și rezistențele gazodinamice ale sistemului de evacuare. Ca și la admisie, pierderile gazodinamice sunt proporționale cu pătratul vitezei de curgere a gazelor pe sub supapă și, prin urmare, cu pătratul turației arborelui cotit. Având în vedere, că presiunea gazelor reziduale are o influentă mult mai mică asupra coeficientului de umplere decât presiunea de admisie p se admite micșorarea diametrului supapei de evacuare în favoare măririi celui de la supapa de admisie, mărind coeficientul de umplere.

Temperatura gazelor reziduale influențează asupra coeficientului de umplere numai prin intermediul coeficientului gazelor reziduale. Se observă că la mărirea temperaturii T coeficientul gazelor reziduale scade și în consecință se mărește coeficientul de umplere.

Încălzirea încărcăturii proaspete pe traseul de admisie (T) influențează mărirea temperaturii la sfârșitul admisiei T. Cu creșterea încălzirii T se mărește Ta și scade coeficientul de umplere.

Se prezintă variația coeficientului de umplere în funcție de încălzirea T pentru un motor în patru timpi cu aprindere prin comprimare (curba 1) și cu carburator (curba 2).

Din diagramă se vede că încălzirea încărcăturii T influențează considerabil mărimea coeficientului de umplere.

La motoarele cu carburator o parte din căldura conținută de aerul aspirat este utilizată pentru încălzirea și vaporizarea combustibilului. De cele mai multe ori, însă, căldura disponibilă în aerul aspirat nu este suficientă pentru vaporizarea combustibilului și din acest motiv se încălzește conducta de admisie cu gaze arse sau lichid din sistemul de răcire. O încălzire exagerată a conductei de admisie duce la mărirea temperaturii amestecului și la scăderea coeficientului de umplere.

La motorul cu aprindere prin comprimare nu este necesară încălzirea aerului pe conducta de admisie, ci dimpotrivă se caută evitarea încălzirii acestuia, dispunând canalele de evacuare pe partea opusă admisiei.

Sarcina motorului la turație constantă influențează umplerea, în mod deosebit la motorul cu carburator. La micșorarea sarcinii prin închiderea treptată a clapetei de accelerație cresc rezistențele gazodinamice, ceea ce conduce la schimbarea condițiilor de desfășurare a procesului de umplere.

La deschideri mici ale clapetei de accelerație coeficientul gazelor reziduale se mărește. Încălzirea încărcăturii, datorită temperaturilor scăzute ale pieselor, specifice sarcinilor mici, se reduce într-o anumită măsură. Insă variația încălziri T este neînsemnată datorită căldurii furnizate conductei de admisie și cantității mici de combustibil supusă vaporizării. În ansamblu, la reducerea sarcinii scade coeficientul de umplere al motorului cu carburator.

La motoarele cu aprindere prin comprimare, neexistând clapetă de obturare pe traseul de admisie, rezistențele gazodinamice la o turație constantă sunt de asemenea constante. La mărirea sarcinii prin mărirea debitului de combustibil temperatura pieselor se mărește și încălzirea aerului în timpul admisie de asemenea se mărește. Prin urmare, coeficientul de umplere scade cu creșterea sarcinii.

Se prezintă variația coeficientului de umplere în funcție de sarcină la im motor de tractor (curba 1). Prin eliminarea încălzirii încărcăturii proaspete și spălarea completă a cilindrului de gazele reziduale, s-a determinat scăderea coeficientului de umplere datorită încălzirii (curba 2), provocată de rezistențele gazodinamice din sistemul de admisie (curba 3), și de prezența gazelor reziduale (curba 4), toate în funcție de sarcină.

După cum se vede, la mărirea sarcini coeficientul de umplere se micșorează numai datorită încălzirii încărcăturii proaspete cu aproximativ 4,5%.

Turația motorului la sarcină constantă influențează procesul de umplere prin modificarea rezistențelor gazodinamice, a încălzirii și a coeficientului de gaze reziduale. Împreună cu acești factori o mare influență manifesta fazele de distribuție și fenomenele dinamice care apar în sistemele de admisie și de evacuare.

În figura se prezintă variația unor factori care influențează dependența coeficientului de umplere de turație. Cu mărirea turație cresc rezistențele gazodinamice, pierderile de presiune, și scade presiunea p.

Încălzirea încărcăturii proaspete se micșorează într-o anumită măsură din cauza reducerii timpului de transfer de căldură de la piese la gaze.

Coeficientul gazelor reziduale se mărește cu creșterea turației. Prin urmare, factorii analizați mai sus conduc în ansamblu la scăderea coeficientului de umplere cu creșterea turației. Se poate aprecia, că există o corespondență între variația cantității de gaze proaspete și coeficientul de umplere în funcție de turație, variații ce se explică și prin variația fazelor de distribuție. După cum se vede la mărirea turației coeficientul de umplere crește, iar după atingerea unei valori maxime scade cu creșterea în continuare a turației. După cum s-a arătat mai înainte pentru asigurarea unei bune spălări și umpleri a cilindrului este utilă lărgirea fazelor de distribuție la admisie și evacuare.

2. Influența fenomenelor dinamice asupra umplerii

La motorul în patru timpi umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă se repetă la două turații ale arborelui cotit, fiind însoțită de variații de presiune în conducta de admisie. La deschiderea colector supapei de admisie în colector gazele se află în repaus(A), dar deplasarea pistonului spre p.m.i. provoacă începerea curgerii încărcăturii spre cilindru și se propagă o undă de depresiune spre intrarea în conductă din exterior (B). La capătul exterior al conductei unda se reflectă în sens invers ca o undă de presiune (C), deplasânduse înapoi spre cilindru (D).

Prin această reflectare se poate obține o încărcare suplimentară a cilindrului (E).

Utilizând efectul undelor de presiune, se poate realiza în poarta supapei o presiune superioară presiunii din cilindru în apropierea închiderii supapei de admisie. Deci, la închiderea supapei efectul menționat de umplere poate fi amplificat prin utilizarea undelor de presiune. După închiderea supapei se reflectă unda pozitivă, procesul de oscilație, amortizându-se după schema F.

Momentul de închidere a supapei de admisie este analizat în figură. Momentul optim este redat în varianta a, când presiunea din cilindru pz este egală cu presiunea din poarta supapei ps la închiderea acesteia cu unghiul de întârziere. În cazul când presiunea ps, este egală cu presiunea pz înaintea închiderii supapei, ceea ce produce refularea încărcăturii din cilindru în conductă. În cazul, când închiderea supapei s-a produs înainte ca presiunile din cilindru și din poarta supapei să se egaleze, nu se utilizează complet efectul undelor de presiune.

Fig.2.16. Momentul închiderii supapei de admisie

Pentru o anumită construcție a sistemului de admisie frecvențele și amplitudinile undelor de presiune variază în funcție de turație.

Se prezintă variația coeficientului de umplere în funcție de turație, în cazul când umplerea este avantajată de câtre undele de presiune (a) și în cazul când undele de presiune au un efect invers (b), provocând scăderea coeficientului de umplere.

3. Organizarea mișcării încărcăturii proaspete

Pentru a realiza o bună formare a amestecului și o viteză de ardere ridicată la începutul aprinderii, respectiv pentru a se putea controla procesele de desfășurare a arderii, încărcătura proaspătă trebuie să posede o viteză și o direcție de mișcare riguros precizate. În acest scop, în perioada admisiei se imprimă o anumită direcție de mișcare încărcăturii proaspete în cilindru. Cercetările au arătat, că după pătrunderea încărcăturii proaspete în cilindru, viteza sa de mișcare scade brusc. Insă, direcția mișcării imprimată curentului în timpul admisiei se păstrează, iar în timpul compresiei, când se mărește viteza prin soluțiile prevăzute în construcția camerei de ardere, se valorifică organizarea mișcării imprimată inițial.

La motoarele în patru timpi canalului de admisie i se prevede o configurație care să imprime direcția de mișcare dorită a încărcăturii proaspete, fie prin canalele tangențiale, fie prin diverse paravane fixate pe talerul supapei sau pe sediul supapei.

Fig.2.18 Configurația canalului de admisie la motoarele în patru timpi

Câteva forme ale canalelor de admisie ale motoarelor în patru timpi, cu carburator se prezintă în fig.2.19.

Cu ajutorul unor aparate cu inerție mică, cu electrotermoanemometre dispuse în camera de ardere se poate măsura viteza încărcăturii în timpul admisiei în funcție de unghiul de rotație al manivele arborelui cotit.

Fig. 2.19. Forme de dispunere ale canalelor de admisie în chiulasă la MAS. cu diferite camere de ardere: a)semisferice; b)semipană; c)în piston

ARDEREA ÎN MOTOARELE CU APRINDERE PRIN SCÂNTEIE

1. Viteza de ardere a amestecurilor de combustibil și aer în motoare

Procesul de transformare a energiei chimice a combustibilului în energie calorică prin reacții de oxidare, respectiv prin ardere, nu se produce instantaneu cum s-a presupus la analiza ciclurilor ideale, ci în timp finit, respectiv printr-o înaintare treptată a frontului de ardere în masa de amestec de combustibil și aer.

Propagarea frontului flăcării în procesul arderii, adică deplasarea zonei de reacție, se poate face cu diferite viteze în funcție de influența ce o manifest factorii chimici și fizici ce însoțesc arderea.

Viteza de propagare a flăcări împreună cu viteza reacțiilor de oxidare a moleculelor de combustibil determină durata arderii masei de amestec aflat în camera de ardere.

Durata totală a arderii întregii cantități de amestec se compune din următoarele elemente:

– timpul necesar pentru producerea primelor reacții de ardere (apariția flăcării);

– timpul necesar pentru propagarea zonei de reacție în întregul volum al camerei de ardere;

– timpul necesar pentru desăvârșirea reacțiilor de ardere care se produc în volum de gaze deja străbătut de flacără (în pungile de gaze încercuite de frontul flăcării).

Mărimea vitezei masice de ardere W este determinată de vitezele Wr și u după următoarele relații:

W= WrV [kg/s] (1)

W – u-S [kg/s] (2)

unde :

V – volumul străbătut de zona de reacție [m3];

S – suprafața frontului flăcării [m2];

– densitatea amestecului [kg/m3].

La aceste motoare viteza de ardere a combustibilului injectat în cilindru se limitează nu de câtre viteza de propagare a flăcării, ci de alți factori ca: viteza de pregătire pentru autoaprindere a primelor cantități de combustibil injectat (la începutul procesului) și viteza de amestecare a combustibilului cu aerul (în ultima parte a procesului). Viteza de amestecare a combustibilului cu aerul depinde de viteza de difuzie dintre moleculele de combustibil și oxigen și intensitatea transportului turbionar de masă în timpul arderii.

Combustibilii utilizați m motoare sunt constitui(i din anumite tipuri de hidrocarburi a căror ardere completă este descrisă de ecuațiile arderii complete a carbonului și hidrogenului.

C + O2 = CO2 2H2 + O2 = 2H2O (3)

Teoria reacțiilor în lanț analizează două căi posibile de dezvoltare a reacțiilor m masa de amestec. Prima cale, când datorită consumului a peste jumătate din substanțele de ardere viteza de reacție, atingând un maxim, începe se scadă fără formarea flăcării după cum se vede pe curba 1 din figura 4.1. A doua cale', când dezvoltarea reacției în lanț conduce la

progresivă a vitezei de reacție care produce aprinderea masei de amestec date (curba 2).

Condiția autoaprinderii este atingerea unei viteze critice de reacție Wcr la care viteza de degajare a căldurii este suficientă pentru asigurarea căldurii de explozie.

Viteza reacțiilor chimice depinde de temperatura și concentrația substanțelor ce intră în reacție.

Viteza de reacție se poate exprima în funcție de presiune și temperatură printr-o reacție de forma următoare:

(4)

unde:

A – constanta ce depinde de proprietățile combustibilului și de compoziția amestecului;

p- presiunea;

n- ordinul reacției;

E-energia de activare;

T – temperatura;

RM – constanta generală a gazelor.

Temperatura manifestă influentă numai prin constanta vitezei deoarece asupra concentrației substanțelor care reacționează influența ei nu se transmite.

Tabelul 4.1 Limitele autoaprinderii amestecului benzină-aer

2. Aprinderea amestecurilor de combustibil și aer în motoare

După schemele cele mai larg acceptate ale procesului de aprindere, acesta se produce după una din următoarele variante de aprindere a amestecurilor de gaze: monostadială la temperatură înaltă sau polistadială la temperaturi joase.

Varianta monostadială permite înțelegerea proceselor din motoarele cu aprindere prin scânteie, iar varianta polistadială se referă la procesele din motoarele cu aprindere prin comprimare.

Aprinderea la temperaturi înalte constă în producerea flăcării datorită autoaccelerării progresive a reacțiilor exoterme. Aceasta este pe deplin posibilă deoarece între electrozii bujiei se formează un arc electric de înaltă temperatură (-10.000K) care asigură ruperea coeziunii intermoleculare și formarea unor particule active (radicali liberi) care joacă rolul centrilor inițiali ai reacțiilor.

Aprinderea la temperaturi joase este un proces caracteristic reacțiilor din motoarele cu aprindere prin comprimare. Schematic, acest proces complex poate fi reprezentat în felul următor:

La temperaturi joase descompunerea moleculelor de hidrocarburi este exclusă, din care cauză formarea radicalilor liberi (centrilor de activare') poate fi obținută într-un proces de autooxidare cu formarea endotermică. a unor peroxizi de tipul R-CH2-O-O-H.

Cercetări experimentale efectuate cu hidrocarburi parafinice au arătat dependența dintre temperaturile și presiunile din camera de ardere pentru realizarea unei durate constante ind a procesului de autoaprindere (figura 4.3).

Această dependență este reprezentă prin curba ABCD. In zona temperaturilor înalte (r,) aprinderea este monostadială (A-l-2), iar la temperaturi joase (7}) aprinderea este polistadială (2-1-B-C-D) și este precedată de flacăra rece (1-3-C).

Fig.4.3. Corelația dintre temperaturi fi presiuni la autoaprinderea hidrocarburilor

3. Procesul arderii în motorul cu aprindere prin scânteie

3.1. Arderea normală și fazele sale principale.

Întreaga perioadă de ardere în motorul cu aprindere prin scânteie poate fi considerată, din

punctul de vedere al creșterii presiunii, ca fiind constituită din trei faze: faza l de inițiere a arderii, faza a II-a de propagare a flăcării și faza a III-a de desăvârșire a arderii în timpul destinderii (30-50'RAC). Faza 1 este faza inițială sau perioada de inducție. In această fază se arde o cantitate redusă de amestec în jurul bujiei (6-8%), iar presiunile și temperaturile nu cresc vizibil deoarece căldura degajată abia compensează pierderile de căldură prin pereții camerei de ardere. Această fază se desfășoară pe 5-7°RAC și se mai numește întârziere la aprindere.

Faza a II-a care este faza principală de ardere și se desfășoară pe 10-25°RAC, determină mersul liniștit al motorului, adică caracterul creșterii presiunii care se apreciază prin creșterea de presiune pe 1°RAC, respectiv (fig.4.4,b). Pentru perioada de la începutul arderii până la atingerea presiunii maxime, la motoare cu €==6,5-8 viteza medie de creștere a presiunii este:

[Mpa/ RAC] (4.5)

Faza a III-a este faza finală și începe după atingerea presiunii maxime (punctul .?), încheindu-se în destindere punctul 0. In această fază de postardere sau ardere întârziată, se desăvârșesc reacțiile de ardere a combustibilului care nu s-a ars în fazele precedente.

Fig. 4.5 Schema propagării arderii în camera de ardere la pms.,

3.2. Arderea cu detonație

3.2.1. Teoria explicativă a arderii cu detonație

Cauzele detonației sunt foarte diverse, deoarece ea poate apărea la cauze, inclusiv materiale utilizate la construcția pieselor ce formează camera de ardere (pistonul, chiulasa). Sub influența unuia sau mai multora dintre factorii enumerați arderea în motor poate căpăta un caracter exploziv sau detonant.

Viteza undei de șoc, care se deplasează în camera de ardere atinge valori de ordinul 1200-1300 m/s.

Tendința de ardere detonantă se manifestă numai la acea parte a amestecului care se aprinde la sfârșitul arderii. Aceasta se produce sub acțiunea factorilor amintiți și se dezvoltă progresiv datorită comprimării suplimentare și continue a amestecului în fața frontului flăcării, ceea ce ridică considerabil temperatura amestecului nears și permite formarea de particule active. Ridicarea temperaturii se continuă

Fig.4.13. Autoaprinderea amestecului în camera de ardere MAS flăcării în deplasarea sa.

Detonația este un proces foarte complex, care spre deosebire de arderea normală conduce ia următoarele urmări posibile:

– impactul undei de șoc pe capul pistonului provoacă deteriorarea pieselor mecanismului bielă-manivelă;

– transmiterea detonației și undei de șoc pe pereții cilindrului, mărește transmiterea de căldură de la gaze la pereții pieselor respective, ceea ce provoacă tensiuni termice și deteriorarea pieselor respective;

– acțiunea detonației asupra disociației parțiale a produselor finale de ardere provoacă mărirea cantității de carbon liber degajat și formarea de funingine care este apoi evacuată în conducta de evacuare;

– scăderea puterii și economicității motorului datorită arderii incomplete a combustibilului și pierderilor termice prin detonație.

3.3. Arderea cu aprinderi secundare

Aprinderea amestecului se poate produce și de la alte surse decât electrozii bujiei, cum ar fi punctele incandescente din camera de ardere, în care caz fenomenul este denumit aprindere secundară.

Aprinderile secundare pot apărea înaintea declanșării scânteii de către bujie, și se numesc preaprinderi, sau după declanșarea scânteii, acestea fiind denumite postaprinderi. Atât primele, cât și ultimele variante de aprinderi secundare inițiază fronturi de ardere suplimentare care se apropie ca efect de arderea detonantă sau conduc la arderea detonantă.

In figura 4.15 se prezintă câteva modele de propagare a flăcării la arderea cu aprinderi secundare (b și c) în comparație cu arderea normală (a)

a) b) c)

Fig.4.15. Modele de propagare a flăcării la arderea normală

în MAS (a) și la arderea cu aprinderi secundare (b și c)

Fig.4.16. Diagramele indicate în cazul preaprinderii (a) și postaprinderii (b)

4. Controlul procesului de ardere prin alegerea formei constructive a camerei de ardere

Arhitectura camerei de ardere manifestă o influență considerabilă asupra proceselor de schimb de gaze și prin urmare asupra coeficientului de umplere, asupra mișcării gazelor și schimbului de căldură la sfârșitul compresiei și asupra desfășurării proceselor de ardere.

Formele cele mai întâlnite în construcția camerelor de ardere la motoarele cu carburator sunt prezentate în figura 4.17.

Fig.4.17. Schemele camerelor de ardere la MAS

ARDEREA ÎN MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE

Arderea amestecului neomogen se deosebește esențial de arderea amestecului omogen. Procesul formării amestecului și pregătirea sa pentru aprinderea în motorul cu aprindere prin comprimare, începe din momentul injectării combustibilului în camera de ardere, adică de la 10-40° RAC înainte de a ajunge pistonul în p.m.s.(fig.4.23).

Fig 4.23

Timpul disponibil pentru toate procesele de pregătire a amestecului pentru autoaprindere este foarte scurt și în motoarele ca aprindere prin comprimare aceste procese se realizează în (0,04-0,001)s, valorile mari referindu-se la motoarele lente, iar cele mici la motoarele rapide.

Timpul disponibil pentru pregătirea și formarea amestecului pentru aprindere la motoarele cu carburator este de câteva ori mai mare decât la motoarele cu aprindere prin comprimare.

Fazele de formare și pregătire a amestecului pentru autoaprindere la motoarele cu aprindere prin comprimare (pulverizarea combustibilului din injector și proiectarea sa în camera de ardere, încâlzirea picăturilor și vaporizarea lor, formarea produselor intermediare de oxidare și în final, aprinderea) se suprapun în timp una cu alta și se prelungesc până după aprindere. În aceasta constă particularitatea și în acelaș timp complexitatea studierii proceselor de ardere în aceste motoare.

Combustibilul injectat în cilmdru ajunge în mediul comprimat și prin urmare încălzit, aerul având în general presiuni de (3-4) MPa și temperaturi de 800-1000 K.

1. Factorii care influențeazâ întârzierea la autoaprindere

Aprinderea amestecului neomogen se realizează nu de la o sursă exterioră, ci prin accelerarea reacțiilor exoterme de oxidare până la realizarea aprinderii. În principal aceasta se realizează datorită activării termice. Acest tip de aprindere poate fi obținut prin injectarea combustibilului în aerul comprimat și încălzit până la temperaturi ridicate.

În amestecurile de compozitie neomogenă aprinderea poate să se producă în primul rând în volumul în care concentrația combustibilului este cea mai favorabilă (<1). În afară de aceasta, concentrația combustibilului (picăturile care se vaporizează) trebuie să ocupe cea mai favorabilă poziție în camera de ardere, din punctul de vedere al câmpului de temperaturi pentru a se asigura o sufîcientă intensitate a reacțiilor de preardere și o viteză corespunzătoare a degajarii de căldură. De asemenea trebuie ca această poziție să permită o viteză de deplasare a picăturilor prin aerul încâlzit deoarece manifestă o importantă influență asupra controlului (formeî) câmpului de concentrație a vaporilor de combustibil și câmpului termic.

Pe cale experimentală s-a remarcat că amestecul în spațiul dintre picături care se găsesc la periferia jetului de combustibil nu atinge concentrația de ardere (trece sub limita de autoaprindere a amestecurilor sărace). În zona centrală a jetului de combustibil concentrația vaporilor de combustibil crește deoarece picăturile se deplasează complet una lângă alta și de aceea amestecul în acest caz depășește limita de autoaprindere a amestecurilor bogate, iar temperatura în interiorul jetului de combnstibil datorită vaporizârii picăturilor scade, adică condițiile devin nefavorabile autoaprinderii.

Cea mai favorabilă zonă pentru autoaprindere poate fi partea exterioară a jetului de combustibil în care se deplasează cu aerul picături de diametru mic. În această parte a spațiului camerei de ardere sfârșitul reacțiilor pregătitoare și formarea zonelor de autoaprindere va depinde de viteza de deplasare a picăturilor și de condițiile schimbului de căldură cu pereții metalici.

Extremitatea jetului de combustibil ajunge în contact cu piesele puternic încâlzite, ceea ce poate accelera reacțiile pregătitoare și trecerea spre autoaprindere.

Apariția primelor zone de ardere provoacă ridicarea temperaturilor și presiunilor, accelerează reacțiile pregătitoare și trecerea spre formarea de zone de ardere în întregul volum de amestec.

Procesul formării amestecului și pregătirii sale pentru autoaprinderea în motoarele cu aprindere prin comprimare include o serie de procese intermediare și cuprmde o perioadă determmată de timp care se numește perioadă de întârziere la autoaprindere. Practic, perioada de întârziere la autoaprindere se evaluează prin timpul în fracțiuni de secundă sau grade RAC de la începutul injectârii combustibilului de către injector până la momentul desprinderii politropei de ardere de politropa de compresie pe diagrama indicată (i, ,i).

În acest timp combustibilul suferă transformări fizice și chimice, astfel încât întârzierea la autoaprindere i este suma a două componente, respectiv o componentă fizică if în care se produce pulverizarea, vaporizarea și difuzia vaporilor de aer și o componentă chimică ic , în care se produc reactiile de autooxidare a hidrocarburilor. Deci se poate scrie:

i=if+ic

Durata perioadei de întârziere la autoaprindere manifestă o mare influență asupra procesului de ardere în ansamblu și depinde de diverși factori chimici, fizici și constructivi.

2. Fazele arderii în motorul cu aprindere prin comprimare

În figura 4.24,a se prezintă diagrama indicată desfășurată, unde 1-2 este perioada de întârziere la autoaprindere, 2-3 perioada de creștere bruscă a presiuni, 3-4 perioada dezvoltării temperaturii maxime a ciclului și apoi perioada desăvârșirii arderii din momentul atingerii temperaturii maxime a ciclului Tz ,până la sfârșitul arderii.

În figura 4.24,b se prezintă caracteristica de injecție și de degajare a căldurii. Curba i=f1() descrie legea de injecție a combustibilului, curba x= f2() reprezintă variația fracțiunilor de căldură degajată, pinj= f3() arată variația presiunii de injecție și viteza de degajare a căldurii în funcție de timp sau de unghiul de rotație al arborelui cotit.

Fig.2 Fazele arderii la MAC

Fazele de ardere sunt reprezentate în fracțiuni din timpul desfășurare a ciclului (fig.4.24,b) sau pot fi delimitate într-o diagramă p- în°RAC.

După cum se vede din caracteristica variației mărimilor x, căldura degajată la sfâtșitul fazei a treia este importantă, însă viteza de degajare a căldurii scade, deși procesele se desfășoară la temperaturile cele mai înalte, aceasta se poate explica prin înrăutățirea contactului dintre oxigen și combustibil sau produse de ardere incompletă care se accentuează datorită măririi concentrației gazelor inerte în amestec (azot și produse de ardere).

Paralel cu aceasta are loc și o înrăutățire a condițiilor de formare a amestecului, datorită faptului că injecția și pulverizarea în faza a III-a se produc cu viteze mai scăzute și coeficientul de exces de aer în timp este mai mic.

Caracterul propagării flăcării în camera de ardere a motorului cu aprindere prin comprimare nu a fost pe deplin elucidat ca la motorul cu carburator. De aceea este posibil să existe diferite puncte de vedere asupra descrierii fenomenelor fizice ce apar în procesul arderii amestecurilor de combustibil și aer în motoarele cu aprindere prin comprimare.

În literatura actuală privind procesul de ardere, în ansamblu se consideră, că acesta este constituit din patru faze. Această împărțire pe faze este convențională pentru motoarele cu aprindere prin comprimare deoarece multe aspecte ate arderii nu au fost încă studiate. Însă, deși convenționale, fazele procesului de ardere reflectă suficient de real fenomenele petrecute în cilmdru.

Cea mai completă imagine asupra procesului de ardere dm motorul cu aprindere prin comprimare se poate obține dacă la baza analizei desfășurării fazelor se consideră factoiii care au o influență constantă asupra proceselor ca spre exemplu legea de injecție a combustibilului și legea degajării căldurii, care la rândul lor determină temperatura și presiunea ciclului.

3 Influenta tipului camerei de ardere asupra formării amestecului și arderii Sn motorul cu aprindere prin comprimare

La motoarele cu aprindere prin comprimare tipul camerei de ardere se alege în funcție de procesul de formare a amestecului adoptat. Pentru a produce arderea într-un timp cât mai scurt este necesară o turbionare intensă a aerului în camera de ardere și în cilindru.

Mișcarea dirijată a aerului în camera de ardere la sfârșitul compresiei și a frontului de flacâră în timpul arderii se poate realiza printr-o arhitectură adecvată a camerei de ardere.

Camerele de ardere se împart în două mari grupe: camere de ardere unitare sau cu injecție directă și camere de ardere divizate, din care fac parte cele cu antecameră și cele cu cameră de turbulență.

În cele ce urmează se vor analiza principalele tipuri de camere de ardere și influența arhitecturii acestora asupra procesului de formare a amestecului și de ardere.

4. Camerele unitare sau cu injecție directă

Camerele unitare sunt acele camere în care arderea se desfașoară într-un compartiment unic, delimitat de suprafața chiulasei, capul pistonului și pereții cilindrului, compartiment în care se injectează combustibil la sfârșitul compresiei.

Configurația camerelor de ardere unitare este foarte diversificată. Câteva din tipurile cele mai răspândite se prezintă în figura 4.25.

Formarea amestecului se poate forma pe principiul distribuției combustibilului în volumul camerei de ardere sau prin formarea unei pelicule pe pereții acesteia. Dispersia combustibilului în camera de ardere se realizează prin utilizarea energiei cinetice a jetului de combustibil Ec și a energiei turbionale a aerului Ea.

Energia totală care poate fi utilizată pentru formarea amestecuiui este:

Etot = Ec + Ea

În funcție de metoda de formare a amestecului și de forma camerei de ardere se impun valori diferite pentru energiile cinetice ale jetului de combustibil și aerului supus turbionării.

La camerele unitare cu dispersia combustibilului în întregul volum, componența energetică principală pentru formarea amestecului este energia cinetică imprimată combustibilului prin injecție.

Fig.4.25. Camere de ardere unitare

Energia de turbionare a aerului la aceste camere este mai mică decât energia combustibihilui.

O mare răspândire au căpătat camerele de ardere practicate în piston, geometria cărora corespunde geometriei jeturilor de combustibil, injectorul în acest caz se dispune pe axa cilindrului, iar pulverizatorul are 5-7 orificii de diametru relativ mic (dI=0,15-0,35 mm). Camerele de acest tip sunt utilizate pe motoarele unor autovehicule de mare tonaj (fig.4.25, a,b și c). Cu toate că se utilizează un mare număr de orificii de pulverizare, deci se realizează un număr mare de jeturi de combustibil, neexistând o mișcare de rotație axială a aerului în camera de ardere, în spațiile dintre jeturi rămâne aer neutilizat, ceea ce reclamă un coeficient de exces de aer mai mare, respectiv min=1,5. Formarea amestecului se îmbunătățește pe calea creerii unei circulații tangențiale de rotație a aerului în camera de ardere. Această mișcare, așa cum s-a arătat mai înainte, se realizează în procesul umplerii printr-o orientare corespunzătoare a canaluiui de admisie.

Intensitatea mișcirii de rotație a aerului în camera de ardere trebuie corelată cu numărul și diametrul orificiilor pulverizatorului și cu geometria jeturilor, respectiv cu caracteristica de injecție.

La o viteză mare de rotație a aerului vaporii de combustibil, picăturile fin pulverizate și produsele de ardere se deplasează din zona unui jet în zona altui jet vecin, ceea ce înrăutățește formarea amestecului, micșorează presiunea medie efectivă a ciclului, mărește consumul specific de combustibil și conduce la apariția fumului în gazele de evacuare. Se consideră că În timpul injecției, unghiul de rotație a aerului în camera de ardere trebuie să fie egal cu unghiul dintre axele a două jeturi de combustibil vecine, cu socotirea conicității jeturiior.

5. Camerele divizate cu cameră de preardere

La motoarele cu cameră de preardere sau cu antecameră , camera de ardere se împarte în două părți: antecamera dispusă în chiulasă cu un volum de 0,25-0,40 din volumul de compensație Vc și camera principală dispusă direct în cilindru. Antecamera are forma unui corp de revoluție și este legată de camera principală prin unul sau mai multe canale de secțiune redusă. După axa de simetrie a antecamerei se montează injectorul cu un singur pulverizator. În figura 4.28 se prezintă schema unei antecamere pentru motoare cu turații ridicate unde 1 este camera din cilindru, 2 antecamera și 3 canalul de legătură.

În timpul cursei de comprimare se pompează aerul din cilindru în antecameră prin canalele de legătură care au secțiuni reduse, respectiv 0,3-0,6% din Ap. Datorită vitezei ridicate a curentului care pătrunde în antecameră, atingând cu 15-20PRAC înainte de p.m.s. 230-320 m/s, viteză provocată de o cădere de presiune de 0,3-0,5 MPa, în interiorul său apare o mișcare turbionară dezordonată care favorizează amestecarea aerului cu combustibilul injectat în antecameră printr-un pulverizator cu un singur jet, la un avans de 10-35° înainte de p.m.s. La sarcini mari nu poate arde în antecameră întreaga cantitate de combustibil injectată și de aceea se amestecă numai cu o parte din aer. Prin arderea combustibilului temperatura și presiunea în antecameră se măresc brusc, iar combustibilul nears și produsele de ardere trec prin canalele de legâtură în cilindru. Viteza ridicată cu care trec gazele și restul de combustibil în cilindru, asigură condiții favorabile de pulverizare și amestecare a combustibilului cu aerul din cilindru.

Astfel, în cilindru se produce arderea părții principale a combustibilului.

Canalele de legătură dintre antecameră și cilindru se încălzesc puternic la trecerea gazelor arse, atingând temperatura supapelor de evacuare ceea ce favorizează vaporizarea combustibilului.

Prin aceasta se reduce întârzierea la autoaprindere a combustibilului.

Variația presiunii în antecameră și în cilindru în funcție de unghiul a se arată în fîgura 4.29.

Aria secțiunilor canalelor de trecere se alege din condiția asigurării unor viteze la intrarea și ieșirea gazelor din antecameră, pentru care procesele de formare a amestecului și de ardere să fie satisfăcătoare.

Din analiza particularitâților proceselor de lucru în motoarele cu antecameră rezultă că scopul antecamerei constă în utilizarea energiei degajate prin arderea unei părți a cambustibilului injectat, pentru pulverizarea și vaporizarea părții principale a combustibilului cu ajutorul produselor de ardere care au o înaltă temperatură. Aceasta antecameră pennite ca presiunea de injecție a combustibilului să fie moderată, respectiv la începutul ridicării acului injectorului presiunile sunt 8-13 MPa.

Fig 4.28 Cameră de ardere divizată cu antecameră

6. Analiza comparativă a camerelor de ardere ale motoarelor cu aprindere prin comprimare

După cum s-a arătat în figura 4.25 există multiple posibilități de realizare a camerelor de ardere unitare.

O mare varietate de soluții constructive există și în cazul camerelor de ardere compartimentate, câteva dintre cele mai reprezentative fiind reprezentate în figura 4.32.

Din analizele prezentate mai sus rezultă că se pot realiza înalte performanțe de putere, respectiv presiuni medii efective ridicate, în cazul oricărei camere de ardere, dacă se prevăd măsuri de conducere cu rigurozitate a procesului de formare a amestecului și de ardere. Presiuni medii efective puțin inferioare se obțin la motoarele cu antecamerâ din cauza pierderilor termice și gazodinamice mai mari cer însoțesc procesele de comprimare și de ardere.

Din punctul de vedere al rezervelor pentru forțarea motoarelor prin supraalimentare, cele mai puțin convenabile sunt cele cu camere divizate, deoarece la creșterea presiunilor în cilindru cresc pierderile termice și gazodmamice.

Din punctul de vedere al economicității cele mai bine situate sunt motoarele cu cameră unitară la care nu apar pierderi gazodinamice importante la transferul gazelor în diverse zone ale camerei și au suprafețele relative de răcire cele mai mici, deci pierderi de căldură minime.

Din aceste motive se întreprind intense cercetări pentru realizarea unor motoare cu injecție directă chiar pentru autoturisme. Un exemplu în acest sens este motorul a cărui cameră de ardere este prezentată în figura 4.25,h. Acest motor utilizează procedeul de formare a amestecului M și a dezvoltat 44kW la 4200 rot/mm., utilizând un raport de comprimare =17,8.

Fig.4.32 Schemele unor camere de ardere divizate:

a-d – cu cameră de turbulență;

e-g – cu antecameră

Consumul specific minim a fost 245g/kWh. Viteza de creștere a presiunii a fost de 0,36MPa/°RAC, iar presiunea maximă de ardere 8 MPa.

Acest motor s-a comportat foarte bine în cazul forțării prin supraalimentare, procesele de ardere putând fi controlate în condiții și mai bune.

La motoarele cu camere de ardere unitare calitațile de pomire sunt mai bune decât la motoarele cu camere compartimentate.

Sarcinile dinamice la care sunt supuse piesele mecanismului bielă-manivelă și nivelul zgomotului în funcționare sunt mai mici în cazul motoarelor cu camere de ardere compartimentate, acestea comportându-se bine și la regimuri tranzitorii de funcționare, la înrăutătirea calității combustibilului, la scăderea presiunii de injecție.

În cazul camerelor de ardere compartimentate rezultă concentrații mai mici ale substantelor nocive în gazele de ardere față de nivelul concentrației acestora la motoarele cu injecție directă.

CINEMATICA MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ

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.

La o viteză unghiulară constantă 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.

În figura 3.1. este prezentată schema mecanismului bielă manivelă axat, unde s-au făcut următoarele notații:

– unghiul de rotație a arborelui cotit, se măsoară în sensul de rotație a arborelui cotit; originea unghiului corespunde poziției arborelui cotit în care cilindrul 1 se află la începutul admisiei teoretice;

– viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit, în s-1;

n – turația arborelui cotit, în rot/min;

R – raza manivelei (distanța dintre axa arborelui cotit și axa fusului maneton), în m;

S = 2R – cursa pistonului (distanța dintre PMS și PMI) în m;

l – lungimea bielei, în [m].

Se definește raportul λ =R/l – raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei;

Pentru motoare de autovehicule λ = 1/3,2…1/4,2

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)

Deci,

(3.3)

Viteza pistonului atinge valoarea maximă când:

(3.4)

Prin rezolvarea ecuației (3.4) se obține valoarea unghiului α pentru care viteza pistonului este maximă:

(3.5)

În tabelul 3.1. este calculată mărimea α vmax pentru diferite valori ale lui λ.

Tabelul 3.1.

Poziția vitezei maxime a pistonului poate explica forma uzurii cilindrului în lungul axei sale.

Accelerația pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia vitezei pistonului (3.3) se obține:

(3.6)

Pentru mecanisme bielă-manivelă cu accelerația atinge valoarea maximă pentru α = 0 și α =180o, adică în PMS și PMI.

(3.7)

(3.7’)

Pentru mecanisme bielă-manivelă cu λ > 1/4 se atinge o a doua valoare negativă extremă a accelerației:

(3.8)

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

În figura 3.2. este prezentată schema principială a mecanismului bielă-manivelă dezaxat.

El se caracterizează prin:

a – dezaxarea dintre axa cilindrului și axa arborelui cotit;

K = a/R – dezaxarea relativă;

K = 0,05 … 0,2 pentru motoare cu ardere internă.

Deplasarea pistonului. Cu o precizie suficient de mare, deplasarea pistonului poate fi determinată cu relația:

(3.9)

Viteza pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia deplasării pistonului, se obține:

(3.10)

Accelerația pistonului va fi:

(3.11)

Față de expresiile deplasării, vitezei și accelerației mecanismelor bielă-manivelă axate, expresiile corespunzătoare mecanismelor bielă-manivelă dezaxate se deosebesc printr-un al treilea termen care ia în considerare influența dezaxării.

În figura 3.3 se prezintă curbele variației deplasării, vitezei și accelerației pistonului.

DINAMICA MAIP

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

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 (indice j) și forțe de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație (indice r).

Pentru calculul organelor mecanismului bielă-manivelă, al sarcinilor în lagăre, pentru cercetarea oscilațiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime și medii ale acestor forțe. De aceea mărimile forțelor se vor determina pentru o serie de poziții succesive ale mecanismului, 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 dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relația:

(4.1.)

în care:

pg – presiunea de lucru sau suprapresiunea, în [N/m2];

pind – presiunea indicată în cilindru după diagrama indicată în [N/m2];

po – presiunea mediului ambiant(po=105[N/m2];

– aria capului pistonului, în [m2];

D – diametrul pistonului, în [m].

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

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

Calculul valorilor forței de presiune a gazelor se face tabelar (vezi tabelul 4.2.). Se construiește curba Fg = f(α) (vezi fig.4.3).

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:

(4.2.)

unde: m – masa elementelor în mișcare, în [kg];

a – accelerația maselor, în [m/s2].

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

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

b) Forțele de inerție produse de masele ne-echilibrate ale elementelor aflate în mișcare de rotație (Fr).

Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație

Aceste forțe sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenți, bolț de bielă 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:

(4.3)

unde: 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:

(4.4)

unde: mp – masa pistonului asamblat, în [kg];

m1b – masa bielei concentrată în axa bolțului și care se consideră că execută mișcare de translație, în [kg].

Recomandări pentru alegerea maselor mp și m1b se fac în paragraful 4.1.2.3.

Forțele de inerție Fj se pot exprima, ținând seama de expresia accelerației pistonului pentru mecanismul bielă-manivelă axat (4.5.), respectiv dezaxat (4.6), adică:

(4.5)

(4.6)

Calculul valorilor forțelor Fj se face tabelar (vezi tab.4.2.) și se construiește curba Fj = f(α) (vezi fig.4.3).

Forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație

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

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

forța centrifugă (4.7)

forța tangențială (4.8)

unde: mr – masa în mișcare de rotație, în [kg];

R – raza manivelei, în [m];

α – viteza unghiulară a arborelui.

În cazul vitezei unghiulare constante, dα / dt = 0, deci forțele tangențiale sunt nule.

În consecință, forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație sunt forțele centrifuge ce acționează pe direcția razei manivelei și rămân constante ca mărime.

Recomandări privind determinarea maselor în mișcare de rotație se prezintă în paragraful 4.1.2.3.

Masele pieselor în mișcare ale mecanismul bielă-manivelă

Pentru simplificarea calculelor, masele pieselor în mișcare pot fi înlocuite cu mase reduse concentrate în articulațiile mecanismului bielă-manivelă.

Masa bielei este considerată ca fiind concentrată în cele două axe în care este articulată, respectiv în axa ochiului bielei (m1b) și în axa capului bielei (m2b).

Componenta m1b a masei bilei se consideră că execută mișcare de translație și este luată în calculul forței de inerție Fj. A doua componentă m2b se adaugă maselor rotitoare ale mecanismului.

Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule, repartizarea masei bielei pe cele două componente este:

(4.9)

sau, cu suficientă aproximație:

(4.10)

În aceste condiții, masa elementelor aflate în mișcare de translație alternativă se poate determina cu relația:

(4.11)

unde: mp – masa pistonului asamblat, în [kg];

mb – masa bielei , în [kg].

Masele rotitoare mr, sunt constituite din masa fusului maneton mm, masa brațului de manivelă redusă la raza R a manivelei și componenta m2b a bielei, adică:

Masa brațelor manivelei având centrul de masă la raza r față de axa arborelui cotit, se poate reduce la raza R a manivelei pornind de la egalitatea:

,

de unde se obține:

(4.12)

unde reprezintă distanța de la axa arborelui cotit la centrul de greutate al brațului.

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

Din tabelul 4.1. se pot determina orientativ masele pistonului și bielei și masele neechilibrate ale arborelui cotit fără contragreutăți. Raportarea acestor mase s-a făcut la unitatea de suprafață a capului pistonului.

Tabelul 4.1.

Observație! Valorile mai mari se referă la alezaje mai mari.

Forțele rezultante din mecanismul bielă-manivelă

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

(4.13)

Calculul valorilor forței F se face tabelar (vezi tabelul 4.2) și se construiește curba F=f(α) (fig.4.3).

În figura 4.1. se prezintă schema de descompunere a forțelor sumare F, iar în fig.4.2. sensurile pozitive, respectiv negative ale forțelor.

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):

(4.14)

(4.15)

Calculul forțelor N și B se face tabelar (vezi tabelul 4.2) și se reprezintă grafic curbele N=f(α) și B=f(α)(fig.4.4).

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

(4.16)

(4.17)

Pe baza calculului tabelar al valorilor forțelor T și Z (vezi tab.4.2) se trasează curbele T=f(α) și Z=fα) (fig.4.5).

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

(4.18)

Raza manivelei R, în [m], fiind constantă, curba de variație a momentului motor funcție de unghiul de rotație al manivelei este identică cu cea a forței tangențiale T, evident la o scară adecvată (fig.4.5).

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

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

Alegerea ordinii de funcționare

Pentru realizarea unei succesiuni optime de funcționare a cilindrilor motorului și o echilibrare naturală cât mai completă a forțelor de inerție și momentelor acestora, trebuie stabilită o anumită poziție relativă a manivelelor arborelui cotit.

Succesiunea optimă de funcționare a cilindrilor se stabilește din condiția distribuției uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindri vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii prea mari pe fusurile paliere dintre aceștia.

Trebuie să se aibă în vedere și circulația încărcăturii proaspete în conducta de admisie, adică asigurarea unui număr minim de schimbări de direcție a curentului în conducta de admisie și evitarea interceptării încărcăturii destinate unui cilindru de către un cilindru vecin cu canal de admisie mai scurt.

Această interceptare provoacă o creștere a neuniformității umplerii cilindrilor.

Tabelul 4.2

Pentru o echilibrare naturală cât mai completă a forțelor de inerție și a momentelor acestor forțe trebuie căutate acele poziții relative ale manivelelor arborelui cotit pentru care forțele centrifuge și forțele de inerție de ordinul unu și doi se anulează reciproc. De asemenea, pentru echilibrarea momentelor date de forțele de inerție, trebuie ca manivelele să fie dispuse "în oglindă", adică manivelele egal depărtate de mijlocul arborelui cotit să se afle în același plan și orientate în același sens.

Ținând seama de cele prezentate mai sus, pentru un motor cu număr cunoscut de cilindri și timpi, se stabilește o anumită formă a arborelui cotit și o ordine de lucru optimă a cilindrilor motorului.

În tabelele 4.3 și 4.4 sunt indicate pozițiile manivelelor și ordinea de lucru pentru diferite motoare cu cilindri în linie, respectiv cu cilindri în V.

Tabelul 4.3

Schema de așezare a manivelelor și ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în linie

Tabelul 4.4

Schema de așezare a manivelelor și

ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în V

Tabelul 4.4 (continuare)

Schema de așezare a manivelelor și

ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în V

Calculul momentului total al motorului

În timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg în mod diferit fazele ciclului motor, în funcție de ordinea de lucru aleasă și de geometria arborelui cotit.

Pentru calculele ulterioare este necesară atât determinarea momentului motor total cât și a momentelor de torsiune care solicită fiecare fus palier în parte.

Ținând cont de cele expuse mai sus, momentul motor policilindric este alcătuit din două componente:

– o componentă creată de forța tangențială care acționează asupra cotului corespunzător cilindrului dat și care depinde numai de unghiul de rotație al arborelui cotit;

– o componentă dată de momentul sumar al forțelor care acționează în cilindrii anteriori cotului respectiv și depinde de numărul de cilindri și de ordinea lor de lucru.

Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie

Calculul momentului total se exemplifică pe un motor cu 6 cilindri în linie, în 4 timpi. În figura 4.6. se prezintă schema arborelui cotit.

Se alege ordinea de lucru a motorului 1-5-3-6-2-4-1 (vezi tab.4.3).

Unghiul de decalaj între două aprinderi succesive este dat de relația:

(4.19)

unde i este numărul de cilindri ai motorului.

Se construiește schema de lucru a motorului (fig. 4.7). Pe abscisă se notează unghiul de rotație al arborelui cotit corespunzător primului cilindru. Pe ordonată se construiesc 6 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 1200(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.

Se observă că atunci, când primul cilindru începe procesul de admisie, cilindrul 2 mai are de efectuat 2/3 din comprimare, cilindrul 3 a efectuat 2/3 din destindere etc.

Pe baza acestei observații se completează tabelul 4.5. Astfel în coloana 4, prima valoare corespunde celei din coloana 2 din momentul când s-a terminat 1/3 din procesul de comprimare (M240),apoi prin permutări circulare se completează întreaga coloană. Similar se completează valorile pentru coloanele 6,8,10 și 12.

În tabel este dat un exemplu de completare pentru câteva poziții.

Fig.4.7.Schema de lucru a cilindrilor motorului cu 6 cilindri în linie, în 4 timpi

Momentul pe fusul palier este dat de suma momentelor cilindrilor precedenți. Astfel coloana 3, corespunzătoare momentului de torsiune ce solicită palierul 1-2 (dintre cilindrii 1 și 2) este identică cu coloana 2, pentru că avem un singur cilindru anterior palierului considerat. Coloana 5, corespunzătoare palierului 2-3 se completează însumând algebric pe orizontală valorile corespunzătoare din coloanele 3 și 4. Similar coloana 7 se completează însumând valorile corespunzătoare coloanelor 5 și 6 ș.a.m.d.

Se va ține cont la însumare de semnul momentelor. În coloana 13 se va obține momentul total al motorului.

Se constată că momentul total apare ca o funcție periodică cu perioada:

(4.20)

unde i – numărul de cilindri;

– numărul timpilor motorului.

În exemplul de față momentul total are perioada de 120o.

Pe baza calculului tabelar se trasează curba Mt=M1-6=f() (vezi fig.4.8).

Se determină valoarea medie a momentului motor, ca medie aritmetică a valorilor instantanee ale momentului motor (tab.4.5, coloana 13):

(4.21)

Cu ajutorul momentului mediu se calculează puterea indicată a motorului:

(4.22)

Puterea indicată calculată cu ajutorul relației 4.22 trebuie să fie egală cu puterea indicată obținută la calculul termic după formula:

(4.23)

unde: pi – presiunea medie indicată, în [N/m2];

Vt – cilindreea motorului, în [m3];

n – turația motorului, în [rot/min].

Se admite o abatere de + 5%.

Momentul total al motoarelor cu cilindrii în V

Pentru exemplificare se va examina un motor cu biele alăturate cu 6 cilindrii în V la 900. Schema amplasării cilindrilor și a manivelelor arborelui cotit se prezintă în fig.4.9.

Din tabelul 4.4 se alege ordinea de lucru a motorului, adică 1s-1d-2s-2d-3s-3d.

Unghiurile dintre două aprinderi succesive vor fi 90-150-90 etc.

Se construiește schema de lucru a motorului (fig.4.10) în mod similar cu cea a motoarelor în linie (vezi 4.2.2.1.)

Se observă că atunci când cilindrul 1s începe procesul de admisie, cilindrul 1d mai are de efectuat 1/2 din evacuare, cilindrul 2s a efectuat 2/3 din destindere, cilindrul 2d a efectuat 1/5 din destindere ș.a.m.d.

Pe baza acestei observații se completează tabelul 4.6. Astfel, în coloana 3, prima valoare corespunde celei din coloana 2 din momentul când s-a terminat 1/2 din evacuare (M630), apoi prin permutări circulare se completează întreaga coloană. Similar se completează coloanele 5,6,8 și 9.

Tabelul 4.5

În tabelul 4.6 este dat un model de completare pentru câteva poziții. Momentul pe fusul palier este dat de suma momentelor cilindrilor precedenți. Astfel, coloana 4 corespunde momentului MI care solicită la torsiune palierul 1-2 (dintre cilindrii 1 și 2). Ea se completează însumând algebric, pe orizontală, valorile corespunzătoare coloanelor 2 și 3.

Coloanele 7 și 10 se completează însumând valorile corespunzătoare coloanelor 4,5 și 6, respectiv 7, 8 și 9. Se va ține cont la însumare de semnul momentelor. În coloana 10, corespunzătoare ultimului fus palier, se va obține momentul total al motorului.

Fig.4.10 Schema de lucru a cilindrilor motorului cu 6 cilindri în V la 90° în 4 timpi

Se constată că momentul total apare ca o funcție periodică cu perioada:

(4.25)

unde: – numărul timpilor motorului;

i – numărul grupelor de cilindri (fusuri manetoane).

În exemplul de față momentul total trebuie să se repete după fiecare

Pe baza calculului tabelar se trasează curba Mt=f(α)

Se calculează valoarea momentului mediu și se verifică puterea indicată ca și la motoarele cu cilindrii în linie (vezi 4.2.2.1.).

Tabelul 4.6

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:

(4.26)

unde:

Forța rezultantă se determină grafic însumând vectorial toate forțele amintite (fig.4.11)

Se consideră un sistem de axe Z-T care se rotește împreună cu arborele cotit. Se admite ca sens pozitiv pentru forțele T- sensul de rotație al arborelui cotit, iar pentru forțele Z- sensul de la fusul maneton spre axa de rotație a arborelui.

Se așează la scară, forțele și corespunzătoare unui unghi de rotație oarecare , cu originea în punctul O ținând cont de semnele lor. Din compunerea acestor forțe se obține vectorul rezultant (fig.4.11.). Rezultanta se obține însumând vectorial forțele și adică:

(4.27)

sau

(4.28)

Determinând pentru toate valorile unghiului a vectorii și unind printr-o curbă continuă vârfurile lor, se obține diagrama polară a fusului maneton cu polul în punctul O', corespunzător vârfului vectorului .

De remarcat că vectorul este constant în mărime și sens în raport cu sistemul Z-T, deci punctul O' este fix în raport cu același sistem.

Mărimea și sensul forței rezultante ce acționează asupra fusului maneton pot fi determinate cu relațiile de mai jos (vezi fig.4.11).

(4.29)

1 (4.30)

sau

(4.31)

Unghiul se măsoară în sens trigonometric de la semiaxa pozitivă a forțelor Z.

Prin desfășurarea diagramei vectoriale în funcție de unghiul (fig.4.12), se obține curba Rm=f(), cu ajutorul căreia se determină valorile maximă și medie a forțelor rezultante pe fusul maneton:

(4.32)

Rmx este valoarea rezultantei corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare, iar k-numărul de diviziuni ale curbei Rm=f().

Cu ajutorul valorilor Rmmax și Rmmed se determină încărcarea specifică maximă și medie a fusului maneton.

(4.33)

unde: dm – diametrul fusului maneton, în [mm];

lcb – lungimea cuzinetului de bielă, în [mm].

Mărimea pmed caracterizează încărcarea cuzinetului, uzura și lucrul mecanic de frecare; pmed nu trebuie să depășească valoarea de 6 [N/mm2]. Raportul pmax/pmed caracterizează gradul de șoc al încărcării lagărului și este cuprins între limitele 2…3.

Pe baza diagramei polare se construiește diagrama de uzură. La baza construcției acestei diagrame stau următoarele ipoteze:

– uzura este proporțională cu rezultanta care acționează asupra fusului maneton;

– forțele care solicită la un moment dat fusul se distribuie pe suprafața lui la 60o, de ambele părți ale punctului de aplicație.

Modul de construire a diagramei de uzură este prezentat în fig.4.13. Se trasează un cerc care reprezintă secțiunea fusului. Se construiesc radial vectori proporționali cu mărimea forțelor rezultante din diagrama polară. Extremitățile vectorilor se sprijină pe conturul cercului. Pe rând, de la direcția fiecărei forțe la 600 în ambele părți, se duc în interiorul cercului fâșii circulare, a căror înălțime este proporțională cu mărimea forței.

Suprafața acumulată după construirea tuturor sectoarelor circulare pentru un ciclu motor reprezintă diagrama de uzură. În fig.4.14 este prezentată o astfel de diagramă.

Diagrama de uzură indică zona presiunilor cele mai reduse de pe fus și, deci locul unde trebuie prevăzută gaura de ungere.

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.

În fig. 4.15 este prezentat cazul general al unui fus palier care se află cuprins între coturile i și i+1, decalate sub un unghi Ψ. În fiecare cot apar forțele Zi, Ti, Fri și respectiv, Zi+1, Ti+1, Fri+1. Forțele Fr sunt forțe centrifuge provocate de masa neechilibrată a cotului respectiv și masa bielei aflată în mișcare de rotație (mr=mc+m2b).

Mărimile reacțiunilor datorate forțelor din cilindru i, respectiv i+1 corespunzătoare palierului dintre cei doi cilindri menționați, se determină cu relațiile:

(4.34)

Compunerea reacțiunilor se realizează geometric ținându-se seama de unghiul Ψ dintre manivelele învecinate. Se consideră un sistem de coordonate Z-T astfel încât axa Z să coincidă cu axa Z a cilindrului i, iar axa T să fie perpendiculară pe aceasta. Ca și în cazul fusului maneton, sistemul de coordonate se rotește simultan cu arborele, în funcție de unghiul .

Forțele care acționează în manetoanele învecinate palierului considerat, respectiv Zi, Ti, Zi+1, și Ti+1 se pot determina din diagrama forțelor sumare, socotind defazarea unghiulară a ordinii de funcționare a cilindrilor învecinați cu lagărul palier respectiv.

În concordanță cu cele prezentate mai sus, proiecțiile pe direcțiile Z și T (fără efectul forțelor F'ri și F'ri+1) vor fi:

(4.35)

În cazul palierelor simetrice (l1=l/2), relațiile 4.35 devin:

(4.36)

Pentru construirea diagramei polare este necesar să se determine proiecțiile Z' și T' pentru toate valorile unghiului  . Acest lucru se obține mai ușor prin calcul tabelar. În sistemul de coordonate Z-T se așează pentru fiecare poziție a arborelui cotit (definită de unghiul ),reacțiunile Z' și T', respectând regula semnelor (fig.4.16.).

Unind toate extremitățile vectorilor printr-o linie continuă, se obține curba care reprezintă diagrama vectorială a forțelor care acționează pe fusul palier, fără a ține seama de forțele centrifuge ale maselor în mișcare de rotație (Fri și Fri+1). Influența acestor forțe va fi luată în considerare, ca și în cazul fusului maneton prin fixarea polului diagramei în punctul O', care reprezintă extremitatea vectorului

Distanța de la polul diagramei O' până la vârful vectorului reprezintă valoarea rezultantei forțelor care acționează pe fusul palier .

Prin desfășurarea diagramei vectoriale în funcție de  (fig.4.17) se obține curba cu ajutorul căreia se determină valorile maximă și medie a forțelor rezultante Rp:

(4.37)

unde Rpx este valoarea rezultantelor corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare;

k – numărul de diviziuni ale curbei .

Cu ajutorul valorilor Rmmax și Rmmed se determină încărcarea specifică maximă și medie a fusului palier:

(4.38)

unde: dp – diametrul fusului palier, în [mm];

lcp – lungimea cuzinetului fusului palier, în [mm].

Valoarea lui pmed nu trebuie să depășească 6 [N/mm2].

Raportul pmax/pmed caracterizează gradul de șoc al încărcării lagărului și nu trebuie să fie mai mare de 2.

În fig.4.17 sunt prezentate diagramele polare și desfășurate pentru diferite cazuri de decalaj al coturilor.

De multe ori, în cazul unui unghi de decalaj de 3600, pmed ia valori excesiv de mari, aceasta datorită forțelor de inerție mari provocate de masele în mișcare de rotație.

Utilizând contragreutăți, fusul poate fi descărcat total sau parțial de forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație. Aceasta corespunde unei deplasări a polului diagramei din O' spre O și, deci, conduce la micșorarea rezultantelor Rp. Dacă mărimea necesară deplasării polului pentru a obține o încărcare medie satisfăcătoare este h, atunci masa contragreutăților se poate determina din relația de mai jos:

(4.39)

unde: F – forța de inerție a două contragreutăți, în [N];

m – masa a două contragreutăți, în kg;

 – distanța de la centrul de greutate al contragreutăților până la axa de rotație a arborelui, în mm;

 – viteza unghiulară a arborelui cotit;

h – mărimea deplasării dorite, în [mm];

m – scara diagramei, în [N/mm].

Pe baza diagramelor polare și desfășurate se construiesc diagramele de uzură ale fusurilor paliere. Metodica este asemănătoare cu cea prezentat_ la fusul maneton (vezi 4.3.1.). În fig.4.18. se prezintă diagrama de uzură pentru un fus palier.

Diagramele polare ale motoarelor cu cilindrii în V.

Diagrama polară a fusului maneton

Pentru fusul maneton se întocmește diagrama polară pentru o singură bielă, corespunzătoare forțelor provenite de la un singur cilindru, în mod asemănător motoarelor cu cilindrii în linie.

Diagramele vectoriale ale fusurilor paliere

Metodica și relațiile de calcul sunt identice cu cele de la motoarele cu cilindrii în linie cu diferența că cilindrii i și i+1 se referă la un grup de 2 cilindrii care funcționează cu un decalaj.

Echilibrarea motoarelor

Un motor care funcționează în regim stabilizat este considerat echilibrat dacă forțele și momentele ce se transmit la punctele de sprijin ale motorului sunt invariabile ca mărime, direcție și sens.

În cazul motoarelor ne-echilibrate, forțele și momentele ce se transmit reazemelor se modifică permanent ca mărime și sens și produc, în anumite condiții, vibrații ale ramei, caroseriei sau altor părți ale autovehiculului. Aceste vibrații, pot deveni deosebit de periculoase în cazul suprapunerii frecvenței de oscilație a acestora cu frecvențele forțelor și momentelor ne-echilibrate transmise de la motor la punctele sale de sprijin.

Cauzele ne-echilibrării motorului sunt variațiile periodice ale forțelor de inerție și ale momentelor lor, precum și neuniformitatea momentului motor.

Practic, echilibrarea motorului se realizează pe calea alegerii corespunzătoare a numărului și dispunerii cilindrilor, dispunerea manivelelor și alegerea contragreutăților corespunzătoare.

Pentru simplificare, echilibrarea motorului se studiază în următoarele ipoteze: cadrul motorului este perfect rigid; turația motorului este constantă; se neglijează forțele de inerție din mecanismul de distribuție, ele fiind sensibil mai mici decât cele din mecanismul motor, se neglijează forțele de frecare.

În cele ce urmează se va analiza echilibrarea principalelor motoare în linie și în V.

Echilibrarea motorului monocilindric

mișcare de translație de ordin unu FjI și doi FjII (armonicele de ordin superior sunt neglijabile), forțele centrifuge Fr și momentele transmise la reazeme Mr.

(4.40)

unde mj, mr – masa mecanismului bielă-manivelă aflată în mișcare de translație, respectiv rotație;

R – raza manivelei;

– viteza unghiulară a arborelui cotit;

 – unghiul de rotație a arborelui cotit;

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei.

Forțele de inerție FjI și FjII pot fi echilibrate cu ajutorul unui sistem de contragreutăți ca în fig.4.19.

Echilibrarea forțelor de inerție FjI se realizează cu ajutorul unor contragreutăți de masă mcgI montate pe arborii A și B paraleli cu axa arborelui cotit și simetric dispuși față de axa cilindrului. Arborii A și B se rotesc în sensuri diferite, cu aceeași turație cu a arborelui cotit. Contragreutățile se dispun în așa fel încât prin rotire, ele să facă un unghi egal cu unghiul de rotație a arborelui cotit și situate în partea opusă manevelei (vezi fig. 4.19).

Fiecare contragreutate de masă mcgI provoacă o forță dată de relația:

(4.41)

Prin descompunerea celor două forțe centrifuge, pe direcție verticală și orizontală, se observă că cele două componente orizontale se echilibrează (XIA=XIB), iar componentele verticale se însumează dând rezultanta:

(4.42)

Rezultanta RI acționează după axa cilindrului, are sens contrar forței FjI, forță pe care trebuie să o echilibreze. Astfel, masa contragreutăților rezultă:

(4.43)

În mod similar se poate face echilibrarea forțelor FjII. Pe arborii C și D, contragreutățile mcgII se rotesc cu viteza unghiulară 2, iar dispunerea contragreutăților trebuie făcută în așa fel ca la un unghi al manivelei arborelui cotit, contragreutățile să facă un unghi egal cu 2 față de verticală și să fie situate în partea opusă manivelei (vezi fig.4.19).

Componentele verticale ale forțelor centrifuge vor da în acest caz componenta RII, egală și de sens contrar cu FjII dată de expresia următoare:

(4.42')

Masa contragreutăților necesare pentru echilibrarea forțelor de inerție FjII rezultă din egalitatea expresiilor celor două forțe:

(4.43')

Datorită complexității construcției, echilibrarea cu arbori suplimentari nu se aplică la motoarele monocilindrice pentru autovehicule, ci doar la motoarele staționare destinate cercetării experimentale.

Forța centrifugă Fr este constantă ca mărime (pentru = ct) și fixă ca direcție în raport cu manivela arborelui cotit. În aceste condiții Fr poate fi complet echilibrată cu ajutorul a două contragreutăți de masă mcg situate pe ambele brațe ale arborelui cotit (vezi fig.4.19). Masa necesară fiecărei contragreutăți este dată de relația:

(4.44)

Momentul reactiv Mr nu se echilibrează și el se transmite ramei autovehiculului. Volantul motorului monocilindric va avea un moment de inerție mai mare pentru a asigura uniformitatea dorită pentru viteza unghiulară.

Echilibrarea motorului cu doi cilindri

Se va analiza atât motorul cu cilindrii în linie, cât și în V.

Motorul cu doi cilindri în linie

O primă variantă analizată este cea la care manetoanele arborelui cotit sunt dispuse la 1800, ca în fig.4.20.

Forța de inerție FjI pentru primul cilindru este:

(4.45)

Manetonul celui de-al doilea cilindru este dispus la 1800 față de manetonul primului cilindru deci forța pentru al doilea cilindru este:

(4.46)

Forțele de inerție de ordinul I sunt egale și de sens contrar, deci ele se echilibrează.

Momentele forțelor de inerție de ordinul I nu se echilibrează și el tinde să răstoarne motorul în direcție longitudinală. Momentul rezultant al forțelor FjI este dat de expresia:

(4.47)

Momentul MjI poate fi echilibrat cu două contragreutăți dispuse pe doi arbori suplimentari care să se rotească cu aceeași viteză unghiulară ca și arborele cotit și care trebuie să creeze un moment egal și de sens contrar cu MjI.

Forțele de inerție de ordinul II pentru cei doi cilindri sunt:

(4.48)

Se observă că cele două forțe sunt egale și de același sens, ceea ce înseamnă că ele nu se echilibrează. Rezultanta lor este:

(4.49)

Rezultanta forțelor de ordin I se poate echilibra cu contragreutăți dispuse simetric pe arbori suplimentari care se rotesc în sensuri opuse și cu viteze unghiulare duble arborelui cotit.

Momentul forțelor de inerție de ordinul II este nul adică MjII = 0.

Forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație sunt egale și de sensuri contrare la cei doi cilindri, deci:

(4.50)

Momentul forțelor centrifuge nu se echilibrează natural. Acest moment acționează în planul manetoanelor și are expresia:

2 (4.51)

Acest moment poate fi echilibrat cu două contragreutăți dispuse pe brațele manetoanelor (fig.4.20). Momentul produs de forțele centrifuge ale contragreutăților este:

(4.52)

Momentul Mcg trebuie să echilibreze momentul Mr (Mcg=Mr), de unde rezultă masa unei contragreutăți :

(4.53)

O altă variantă analizată este cea la care manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 3600, ca în fig.4.21.

Rezultanta forțelor de inerție de ordin I este:

(4.54)

Rezultanta forțelor de inerție de ordin II este:

(4.55)

Aceste rezultante ale forțelor de inerție pot fi echilibrate cu contragreutăți dispuse pe arbori suplimentari, prin metoda prezentată la motorul monocilindric.

Rezultanta forțelor centrifuge este dată de relația:

(4.56)

Această forță poate fi echilibrată cu ajutorul unor contragreutăți de masă mcg (vezi fig.4.21):

(4.57)

Se observă că, datorită dispunerii simetrice a forțelor față de mijlocul arborelui cotit, toate momentele se anulează, adică:

(4.58)

Motorul cu doi cilindri în V

Schema motorului cu doi cilindri în V dispuși la 900, cu un singur maneton este prezentată în fig.4.22.

Pentru cilindrul din stânga, forța de inerție de ordinul I este:

(4.59)

Pentru cilindrul din dreapta, relația de calcul a forței de inerție de ordinul I se scrie ținând cont de unghiul dintre manivelele celor doi cilindri:

(4.60)

sau, ținând cont că = 90° în cazul de față:

(4.61)

Prin însumare geometrică se obține rezultanta forțelor de inerție de ordin I, adică:

(4.62)

Unghiul dintre direcția rezultantei FjI și axa cilindrului din stânga (forța FjIst) este egal cu unghiul deoarece

(4.63)

Prin urmare, forța rezultantă FjI este constantă și orientată pe direcția manivelei. Ea va fi echilibrată împreună cu forțele de inerție ale maselor rotitoare.

Forțele de inerție de ordinul II vor fi:

(4.64) 3 (4.65)

Rezultanta acestor forțe este dată de relația:

(4.66)

Unghiul dintre această forță și axa primului cilindru (forța FjIIst) este = 450 deoarece:

(4.67)

Prin urmare forța de inerție de ordinul II rezultantă este variabilă ca mărime și are direcția orizontală. Ea poate fi echilibrată cu un sistem de contragreutăți simetrice montate pe doi arbori ce se rotesc cu viteza unghiulară 2, ca în cazul monocilindrului.

Forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație pot fi echilibrate împreună cu rezultanta forțelor de inerție de ordinul I, prin contragreutăți dispuse pe brațele arborelui cotit:

(4.68)

adică

(4.69)

de unde

(4.70)

Momentele forțelor de inerție sunt nule deoarece forțele de inerție sunt situate în același plan, perpendicular pe axa arborelui cotit, deci:

(4.71)

Echilibrarea motorului cu doi cilindri opuși

Schema motorului cu doi cilindri opuși este prezentată în fig.4.23. Manetoanele arborelui cotit sunt dispuse la 1800.

Atât forțele de inerție de ordinul unu și doi, cât și forțele centrifuge Fr din cilindru 2, sunt egale și de sensuri contrare celor din cilindrul 1, deci rezultantele lor vor fi nule:

4 (4.72)

Momentele rezultante ale forțelor de inerție de ordinul unu și doi sunt date de relațiile

(4.73)

(4.74)

Momentele MjI și MjII pot fi echilibrate complet cu două sisteme de contragreutăți suplimentare dispuse simetric pe arbori care se rotesc în sensuri diferite cu viteza unghiulară a arborelui cotit, respectiv dublă acesteia (vezi și echilibrarea monocilindrului).

Momentul forțelor centrifuge este neechilibrat:

(4.75)

Acest moment poate fi echilibrat cu două contragreutăți de masă mcg dispuse pe brațele arborelui cotit astfel încât mometul lor Mcg să anuleze efectul momentului Mr, deci:

(4.76)

și rezultă masa mcg:

(4.77)

Echilibrarea motorului cu trei cilindri în linie

Schema motorului cu trei cilindri în linie este prezentată în figura 4.24. Arborele cotit are manivelele dispuse la 1200.

Forțele de inerție de ordin unu pentru cei trei cilindri sunt:

(4.78)

Se verifică ușor că rezultanta lor este nulă, adică:

(4.79)

Forțele de inerție de ordin doi sunt:

(4.80)

Rezultanta acestor forțe este și ea nulă:

(4.81)

Forțele centrifuge sunt egale pentru toți cei trei cilindri și orientate după razele manivelelor:

(4.82)

Aceste forțe se echilibrează natural deoarece componentele lor pe direcția primei manivele, respectiv perpendiculară pe aceasta se anulează reciproc, adică:

(4.83)

(4.84)

Deci,

(4.85)

Momentele forțelor centrifuge și de inerție de ordin unu și doi nu se anulează. Aceste momente tind să răstoarne motorul în plan longitudinal, în jurul centrului său de greutate.

Conform schemei 4.24, momentul forțelor centrifuge se poate determina cu relația:

(4.86)

Acest moment acționează într-un plan situat la 300 față de planul primei manivele.

Forțele de inerție de ordinul I și II acționează în planul axelor cilindrilor. Momentele lor vor fi date de următoarele relații:

(4.87)

respectiv,

( 4.88)

Momentul forțelor centrifuge poate fi echilibrat prin 6 contragreutăți dispuse pe brațele arborelui cotit, masa unei contragreutăți fiind:

(4.89)

Numărul contragreutăților poate fi redus de la 6 la 4 (vezi fig.4.25). Contragreutățile mcg2 și mcg3, respectiv mcg4 și mcg5 (vezi și fig.4.24) pot fi înlocuite cu contragreutățile m2, respectiv m5 dispuse pe bisectoarea unghiului dintre cele două brațe vecine.

Echilibrarea motorului cu patru cilindri

Echilibrarea motorului cu 4 cilindri în 4 timpi

Motorul în 4 timpi cu 4 cilindri în linie are manivelele dispuse la 1800. Schema arborelui cotit este prezentată în fig.4.26.

Datorită dispunerii "în oglindă" a manivelelor arborelui cotit, forțele de inerție de ordin unu pentru cilindrii 1 și 4 , respectiv 2 și 3 vor fi egale, adică:

(4.90)

(4.91)

Deci, rezultanta forțelor de inerție de ordin unu este nulă:

(4.92)

Datorită dispunerii simetrice a forțelor de inerție de ordin unu față de mijlocul arborelui cotit, rezultanta momentului acestor forțe este nulă, adică:

(4.93)

Conform schemei din fig.4.26, forțele de inerție de ordin doi pentru cilindri egal depărtați de mijlocul arborelui cotit vor fi egale, adică:

(4.94)

(4.95)

Deci, forțele de inerție de ordin doi pentru toți cei patru cilindri sunt egale și, deci rezultanta lor este:

(4.96)

Această rezultantă poate fi echilibrată prin două contragreutăți dispuse pe arbori suplimentari care să se rotească în sensuri diferite, cu turație dublă arborelui cotit, ca în cazul monocilindrului.

Datorită dispunerii simetrice a forțelor față de mijlocul arborelui, momentul rezultant al forțelor de ordin doi se anulează:

(4.97)

Forțele centrifuge Fr sunt egale la toate manivelele, având la cilindrii 1 și 4 sensuri contrare față de cilindrii 2 și 3. Prin urmare, rezultanta forțelor centrifuge este nulă, respectiv:

(4.98)

Datorită dispunerii "în oglindă" a manivelelor arborelui cotit, momentul rezultant al forțelor centrifuge este nul, adică:

(4.99)

Se pot utiliza contragreutăți cu rol doar de a descărca lagărele paliere de forțele centrifuge ale fiecărui maneton sau de momentele acestora, mai ales în cazul motorului cu trei lagăre de sprijin.

Echilibrarea motorului cu 4 cilindri în 2 timpi

Acest motor are manivelele arborelui cotit dispuse la 900. Schema arborelui și sensurile forțelor sunt prezentate în fig.4.27.

Forțele de inerție de ordin unu pentru cei 4 cilindri vor fi:

(4.100)

Se constată că rezultanta forțelor de ordin unu se anulează, adică:

5 (4.101)

Momentul rezultant al forțelor de inerție de ordin unu, calculat față de mijlocul arborelui este:

(4.102)

sau, după transformări:

(4.103)

Momentul sumar al forțelor de inerție de ordin unu are valoarea maximă pentru max. Valoarea max se obține prin anularea derivatei în raport cu a momentului.

Se obține: și

Prin urmare:

(4.104)

Momentul rezultant al forțelor de inerție de ordin unu poate fi parțial echilibrat printr-un sistem de contragreutăți dispuse pe arbori suplimentari la unghiurile max determinate mai înainte. În cazul motoarelor în doi timpi cu evacuarea prin supape, unul din arborii suplimentari îl constituie arborele de distribuție.

Forțele de inerție de ordin doi pentru cei patru cilindri vor fi:

(4.105)

sau

(4.106)

Prin urmare, rezultanta forțelor de inerție de ordin doi este nulă, respectiv:

(4.107)

Momentul rezultant al forțelor de inerție de ordin doi calculat față de punctul A (vezi fig.4.27) este:

(4.108)

După transformări rezultă:

Rezultanta forțelor centrifuge pentru toți cilindrii este nulă (vezi fig.4.27), adică:

Forțele centrifuge Fr1 și Fr4 acționează în același plan și dau un moment:

(4.109)

Forțele centrifuge Fr2 și Fr3 acționează în planul perpendicular pe primul și dau momentul:

(4.110)

Momentul sumar al forțelor centrifuge se poate calcula după schema din fig.4.28.

(4.111)

sau, după transformări succesive:

(4.112)

Momentul rezultant al forțelor centrifuge acționează într-un plan dispus la un unghi = 18026' față de prima manivelă (fig.4.28):

(4.113)

Acest moment poate fi echilibrat prin două contragreutăți dispuse pe capetele arborelui cotit, ca în fig.4.29.

Masa contragreutăților se obține din expresia următoare:

(4.114)

sau, după transformări:

(4.115)

Echilibrarea motorului cu cinci cilindri

Schema motorului cu cinci cilindri în linie este prezentată în fig.4.30. Manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 720.

Forțele de inerție de ordinul unu sunt date de relațiile:

(4.116)

Rezultanta acestor forțe este dată de expresia:

(4.117)

Dar,

Prin urmare, rezultanta forțelor de ordin unu este nulă.

Forțele de inerție de ordin doi au expresiile:

(4.118)

Rezultanta forțelor de inerție de ordin doi este:

6 (4.119)

Dar,

Deci, rezultanta forțelor de ordin doi este nulă:

Forțele centrifuge sunt constante ca mărime, egale pentru toți cilindrii și sunt în fază cu manivelele indiferent de poziția arborelui cotit.

(4.120)

Aceste forțe se echilibrează natural deoarece componentele lor pe direcția primei manivele, respectiv perpendiculară pe aceasta se anulează reciproc.

În planul primei manivele componenta rezultantei forțelor centrifuge este:

(4.121)

sau:

7 (4.122)

În planul perpendicular pe prima manivelă se obține:

(4.123)

sau

(4.124)

Prin urmare

Momentul rezultant al forțelor de inerție de ordin unu nu se echilibrează. Într-adevăr, făcând sumă de momente față de axa ultimului cilindru se obține:

sau

(4.125)

Pentru = 0 se obține:

(4.126)

Momentul rezultant al forțelor de inerție de ordin doi nu se echilibrează. Scriind momentul forțelor față de axa cilindrului 5 rezultă:

sau

(4.127)

Pentru = 0 se obține:

(4.128)

Deci, momentele forțelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație nu se echilibrează.

Aceste momente pot fi echilibrate parțial cu dispozitive mecanice cu mase de rotație dispuse pe arbori suplimentari (vezi echilibrarea motorului monocilindric).

Atenuarea eforturilor produse de momentele externe se poate realiza și prin adoptarea unei ordini de aprindere convenabile, dictată de stelajul manivelelor.

Ordinea de aprindere 1-3-5-4-2-1 este cea mai convenabilă.

În continuare se analizează echilibrarea momentelor forțelor centrifuge. Momentele acestor forțe nu se echilibrează natural. Ele pot fi echilibrate cu contragreutăți dispuse pe brațele arborelui cotit. Numărul contragreutăților trebuie să fie par pentru a se obține o anumită simetrie față de mijlocul arborelui cotit. Cea mai convenabilă soluție folosește 6 contragreutăți, aceasta fiind cea mai tehnologică.

Pentru cilindrul din mijloc se vor folosi două contragreutăți dispuse la 180 față de axa manivelei 3. Acest unghi determină apariția unei rezultante mai mici între forțele centrifuge ale contragreutăților manivelei 3 și forțele centrifuge ale manivelelor din planele cele mai apropiate Fr1 și Fr5, respectiv forțele centrifuge ale manivelelor învecinate Fr2 și Fr4 (vezi fig.4.31)

Amplasarea celorlalte 4 contragreutăți se face în așa fel încât să fie satisfăcută condiția echilibrării forțelor centrifuge după proiecțiile în plan vertical și orizontal.

În plan orizontal, echilibrarea se realizează natural prin dispunerea simetrică a contragreutăților.

În plan vertical, conform relației scrise pentru jumătate din contragreutăți rezultă condiția (vezi fig.4.31):

(4.129)

unde – unghiul dintre G1, respectiv G6 și axa OY

β – unghiul dintre G2, repectiv G5 și axa OX.

Se utilizează contragreutăți cu mase egale, deci:

Prin urmare se obține condiția de dispunere a contragreutăților:

(4.130)

Au fost analizate mai multe variante de perechi de unghiuri (,β).

În toate cazurile se urmărește obținerea unor rezultante mici între Fr și forțele centrifuge ale contragreutăților Fcg vecine. De asemenea, se următește obținerea unui moment compensator corespunzător (dat de contragreutăți), având în vedere și necesitatea realizării unei rezerve de echilibrare dinamică pe mașini de echilibrat.

Se adoptă soluția A, cu = 420 și β = 120, cea mai indicată din punctul de vedere al echilibrării momentelor.

Se calculează mărimile momentelor forțelor centrifuge față de mijlocul arborelui cotit (manivelei 3).

(4.131)

unde a reprezintă distanța dintre doi cilindri alăturați.

Se adoptă un sistem de referință xOy cu axa Oy pe direcția manivelei 3 și axa Ox perpendiculară pe aceasta. Se construiește poligonul momentelor forțelor centrifuge (fig.4.32), folosind expresiile vectoriale ale momentelor:

(4.132)

unde și sunt versorii direcțiilor Ox, respectiv Oy.

Se obține momentul de dezechilibru prin însumarea vectorială a momentelor forțelor centrifuge pentru toți cilindrii, adică

(4.133)

sau

(4.134)

Ca mărime scalară momentul de dezechilibru are expresia:

(4.135)

În continuare se determină momentul compensator dat de contragreutăți.

Cele 6 contragreutăți vor fi așezate la aceeași rază și cu aceeași masă.

Se determină mărimile momentelor forțelor centrifuge date de contragreutăți față de mijlocul arborelui.

(4.136)

unde s-au notat:

l1 – distanța de la contragreutatea G1, respectiv G6 la mijlocul arborelui cotit (vezi fig.4.31);

l2 – distanța de la contragreutatea G2, respectiv G5 la mijlocul arborelui cotit;

l3 – distanța de la contragreutatea G3, respectiv G4 la mijlocul arborelui cotit.

Se construiește poligonul momentelor forțelor centrifuge ale contragreutăților (fig.4.32) folosind expresiile vectoriale ale momentelor:

(4.137)

Prin însumarea vectorială a momentelor centrifuge date de cele 6 contragreutăți se obține momentul compensator , adică

(4.138)

Ca mărime scalară se obține:

(4.139)

Pentru echilibrarea momentelor forțelor centrifuge este necesară îndeplinirea condiției:

Cele două momente rezultante au aceeași direcție (direcția manivelei 3), sensuri opuse și deci rezultă relația:

(4.140)

Din relația anterioară rezultă condiția de determinare a masei contragreutăților și a rezei lor de dispunere:

(4.141)

Practic, momentul compensator Mc trebuie să fie mai mare decât momentul de dezechilibrare Md, fiind necesară o rezervă pentru echilibrarea dinamică a arborelui cotit.

Echilibrarea motorului cu șase cilindri

Echilibrarea motorului cu șase cilindri în linie

Motorul cu șase cilindri în linie, în patru timpi are manetoanele dispuse la 1200, cum se arată în schema din figura 4.34.

Expresiile forțelor de inerție de ordinul I sunt următoarele:

(4.142)

Rezultanta acestor forțe este dată de expresia:

(4.143)

sau, după prelucrări succesive,

(4.144)

Deci, rezultanta forțelor de inerție de ordin unu se anulează.

Pentru forțele de inerție de ordin doi se obțin expresiile:

(4.145)

sau:

(4.146)

Ținând cont că:

se obține că rezultanta forței de inerție de ordin II se anulează, adică:

(4.147)

Datorită dispunerii "în oglindă" a manetoanelor arborelui cotit și a simetriei forțelor de inerție (vezi fig.4.34) rezultă că momentele sumare ale forțelor de inerție de ordinul I, respectiv II sunt nule, adică:

Considerând arborele cotit format din doi arbori cu trei manivele "în oglindă" și repetând raționamentul de la paragraful 4.4.3., se demonstrează că forțele centrifuge se echilibrează reciproc. Deci, rezultanta forțelor centrifuge este nulă.

Momentul rezultant al acestor forțe este de asemenea nul, manivelele arborelui fiind în oglindă, adică:

În concluzie, motorul cu șase cilindri în linie, cu manivelele dispuse la 1200 este complet echilibrat.

Utilizarea contragreutăților pe brațele arborelui cotit se practică pentru descărcarea lagărelor paliere.

Echilibrarea motorului cu șase cilindri în V de 120

Arborele cotit al motorului are trei manivele, ca și al motorului cu trei cilindri în linie (fig.4.24).

Forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație acționează după axele cilindrilor. Deci, pentru cei trei cilindri din stânga, respectiv pentru cei din dreapta, analiza echilibrării acestor forțe va fi identică cu cea de la motorul cu trei cilindri.

Forțele de ordinul unui raportate la poziția primului cilindru din stânga sunt:

(4.148)

și, deci:

(4.149)

Pe linia din dreapta:

(4.150)

și deci:

(4.151)

În mod analog se procedează cu forțele de ordinul doi. Pe linia din stânga se obține:

(4.152)

și deci:

(4.153)

Pentru linia din dreapta:

și deci:

(4.154)

Forțele centrifuge de la cele trei manivele se echilibrează reciproc (vezi și echilibrarea motorului cu 3 cilindri în linie), adică:

Momentele forțelor de inerție nu se echilibrează, iar rezultantele sunt date de expresiile:

(4.155)

(4.156)

(4.157)

Cu  s-a notat distanța dintre axele cilindrilor vecini de pe același rând.

Echilibrarea motorului cu șase cilindri în V de 90o

Motorul cu șase cilindri în V de 900 are arborele cotit cu manivelele dispuse la 1200 ca la motorul cu trei cilindri.

Forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație se echilibrează pe linii de cilindri (vezi echilibrarea motorului 6V 1200), pe linia din stânga, respectiv dreapta, rezultând:

(4.158)

Pentru studiul echilibrării forțelor centrifuge este convenabil să se analizeze motorul ca fiind format din trei motoare cu doi cilindri în V la 900. Pentru fiecare manivelă rezultă o forță sumară provenită de la rezultanta forțelor de inerție de ordin unu pentru cilindrul din stânga și cel din dreapta și din forța centrifugă a manivelei considerate (vezi și echilibrarea motorului cu doi cilindrii în V la 900):

(4.159)

Această rezultantă are mărime constantă și este orientată pe direcția manivelei. Ea poate fi echilibrată cu contragreutăți dispuse pe fiecare manivelă. Masa contragreutăților necesare, dispuse la raza r , va fi:

(4.160)

Trebuie menționat faptul că atât forțele de inerție de ordin unu cât și forțele centrifuge se echilibrează reciproc pe ansamblul motorului. Echilibrarea lor pentru fiecare manivelă în parte este necesară pentru a evita apariția momentului forțelor de ordin unu și cel al forțelor centrifuge, adică:

Momentul rezultant al forțelor de ordin doi rămâne neechilibrat și are următoarea expresie:

(4.161)

Echilibrarea motorului cu șase cilindri în V la 150

Motorul cu 6 cilindri în V la 150 în patru timpi are schema prezentată în fig.4.35. Arborele cotit are 6 manivele. Unghiul dintre manivelele corespunzătoare cilindrilor de pe aceeași linie este de 1200, iar dintre manivelele vecine 150.

Expresiile forțelor de inerție de ordinul I sunt următoarele : (4.162)

Ținând cont că:

(4.163)

Se obține:

(4.164)

Pentru forțele de inerție de ordin doi se obțin expresiile:

(4.165)

Având în vedere că

(4.166)

se obține

(4.167)

Se analizează în continuare echilibrarea forțelor centrifuge Fr. Analiza se face prin descompunerea forțelor centrifuge pe direcția primei manivele (a forței Fr1), respectiv pe direcția perpendiculară pe prima manivelă, adică:

Dar

Se verifică ușor că

Deci, rezultanta forțelor centrifuge este nulă, adică:

Analiza echilibrării momentelor forțelor de inerție de ordin unu și doi se face efectuând sumă de momente față de axa primului cilindru, pe linii de cilindri și făcând apoi însumarea geometric. Pentru = 0 se obțin relațiile:

(4.168)

(4.169)

Momentele forțelor de inerție de ordin unu, respectiv doi pot fi echilibrate parțial cu sisteme de echilibrare, cu arbori suplimentari.

Analiza momentului rezultant al forțelor centrifuge se face descompunând forțele centrifuge corespunzătoare tuturor cilindrilor pe direcția manivelei 1, respectiv pe direcția perpendiculară pe aceasta. Se obține:

adică

(4.170)

Momentul rezultant al forțelor centrifuge este:

(4.171)

Momentul rezultant al forțelor centrifuge poate fi echilibrat prin contragreutăți dispuse pe brațele arborelui cotit care să anuleze forțele centrifuge corespunzătoare fiecărei manivele.

Echilibrarea motorului cu opt cilindri

Echilibrarea motorului cu opt cilindri în linie

Schema motorului cu opt cilindri în linie, în patru timpi este prezentată în fig.4.36. Manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 900.

Expresiile forțelor de ordinul unu sunt:

(4.172)

Se constată că rezultanta forțelor de ordin unu este nulă, adică:

Forțele de inerție de ordin doi au expresiile de mai jos:

(4.173)

Rezultanta forțelor de ordin doi va fi, deci, nulă:

Forțele centrifuge sunt egale și constante ca mărime și în fază cu manivelele arborelui cotit:

Datorită dispunerii favorabile a manivelelor arborelui cotit, forțele centrifuge se echilibrează două câte două, deci rezultanta lor este nulă:

Datorită dispunerii manivelelor simetric față de mijlocul arborelui cotit momentele sumare ale forțelor de ordin unu, ordin doi și centrifuge vor fi nule, adică:

Prin urmare, la motorul cu 8 cilindri în linie, atât forțele, cât și momentele lor sunt complet echilibrate.

Echilibrarea motorului cu opt cilindri în V

Schema motorului cu opt cilindri în V, în patru timpi este prezentată în fig.4.37. Stelajul manivelelor este identic cu cel de la motorul cu patru cilindri în linie, în doi timpi. Unghiul dintre liniile cilindrilor este de 900.

Analiza echilibrării se face privind motorul ca fiind constituit din patru motoare cu câte doi cilindri în V. După cum s-a arătat la motorul cu doi cilindri în V, rezultanta forțelor de inerție de ordin unu este și este orientată radial după axa manivelei. Datorită dispunerii în opoziție a manivelelor, rezultanta forțelor de inerție de ordin unu este nulă:

Pentru fiecare pereche de cilindri în V, ținând cont de dispunerea manivelelor, rezultanta forțelor de inerție de ordin doi se determină după cum urmează.

Pentru prima manivelă:

(4.174)

Pentru manivela a doua:

(4.175)

Pentru manivela a treia:

(4.176)

Pentru manivela a patra:

(4.177)

Forțele sumare de inerție de ordin doi pentru toate perechile de cilindrii sunt în planul orizontal al axei arborelui cotit. Ele, fiind egale ca mărime și de sensuri opuse două câte două, se echilibrează reciproc. Prin urmare, rezultanta forțelor de ordin doi este nulă:

Momentele sumare ale forțelor de inerție de ordin doi pentru perechile de cilindri egal depărtați față de mijlocul arborelui cotit sunt egale și de sensuri contrare. Prin urmare, momentul rezultant al forțelor de inerție de ordin doi pentru toți cilindrii va fi nul, adică:

Forțele sumare centrifuge pentru fiecare manivelă în parte sunt egale ca mărime și orientate radial după direcția manivelelor respective. Deoarece manivelele sunt dispuse în același plan două câte două și orientate în sensuri opuse, forța centrifugă sumară pentru toți cilindri este nulă, adică:

Momentele forțelor centrifuge și momentele forțelor de inerție de ordin unu se analizează împreună. Momentul sumar al forțelor centrifuge și forțelor de inerție de ordin unu se determină ca sumă a momentelor forțelor centrifuge și forțelor FjI față de mijlocul arborelui cotit (punctul A din fig.4.27)

Pentru manetoanele 1 și 4 momentul sumar va fi:

(4.178)

Pentru manetoanele 2 și 3 momentul sumar va fi:

(4.179)

Momentele M1,4 și M2,3 acționează în plane perpendiculare și deci, momentul sumar pentru toți cilindrii se obține prin însumarea lor geometrică:

(4.180)

sau

(4.181)

Acest moment sumar acționează într-un plan care conține axa arborelui cotit și face cu planul primei manivele un unghi = 18o26' (fig.4.28)

(4.182)

Acest moment, constant ca mărime poate fi echilibrat prin două contragreutăți dispuse pe capetele arborelui cotit, ca în fig.4.29.

Masa contragreutăților se determină din condiția egalității momentelor:

(4.183)

sau, după transformări:

(4.184)

Echilibrarea motorului cu zece cilindri

În cadrul acestei grupe de motoare se analizează echilibrarea motorului cu cilindri în V la 900. Schema motorului este prezentată în fig.4.38. Schema arborelui cotit este identică cu a motorului cu cinci cilindri în linie (fig.4.30).

Studiul echilibrării motorului cu zece cilindri în V de 900 se bazează pe cunoașterea problemelor echilibrării motorului cu cinci cilindri în linie și motorului cu doi cilindri în V de 900.

Din studiul echilibrării motorului cu cinci cilindri se cunoaște că forțele de inerție de ordin unu și doi și forțele centrifuge se anulează. Prin urmare, la motorul cu zece cilindri în V de 900, utilizând un arbore cu manivelele dispuse la 720, făcând analiza pentru fiecare rând de cilindri, rezultanta forțelor de inerție de ordin unu și doi și forțele centrifuge se anulează:

(4.185)

Pentru analiza momentelor forțelor de inerție de ordin unu se pornește de la rezultanta pe fiecare manivelă pentru cei doi cilindri, adică:

(4.186)

Această rezultantă acționează după direcția manivelei și este constantă ca mărime, deci ea poate fi tratată ca o forță centrifugă. Rezultanta forțelor de inerție de ordin unu de pe fiecare manivelă se însumează cu forța centrifugă corespunzătoare manivelei și se obține:

(4.187)

Momentele acestor forțe sumare pentru toate cele cinci manivele se însumează ca și momentele forțelor centrifuge de la motorul cu cinci cilindri în linie, dând un moment de dezechilibru Md.

Se utilizează pentru echilibrarea momentului Md 6 contragreutăți dispuse pe brațele arborelui cotit ca la motorul cu cinci cilindri în linie (fig.4.31). Este necesar ca momentul compensator Mc al forțelor centrifuge al celor 6 contragreutăți să fie mai mare decât momentul Md (Mc>Md), fiind necesară o rezervă pentru echilibrarea dinamică a arborelui cotit.

Momentele forțelor de ordinul doi se studiază considerând forțele rezultante pe cele cinci manivele (vezi echilibrarea motorului cu doi cilindri în V la 900), adică:

(4.188)

Toate aceste forțe rezultante acționează în plan orizontal. Schematic, ele sunt reprezentate în fig.4.39.

Calculând momentul rezultantelor forțelor de ordin doi față de mijlocul motorului (manivela 3) se obține relația:

sau

(4.189)

unde a reprezintă distanța dintre două manivele consecutive .

Pentru  = 0 se obține expresia:

(4.190)

Momentul rezultant al forțelor de inerție de ordin doi rămâne neechilibrat.

Echilibrarea motorului cu doisprezece cilindri

Se va analiza echilibrarea motorului cu doisprezece cilindri în V de 900 (12 V 900), în patru timpi. Unghiul dintre manivele este de 1200. Schema arborelui cotit este identică cu cea a arborelui motorului cu șase cilindri în linie.

Motorul 12V900 se realizează în cazul când face parte dintr-o familie care cuprinde motoare 8V900 și 10V900, (toate aceste motoare putând fi fabricate pe aceleași linii tehnologice.

Studiul echilibrării motorului cu 12 cilindri în V de 900 se bazează pe analiza echilibrării motorului cu șase cilindri în linie și motorului cu doi cilindri în V de 900 (2V900).

Din studiul echilibrării motorului cu șase cilindri în linie, se știe că forțele de inerție de ordin unu și doi și forțele centrifuge se anulează. Prin urmare, la motorul cu 12 cilindri în V de 900 se poate scrie pentru fiecare rând de cilindri suma forțelor de inerție și a celor centrifuge:

(4.191)

unde:

Pentru analiza momentelor forțelor de inerție de ordin unu se pornește de la rezultanta pe fiecare manivelă pentru cei doi cilindri, adică:

(4.192)

Această rezultantă acționează după direcția manivelei și este constantă ca mărime, deci ea poate fi tratată ca o forță centrifugă. Rezultanta forțelor de ordin unu de pe fiecare manivelă se însumează cu forța centrifugă corespunzătoare manivelei și se obține:

(4.193)

Momentele acestor forțe pentru toate manivelele dispuse simetric față de mijlocul arborelui cotit se echilibrează reciproc, dar încarcă fusurile paliere și, în special, fusul palier din mijloc, adică:

(4.194)

Momentul rezultant pentru toate manivelele este nul, adică:

Pentru descărcarea lagărelor se pot pune contragreutăți pe fiecare braț de manivelă cu masa:

(4.195)

Analiza momentelor forțelor de inerție de ordin doi se face pornind de la rezultanta pe fiecare manivelă a arborelui (vezi echilibrarea motorului cu doi cilindri în V la 900), adică:

(4.196)

Momentele rezultantelor forțelor de ordin doi de pe manivelele simetrice față de mijlocul arborelui cotit se echilibrează reciproc, adică:

(4.197)

Prin urmare, momentul rezultant al forțelor de ordin doi pentru toți cilindri este nul:

Așadar, motorul cu 12 cilindri în V la 900 este complet echilibrat.

Calculul volantului

Variația momentului motor conduce la accelerări și decelerări ale arborelui cotit. Aceasta conduce la acumulări sau restituiri de energie cinetică în mecanismul motor în perioada de accelerare respectiv decelerare.

În fig.4.40 se evidențiază influența neuniformității momentului motor asupra vitezei unghiulare a arborelui cotit.

În regim staționar de funcționare a motorului, variațiile vitezei unghiulare se apreciază prin gradul de neuniformitate , care reprezintă raportul dintre amplitudinea maximă a vitezei unghiulare și valoarea sa medie, adică:

(4.198)

Gradul de neuniformitate a vitezei unghiulare se alege din condiții funcționale impuse motorului sau autovehiculului, corelându-se cu valoarea momentului de inerție a volantului. În general pentru  se recomandă următoarele valori:

 = 1/180…1/300 pentru motoare de automobile;

= 1/80…1/150 pentru motoare de tractoare și mașini agricole.

Pentru alegerea volantului se determină prin planimetrare mărimea lucrului mecanic suplimentar A12 (fig.4.40).

Momentul de inerție necesar al volantului se poate determina cu relația următoare:

(4.199)

unde mv – masa volantului;

Dm =(D1+D2)/2 – diametrul mediu al volantului (vezi fig.4.41)

Deci, dimensiunile principale ale volantului pot fi determinate cu relația următoare:

(4.200)

Pentru un grad de neuniformitate a vitezei unghiulare impus, dimensiunile volantului vor depinde de neuniformitatea momentului motor prin mărimea ariei A12, care la rândul său depinde de numărul cilindrilor. Dependența dimensiunilor relative ale volantului de numărul de cilindri se reprezintă în fig.4.42.

Se constată că la creșterea numărului de cilindri se poate obține același grad de neuniformitate a vitezei unghiulare cu un volant de dimensiuni mult mai mici.

Diametrul volantului se limitează astfel încât viteza periferică să nu depășească 65 [m/s] pentru volanți din fontă, respectiv 100 [m/s] pentru volanți din oțel.

CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BLOCULUI MOTOR

Principii de construcție a blocului motor

Din punct de vedere structural blocul motorului îndeplinește rolul de schelet al motorului, el servind la fixarea și amplasarea diverselor mecanisme și subansambluri.

În timpul funcționării blocul motorului preia forțele și momentele dezvoltate în diferitele mecanisme. De aceea principalele condiții pe care trebuie să le îndeplinească sunt: rigiditate optimă și stabilitate dimensională.

La construcția blocului motor se va avea în vedere că rigiditatea motorului poate fi obținută prin următoarele metode: nervurarea pereților transversali în special în zona de sprijinire a arborelui cotit; mărirea numărului de lagăre al arborelui cotit; prin turnarea într-o piesă monobloc a blocului cilindrilor cu carterul; prin utilizarea soluției de carter tunel.

Formele constructive ale blocului motorului diferă în funcție de tipul motorului; numărul și dispunerea cilindrilor; tipul de răcire; tipul cămășilor de cilindri.

Blocul motor al motorului răcit cu lichid

La motoarele răcite cu lichid cilindrii sunt grupați în blocul cilindrilor care împreună cu carterul se constituie într-o singură piesă (fig.5.1.)

Construcțiile cu blocul cilindrilor și carterul ca piese separate sunt utilizate numai la motoare de mare putere. Asamblarea în acest caz se realizează cu șuruburi lungi, care asigură montajul chiulasei cu blocul și carterul.

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

Blocul motorului cu cilindri nedemontabili are costul de fabricație și de montaj mai redus, în schimb este mai complicat constructiv. În plus soluția determină apariția de tensiuni interne după turnare datorită duratelor și vitezelor inegale de răcire a pereților exteriori și interiori, de asemenea în timpul funcționării apar tensiuni termice mai mari datorită gradientului de temperatură axial și radial. Blocul cu cilindri nedemontabili se utilizează la motoarele de autoturisme și autovehicule ușoare.

Blocul cu cilindri demontabili prezintă o serie de avantaje față de blocul cu cilindri nedemontabili dintre care cele mai importante sunt: confecționarea cilindrilor din materiale cu calități superioare de rezistență la uzură; simplificarea turnării blocului motor; menținerea blocului în cazul uzurii sau defectării unuia din cilindri; reducerea tensiunilor termice ale cilindrului; se ușurează remedierea în cazul uzurii cilindrilor în exploatare.

În cazul motoarelor cu alezaje mai mari de 120 mm se utilizează soluția cu cilindri demontabili.

Cilindrii demontabili pot fi de două tipuri: umed sau uscat.

Cilindrul demontabil umed este udat la exterior de către lichidul de răcire. Soluția asigură o bună transmitere a căldurii la lichidul de răcire.

Cilindrul uscat se montează cu strângere sau liber în cilindrul prelucrat în bloc, astfel că el nu este udat de lichidul de răcire.

Utilizarea cilindrului demontabil de tip uscat mărește rigiditatea blocului motor ceea ce determină mărirea durabilității mecanismului motor.

La construcția elementelor blocului motor cu cilindri demontabili se are în vedere lungimea cilindrului. Aceasta este determinată ținând seama de condiția ca mantaua pistonului să nu depășească marginea inferioară a cilindrului cu mai mult de 10-15 mm.

În cazul utilizării cămășii demontabile în blocul motor se prevede un locaș inelar de sprijin a cămății. La construcție se are în vedere că presiunea dezvoltată pe suprafața de sprijin nu trebuie să depășească 380-420 N/mm2 la blocul din fontă și 140-180 N/mm2 la blocul din aliaje de aluminiu.

Analiza structurii blocului motor arată că acesta este constituit dintr-o placă superioară (fig.5.2.) pe care se așează chiulasa, o placă intermediară în care se fixează partea inferioară a cilindrilor și care închide cămașa de lichid de răcire. Aceste plăci sunt legate între ele prin pereții transversali interiori și pereții exteriori longitudinali, uniți cu pereții carterului și corpul lagărelor paliere ale arborelui cotit.

Pentru a asigura rigiditatea necesară pereții blocului motor se nervurează atât la interior cât și la exterior (fig.5.3.) astfel încât aceasta se constituie sub formă de corp zăbrelat.

Construcția blocului motor începe de la secțiunea primului cilindru și se dezvoltă în direcție longitudinală având în vedere datele constructive obținute în urma calcului termic și dinamic.

Forma carterului se stabilește pornind de la traiectoria descrisă de punctele exterioare ale bielei în mișcarea sa (fig.5.4.).

Grosimea pereților se adoptă cât mai subțiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul funcționării. Se recomandă pentru blocurile din fontă grosimi de perete de 4…5 [mm] și 6…8 [mm] pentru blocurile din aliaje de aluminiu.

Nervurile prevăzute pentru mărirea rigidității blocului vor avea grosimi cu 1…2 [mm] mai mari decât grosimea pereților exteriori, ele se racordează la pereți și suprafețele de sprijin cu raze mari.

Pentru răcirea cilindrilor se prevede o cameră de răcire cu grosime a stratului de lichid de 4…8 [mm]. Secțiunea camerei de răcire trebuie să ia în considerație faptul că viteza lichidului de răcire nu trebuie să depășească 3,5 [m/s], pentru a nu antrena depunerile care pot obtura canalele de circulație. Forma camerelor de răcire se adoptă în așa fel încât să se elimine posib ilitatea de formare a pungilor de vapori.

În funcție de cerințele privind exploatarea motorului, camerele de răcire pot fi prevăzute cu ferestre de vizitare închise cu capace.

La construcția plăcii superioare se va avea în vedere ca bosajele pentru șuruburile chiulasei și șuruburile pentru capacele lagărelor paliere să fie cât posibil colineare. Diametrul șuruburilor pentru chiulasă se situează între 8…12 [mm], iar adâncimea de înșurubare este (1,5…2,0)dșurub pentru bloc din fontă și de (2,5…3,0)dșurub pentru bloc din aliaj de aluminiu.

Lagărele arborelui cotit se prevăd în pereții transversali ai blocului și sunt constituite din două părți, separate printr-un plan care trece prin axa fusului palier și este normal la pereții transversali.

Lagărele arborelui cotit pot fi construite în două variante: lagăre suspendate și lagăre rezemate. Motoarele de autovehicule sunt prevăzute cu lagăre din prima categorie.

Capacele lagărelor se centrează lateral în bloc (fig.5.5.), înălțimea de centrare fiind de 10…15 [mm], pentru blocul din fontă și 15…30 [mm] pentru blocul din aliaj de aluminiu. Pentru centrarea capacelor se pot adopta și soluții cu știfturi sau bucșe prizoniere.

În cazul în care se adoptă soluția constructivă cu arborele cu came amplasat în bloc, lagărele acestuia sunt prevăzute în pereții transversali ai carterului, au forma unor orificii și sunt într-un număr mai redus față de numărul lagărelor paliere.

În blocul motor se amplasează o parte din canalizația instalației de ungere. Rampa de ulei străbate întregul bloc și este amplasată în general la baza cilindrilor având diametrul de 12…14 mm; din ea pornesc ramificații către lagărele paliere, lagărele arborelui cu came și axul culbutorilor, diametrul acestora fiind de 6…8 [mm].

Pe suprafețele laterale ale blocului motor se prevăd bosaje pentru asamblarea organelor anexe.

Pentru a răspunde cerințelor impuse privind siguranța în funcționare, blocul motor se toarnă din fontă cenușie. În cazul proiectării soluției cu cilindri demontabili pentru bloc se prevede o fontă ieftină m\rcile Fc200, Fc240, Fc280; iar când cilindrii sunt nedemontabili se utilizează fonta de calitate sau fonta ușor aliată.

Aliajele de aluminiu sunt utilizate pentru motoare pentru autovehicule ușoare.

Blocul motoarelor răcite cu aer

La motoarele răcite cu aer cilindri sunt individuali și sunt montați în carterul motorului.

Asamblarea cilindrilor cu carterul motorului se poate realiza după două scheme: a) cu șuruburi lungi care trec prin chiulasă până la suprafața de așezare a carterului (fig.5.6.); b) cu șuruburi scurte printr-o flanșă de reazem (fig.5.7.).

Uleiul necesar ungerii organelor montate pe chiulasă se trimite prin conducte exterioare sau prin tijele împingătoare.

Calculul blocului motor

În cazul în care se consideră blocul motor sub forma de corp zăbrelat, se calculează zabrelele după modelele staticii grafice, construcția fiind formată din elemente ce sunt imaginate ca fiind solicitate numai la tracțiune sau compresiune.

Rigiditatea blocului se calculează convențional cu următoarea relație:

R = F/f.10-3 [N/mm] (5.1)

unde: F – forța de încărcare pe mijloc;

f – săgeata maximă la sprijinirea pe lagărele externe [mm].

Rezultatul nu trebuie să fie mai mic de 20…25 [N/mm]

Dacă R este mai mare de 100…150 [N/mm] pericolul apariției vibrațiilor la încovoiere este mai redus.

Datorită faptului că blocul motorului este o piesă complicată și supusă la solicitări statice și dinamice este dificil de realizat un calcul exact prin metode tradiționale.

Dezvoltarea programelor de calculator cu element finit permite analiza solicitărilor și optimizarea soluției constructive a blocului motor încă din faza de construcție.

CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL CILINDRILORILOR

Cilindrul motorului răcit cu lichid

La motorul răcit cu lichid se disting trei soluții constructive de cilindri: cilindru prelucrat direct în bloc, cămașă umedă și cămașă uscată.

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

Cămașa este de tipul umed când este spălată la exterior de lichidul de răcire. Ea este demontabilă și se utilizează la motoarele cu aprindere prin scânteie și motoare cu aprindere prin comprimare de putere medie și mare.

În funcție de modul de fixare și de etanșare a cămășii de lichid de răcire se deosebesc următoarele soluții constructive:

– cămașă cu umăr de sprijin la partea superioară (fig.6.1.a);

– cămașă cu umăr de sprijin la partea inferioară (fig.6.1.b.);

– cămașă cu umăr de sprijin amplasat la (1/3…1/2)D de partea superioară (fig.6.1.c.).

La cămașa cu umăr de sprinjin la partea superioară pentru asigurarea stabilității și păstrării formei geometrice în timpul funcționării se prevăd două brâuri de ghidaj; la partea superioară și la partea inferioară. La această soluție etanșarea se realizează cu inele din cauciuc.

Diametrul în zona de etanșare se adoptă la o valoare superioară diametrului exterior al cămășii (De = D1 + 3…5 [mm]).

Cămașa cu umăr de sprijin la partea inferioară oferă o bună răcire a părții superioare a acesteia. Datorită faptului că forța normală dă naștere unui moment încovoietor pot apare deformații ale cămășii, soluția se aplică la motoarele cu aprindere prin scânteie de putere mică. Etanșarea la partea inferioară se asigură cu un inel de hârtie sau de cupru.

Soluția cu umărul de sprijin coborât la (1/3…1/2)D de suprafața superioară asigură o bună răcire a părții superioare a cămășii și elimină dezavantajul deformării cămășii.

Pentru a asigura etanșeitatea spre partea chiulasei la toate soluțiile de cămașă umedă, partea superioară depășește suprafața blocului cu 0,05…0,15 [mm].

La construcțiea cămășii trebuie ca trecerea de la umăr la partea cilindrică să se realizeze cu o porțiune conică cu înclinare de 2…50 pe o lungime 20…30 [mm] iar racordarea cu o rază de 1…2 [mm].

Cămașa uscată nu este în contact direct cu lichidul de răcire. Soluția se aplică la motoarele cu aprindere prin comprimare cu diametrul alezajului până la 125 [mm].

Cămășile uscate pot fi montate prin presare în bloc sau liber.

Cămășile uscate presate în bloc au o construcție simplă având forma unei bucșe cu grosimea peretelui de 2…4 [mm] (fig.6.3.a.).

Cămășile uscate montate liber în bloc sunt prevăzute cu sprijin la partea superioară (fig.6.3.b.) sau la partea inferioară (fig.6.3.c.).

La strângerea șuruburilor chiulasei gulerul cămășii trebuie să dezvolte pe suprafața de reazem o presiune de 3,8…4,2 [MPa] la blocul din fontă și de 1,4…1,8 [MPa] la blocul din aliaje de aluminiu.

Lungimea cămășii se determină ținând seama de condiția ca montarea pistonului să nu depășească marginea inferioară cu mai mult de 10…15 [mm].

Cămașa de răcire se proiectează ținând seama de condițiile de preluare a căldurii, deci la partea superioară trebuie să depășească nivelul primului segment de comprimare când pistonul se află la PMS iar la partea inferioară să depășească nivelul segmentului de ungere când pistonul se află la PMI.

Cilindrul motorului răcit cu aer

Cilindri motorului răcit cu aer sunt de tipul independent și se fixează separat pe carter. Particularitatea principală o constituie nervurile exterioare care măresc suprafața de transfer de căldură. Dimensionarea aripioarelor trebuie să se realizeze în așa fel încât temperatura cămășii să nu depășească 473 [K].

Înălțimea și numărul aripioarelor depind de debitul de aer al ventilatorului și de posibilitățile tehnologice de realizare a acestora.

Ținând cont de distribuția câmpului de temperatură în lungul cămăși, gradul de nervurare trebuie să fie maxim la nivelul părții superioare a cilindrului și minim la partea inferioară a acestuia.

La construcție se ține seama că la turnarea în formă sau în cochilă se obține un pas al aripioarelor de 6…8 [mm] și grosimi la vârf de 1,5 [mm], la cilindri cu diametrul alezajului sub 100 [mm] și 2,0…2,5 [mm] în cazul cilindrilor cu diametre mai mari.

La motoarele de mică cilindree se pot alege și cilindri turnați din aliaje de aluminiu având depus la interior un strat de crom poros având grosimea de 50…60 [mm] sau pe o cămașă de fontă se poate presa sau turna mantaua de aluminiu cu aripioarele de răcire (fig.6.4.b.)

La construcție se va adopta grosimea pereților de (0,06…0,07)D. La partea de fixare în carter cilindrul este prevăzut cu un guler având lățimea de (0,05…0,06)D iar sub guler diametrul exterior al cilindrului va fi mai mic cu 0,5…1,0 [mm]. La partea de asamblare cu chiulasa, grosimea peretelui cilindrului se va adopta cel puțin (0,03…0,04)D iar înălțimea părții de centrare de 10…15 [mm].

Calculul cilindrului

Calculul cilindrului cu cămașă umedă

În timpul funcționării pereții cilindrului sunt solicitatți de forța de presiune a gazelor, forța normală de sprijin a pistonului și dilatării.

La construcțiea cămășii umede, grosimea pereților se adoptă din condiții de rigiditate
[ d = 0,06D+2 [mm] pentru MAS și d = (0,065…0,075)D pentru MAC ].

Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza și din relația tensiunilor în plan longitudinal.

(6.1)

rezultă

(6.2)

Pentru cilindrul din fontă = 38…59 [N/mm2].

Cămașa umedă a cilindrului se verifică ca tensiunile sumare să nu depășească valorile admisibile (fig.6.5.).

Tensiunea de întindere în secțiunea transversală

(6.3)

(6.4)

Tensiunea de încovoiere este dată de relația

(6.5)

unde:

Tensiunea totală are următoarea expresie:

(6.6)

În relațiile de mai sus mărimile sunt:

pg – presiunea maximă a gazelor [N/mm2];

d – grosimea peretelui cilindrului [mm];

N – forța normală pe peretele cilindrului [Nm];

h – distanța din P.M.I. până la axa bolțului [mm].

În cazul că soluția constructivă adoptată este de tipul cu sprijin și etanșarea la partea inferioară tensiunile sumare nu trebuie să depășească 59 N/mm2.

La construcțiea cilindrilor care se sprijină pe un guler la partea superioară, înălțimea H a gulerului cămășii (fig.6.6) se consideră desfășurată.

Pe unitatea de lungime acționează forța:

[N/mm] (6.7)

unde: F – forța de strângere a cămășii pe bloc și este egală cu forța ce acționează asupra șuruburilor de chiulasă ale unui cilindru;

Dm – diametrul mediu de etanșare.

Momentul încovoietor care acționează în gulerul cămășii este dat de relația:

(6.8)

Tensiunea pentru o porțiune egală cu unitatea este:

(6.9)

Valoarea tensiunii se calculează pentru secțiunea x-x a cămășii.

Calculul cilindrului cu cămașă uscată

Un caz aparte îl reprezintă cămașa uscată montată presat deoarece trebuie să se obțină o interferență a dimensiunilor exterioare ale cămășii și interioare ale cilindrului din bloc pentru a se obține o presiune de strângere între cilindru și bloc, p = 4…5 [N/mm2].

La montajul cu strângere se produc pe suprafețele de contact dintre cilindru și bloc, deformații (fig.6.7).

Deformația sumară produsă de presiunea (p) de strângere poate fi redată prin expresia:

(6.10)

unde: Eb, Ec – module de elasticitate ale materialului blocului motor și cămășii de cilindru;

, – coeficienții lui Poisson.

Pentru motoarele la care blocul motor și cămașa se realizează din fontă relația (6.10) devine:

(6.11)

La cămașa uscată se adoptă o grosime de perete de 1,5…3,5 [mm].

Pentru a se realiza strângerea adoptată, diametrul exterior al cămășii cilindrului se calculează cu relația:

[mm] (6.12)

Diametrul exterior al cămășii din bloc se determină din posibilitățile tehnologice de turnare a grosimii pereților.

Tensiunile care apar în pereții blocului și ai cămășii sub influența presiunii de strângere și presiunii gazelor se calculează separat:

1. Tensiunile care apar datorită presiunii de strângere (p):

Pentru cămașa cilindrului

– la interior:

[N/mm2] (6.13)

– la exterior:

[N/mm2] (6.14)

Pentru cilindrul din bloc

– la interior:

[N/mm2] (6.15)

– la exterior:

[N/mm2] (6.16)

Pe baza teoriei tensiunii tangențiale maxime se calculează tensiunea maximă pe suprafața interioară a cilindrului unde se întâlnesc valori superioare:

[N/mm2] (6.17)

2. Tensiunile care apar datorită presiunii gazelor:

a) la interiorul cămășii:

[N/mm2] (6.18)

b) la suprafața de separație dintre exteriorul cămășii și suprafața interioară a cilindrului din bloc:

[N/mm2] (6.19)

c) la exteriorul cilindrului din bloc:

(6.20)

În figura 6.7. curbele din poziția a, reprezintă tensiunile produse de presiunea p, cele din b,c reprezintă tensiunile produse în cămașa cilindrului respectiv cele din bloc. Poziția d reprezintă însumarea tuturor tensiunilor.

Elemente de etanșare a cilindrilor

Etanșarea cilindrului la partea superioară față de gazele arse se realizează cu garnitura de chiulasă iar față de lichidul de răcire în partea inferioară cu garnituri a căror formă depinde de soluția constructivă adoptată.

Garnitura de chiulasă se deformează sub efectul de strângere a chiulasei, în timpul arderii când presiunea gazelor tinde să îndepărteze chiulasa, materialul garniturii trebuie să posede o elasticitate suficientă pentru a urmării deplasarea chiulasei și, să nu se compromită etanșarea. Temperaturile înalte cu care vine în contact garnitura de chiulasă nu trebuie să afecteze rezistența și elasticitatea materialului.

În funcție de materialul din care se confecționează garnitura de chiulasă acesta poate fi: metalopastică, plastică sau metalică.

Garnitura metaloplastică este constituită dintr-o foaie de azbest armată cu o țesătură din fire metalice sau o placă (inimă) din cupru sau oțel cu conținut scăzut de carbon. Protecția garniturii contra gazelor arse se realizează prin bordurare cu tablă din cupru sau aluminiu. La unele garnituri se bordurează și orificiile de trecere ale lichidului de răcire. Tabla de bordurare a orificiilor depășește nivelul materialului garniturii cu 0,10…0,15 [mm] (fig.6.8).

Garnitura plastică se realizează din foi de azbest grafitat sau din cauciuc siliconic.

Garniturile din azbest grafitat au o bună adaptabilitate la suprafețele de etanșare. Orificiile acestor garnituri se bordurează cu tablă cositorită.

La motoarele cu chiulase individuale etanșarea poate fi realizată cu ajutorul unui inel profilat din cauciuc siliconic plasat într-un canal executat în cămașa cilindrului (fig.6.10).

În acest caz strângerea chiulasei se realizează direct pe gulerul cămășii cilindrului, ceea ce conduce la eliminarea arderii garniturii de chiulasă.

În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare supraalimentate, datorită presiunilor din cilindru de valori mari garnitura de chiulasă este prevăzută în interiorul armăturii cu un inel de protecție din oțel care este mai subțire decât garnitura în stare montată cu 0,05…0,15 [mm].

Orificiile garniturii pentru circulația uleiului și lichidului de răcire se execută cu diametre mai mari cu 2…3 [mm] față de cele din bloc sau chiulasă pentru a se elimina efectul de diafragmă la curgerea acestora. Orificiile pentru șuruburile (prezoanele) de chiulasă sunt cu 1…2 [mm] mai mari decât diametrul acestora.

În cazul unor suprafețe mari ale garniturii de chiulasă se execută decupări pentru a se realiza presiuni medii de strângere de 15…30 [N/mm2].

La motoarele răcite cu aer, datorită faptului că se utilizează chiulase individuale se utilizează garnituri confecționate din aluminiu sau cupru de formă inelară.

Garniturile metalice se execută din tablă de oțel cu conținut produs de carbon cu grosimi de 0,4…0,6 [mm], pe suprafața acesteia se trasează conturul orificiilor de etanșat din cauciuc siliconic cu înălțimea de 0,6…1,2 [mm] și lățime 1,5…3,0 [mm].

Etanșarea față de lichidul de răcire se realizează cu inele din cauciuc montate fie în canale executate în cămașe (fig.6.11) fie în bloc pentru cămășile cu guler de sprijin la partea superioară, sau mediană și cu garnituri din hârtie sau cupru la cămășile cu sprijin la partea inferioară (fig.6.12). În construcție se pot alege formele și dimensiunile pentru canale și inele prezentate în figura 6.13 și tabelul 6.1.

Tabelul 6.1.

Dimensiunile canalelor pentru inele de etanșare

Diametrul porțiunii cilindrice a cămășii pe care se execută canalele de etanșare se execută cu 0,5…1,0 [mm] mai mic decât diametrul de centrare superior.

CONSTRUCȚIEA CHIULASEI

Principii de construcție a chiulasei

La construcția motorului cu ardere internă soluția constructivă adoptată pentru chiulasă depinde: de tipul motorului; tipul răcirii, forma camerei de ardere; numărul și amplasarea supapelor și a arborelui de distribuție; numărul și amplasarea canalelor de admisie și evacuare; amplasarea bujiilor sau a injectoarelor, și eventual de amplasarea unor dispozitive de ușurare a pornirii motorului.

Chiulasa motorului răcit cu lichid

La motoarele pentru autoturisme și autoutilitare se folosesc în general chiulase monobloc, chiulasele individuale fiind utilizate la motoarele cu aprindere prin comprimare de mare putere și la motoarele răcite cu aer.

La motoarele cu aprindere prin scânteie, solicitările mecanice fiind relativ mici, se adoptă soluția cu chiulasa monobloc. Camerele de ardere cu largă răspândire datorită performanțelor energetice obținute și a nivelelor de noxe scăzut sunt: de tip pană (fig.7.1), în acoperiș (fig.7.2), sau semisferică (fig.7.3).

La motoarele cu aprindere prin comprimare pentru autoturisme se utilizează chiulase monobloc sau pentru un grup de cilindri. La motoare cu alezaje mari de 130 [mm] se utilizează chiulase individuale care au avantajul unor tensiuni termice mai reduse.

La motoarele cu injecție directă chiulasele au o construcție relativ simplă deoarece camerele de ardere sunt amplasate în pistoane (fig.7.4).

Utilizarea camerelor de ardere divizate complică construcția chiulasei. Camerele de vârtej se realizează din două părți: partea superioară se toarnă împreună cu chiulasa; partea inferioară se constituie ca o piesă separată confecționată din oțel termorezistent sau material ceramic (fig.7.5).

Camerele de preardere sunt realizate din oțel termorezistent, ca o piesă separată față de chiulasă (fig.7.6).

Construcția chiulaselor la motoarele în patru timpi prezintă particularități comune indiferent de tip.

Canalele de admisie trebuie să posede o geometrie și un traseu care să asigure umplerea cât mai bună a cilindrilor cu încărcătură proaspătă, de asemenea să genereze și să organizeze mișcarea încărcăturii din cilindru.

La construcția canalelor de admisie se ține seama de reducerea pierderilor gazodinamice, aceasta realizându-se printr-o secțiune variabilă descrescătoare spre poarta supapei, iar raza de curbură spre poarta supapei se adoptă 0,5…0,6 din diametrul talerului supapei.

La motoarele cu aprindere prin scânteie cu carburator canalele de admisie și evacuare se dirijează pe aceiași parte a chiulasei pentru a favoriza vaporizarea combustibilului. În cazul injecției cu benzină și la motoarele cu aprindere prin comprimare canalele de admisie se dirijează pe o parte, iar cele de evacuare pe cealaltă parte a chiulasei.

La construcția cămășii de apă se ține seama că trebuie să se găsească acele soluții constructive care să asigure răcirea pe o suprafață cât mai mare a camerei de ardere, canalului de evacuare, bosajelor ghidului supapei de evacuare, bujiei sau injectorului.

La nivelul chiulasei circuitul de răcire trebuie să fie simplu fără ramificații importante și să asigure o viteză de-a lungul pereților de minim 15 [m/s].

La construcția chiulasei trebuie să se țină seama de asigurarea rigidității acesteia în acest scop, la adoptarea peretelui de așezare cu blocul cilindrilor se au în vedere valori de (0,08…0,10)D iar pentru ceilalți pereți de 5…7 [mm], luând în considerare ca element principal valoarea dimensională a alezajului.

Schimbul de gaze prezintă pentru motor o importanță deosebită, iar etanșarea supapelor un aspect particular, la chiulasele la care scaunul supapei se prelucrează direct, grosimea peretelui este de (0,08…0,10)dc (dc – diametrul canalului de admisie și poarta supapei) iar înălțimea adoptată trebuie să se încadreze în limitele (0,22…0,25)dc.

La chiulasele confecționate din fontă cenușie scaunele amovibile se utilizează numai pentru supapele de evacuare. Scaunele se montează cu o strângere mică pentru a asigura reparabilitatea chiulasei (0,045…0,115 [mm]).

La chiulasele realizate din aliaje de aluminiu se prevăd în mod obligatoriu scaune de supapă din material termorezistent la ambele supape. Pentru construcția ghidului supapei de admisie și evacuare trebuie să se respecte condiția de ghidare și de răcire a tijei supapei, în acest sens, lungimea ghidului se adoptă de peste șapte ori mai mare decât valoarea diametrului tijei supapei.

Cunoscând faptul că ghidul supapelor se montează prin presare, ajustajul adoptat se situează în limitele (0,003…0,050)diametrul exterior al ghidului.

Având în vedere condițiile grele de ungere, jocul dintre tija supapei și ghid se adoptă între (0,005…0,010)dts (dts – diametrul tijei supapei) pentru supapa de admisie și (0,008…0,120)dts pentru supapa de evacuare.

Grosimea peretelui chiulasei pentru montajul ghidului supapei se prevede la 2,5…4,0 [mm].

Chiulasa motorului răcit cu aer

La motoarele răcite cu aer chiulasele se execută individual.

Construcția chiulasei motorului răcit cu aer trebuie să asigure condiția de a dirija aerul spre camera de ardere.

Pentru a ușura accesul aerului la camera de ardere la M.A.S. se adoptă camera semisferică (fig.7.7.)

În cazul M.A.C. răcite cu aer se adoptă injecția directă. Forma și dimensiunile nervurilor pentru răcire se adoptă pentru a asigura un câmp uniform de temperatură și al cărui nivel maxim să nu depășească 500…530 [K] în zonele cele mai fierbinți. Pentru a realiza acest deziderat nervurile se dispun perpendicular pe suprafețele care trebuie răcite.

Calculul chiulasei

Calculul camerei de ardere

Volumul camerei de ardere se calculează pornind de la raportul de comprimare adoptat în cadrul calculului termic și volumul generat de cursa pistonului.

8 (7.1.)

unde: Vc – volumul camerei de ardere;

Vs – volumul descris de piston;

ε – raportul de comprimare.

Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie și motoarele cu aprindere prin comprimare cu injecție directă în funcție de volumul și forma camerei de ardere se pot determina dimensiunile constructive ale camerei de ardere.

În cazul camerei de preardere dimensiunile principale se pot determina ținând seama de volumul camerei (format din două semisfere și un cilindru) plus canalul considerat cilindric.

Camera de vârtej prezintă un caz aparte deoarece trebuie să țină seama de mișcarea încărcăturii din cameră " ".

9 (7.2.)

unde: k – viteza unghiulară a aerului din camera de ardere;

– viteza unghiulară a arborelui motor.

Viteza unghiulară de rotație a încărcăturii în camera de turbulență se determină din condiția egalității momentului cantității de mișcare a aerului care se găsește în camera de ardere, cu integrala momentului cantității de mișcare a aerului care intră în cameră de la începutul procesului.

La construcție se adoptă raportul de vârtej = 25…40, iar pentru coeficienții de debit ai canalului de legătură = 0,7…0,8, iar aria secțiunii canalului de legătură se situează între 0,8…2,7% din aria capului pistonului.

Viteza încărcăturii proaspete prin canalul de legătură trebuie să se situeze în limitele a 100…200 [m/s].

La construcția antecamerei se vor adopta valori pentru aria relativă dintre antecameră, camera principală și aria capului pistonului, cuprinse între 1/100…1/400.

Aria secțiunii canalului de legătură se calculează în general cu formule empirice.

Calculul chiulasei la solicitări mecanice

În timpul funcționării motorului, chiulasa suportă un complex de solicitări variabile în timp datorate: variației presiunii gazelor din cilindru, tensiunilor apărute la strângerea chiulasei pe bloc, tensiunilor termice remanente în chiulasă după turnare și tensiunilor termice determinate de încălzirea inegală a diferiților pereți.

Se consideră că chiulasa este supusă la un ciclu de solicitare la oboseală, pentru a analiza aceste solicitări se consideră chiulasa ca o placă echivalentă circulară încastrată la diametrul mediu de strângere al șuruburilor pe fiecare cilindru.

Grosimea plăcii echivalente trebuie să asigure rigiditatea chiulasei reale. Cercetările experimentale au arătat că luarea în considerare la stabilirea rigidității a grosimii reale și a întăriturilor datorate canalelor și pereților interiori se evaluează printr-un spor de rigiditate de 100%.

(7.3.)

Rezultă grosimea plăcii echivalente.

(7.4)

Placa echivalentă se consideră ca fiind solicitată la o sarcină uniform distribuită pe suprafața delimitată de aria cilindrului (fig.7.8.)

Tensiunile în secțiunea de încastrare sunt date de următoarele relații:

[N/mm2]10 (7.5)

[N/mm2] (7.6)

unde: F = p D2pg / 4 [N];

h – grosimea plăcii echivalente.

În centrul plăcii tensiunile se calculează cu relațiile:

[N/mm2] (7.7)

CONSTRUCȚIA PISTONULUI

Funcțiunile 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 gazos, în cazul motorului în doi timpi;

– în cazul motorului cu aprindere prin comprimare, 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 ale pistonului

Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmtătoarele elemente

funcționale (fig.8.1)

Pistonul, segmenții, bolțul, biela, cilindrul și arborele cotit formează mecanismul motor(fig.8.2.)

Principalele repere dimensionale ale acestui ansamblu sunt prezentate în figura 8.2. unde:

D- diametrul cilindrului;

Hk – distanța de la axa bolțului la partea superioară a capului pistonului;

L – lungimea bielei;

R – raza manivelei;

S – cursa pistonului (S=2R);

Hz – distanța de la axa arborelui cotit la suprafața frontală a blocului cilindrilor;

H – înălțimea pistonului;

Hko -înălțimea de comprimare;

Hs – înălțimea fustei pistonului;

Hso – distanța de la axa bolțului la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere;

Hsu – distanța de la marginea inferioară a fustei pistonului la axa bolțului;

DB – diametrul exterior al bolțului;

A – distanța dintre bosajele alezajelor pentru bolț;

B – lățimea piciorului bielei;

SB – distanța de la fundul pistonului la muchia superioară a canalului segmentului de foc;

RG – raza exterioară a contragreutății;

AZ -distanța dintre axele cilindrilor.

Parametrii dimensionali ai capului pistonului depind (fig.8.3.) de caracteristicile constructiv-funcționale ale motorului, pe care urmează să-l echipeze.

HRB – distanța de la generatoarea alezajului pentru bolț la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere;

HRF – înălțimea zonei "port-segmenți";

HFS – înălțimea de protecție a segmentului de foc;

HN – distanța de la generatoarea alezajului pentru bolț la fundul pistonului;

SB – grosimea capului pistonului;

HM – înălțimea camerei de ardere din capul pistonului.

Pentru dimensionarea pistonului se pot folosi informațiile rezultate în urma prelucrărilor statistice (tabelul 8.1).

Modul în care se repartizează masa pe diferitele elemente componente ale pistonului este prezentat în tabelul 8.2. și figura 8.4.

O evaluare a masei, în funcție de diametrul pistonului se poate realiza pornind de la diagramele din figura 8.4.

Tabelul 8.1

Tabelul 8.1

Principii de bază ale construcției pistonului

CAPUL PISTONULUI

Partea pistonului, care vine în contact cu gazele fierbinți sub presiune, în timpul funcționării motorului, este capul acestuia. Profilul lui depinde de tipul motorului, de dispunerea supapelor și de arhitectura camerei de ardere.

La motoarele cu aprindere prin scânteie se utilizează, în mod frecvent, pistonul cu capul plat (fig.8.5,a.), datorită simplității constructive și suprafeței minime de schimb de căldură. Forma concav\ a capului pistonului (fig.8.5,b.) apropie camera de ardere de o semisferă. Pe de altă parte, forma bombată asigură o rezistență ridicată la solicitările mecanice, dar determină o majorare a suprafeței de schimb de căldură. La motoarele convertibile m.a.s.- m.a.c., camera de ardere, poate fi realizată parțial în capul pistonului (fig.8.5 c.).

Pistoanele motoarelor cu aprindere prin comprimare, cu injecție directă, au în cap o degajare (fig.8.6,a.) al cărui volum reprezintă 20…30% din cel al camerei de ardere. La motoarele cu injecție directă capul este prevăzut cu o degajare, ce poate avea diferite forme (fig.8.6,b,c,d), în funcție de particularitățile procedeului de formare a amestecului.

La motoarele cu aprindere prin comprimare, puternic solicitate termic, în capul pistonului se prevede o inserție de fontă cenușie sau austenitică cu coeficient de dilatare apropiat de cel al aluminiului (fig.8.7,a,b,c,d,).

Fig.8.6. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin comprimare:

a) -injecție indirectă;

b,c,d,e) -injecție directă – formarea în volum a amestecului;

f,g,h) -injecție directă – distribuția mixtă a amestecului;

i) – injecție directă – distribuția peliculară a combustibilului.

Armarea marginii superioare a camerei de ardere înlătură neajunsurile pentru o durată limitată de funcționare. După parcursuri de 300.000…400.000 [km] se constată apariția de fisuri în inserție și desprinderea de bucăți din aceasta. Materialul austenitic are o dilatare mai redusă ca a aliajului de aluminiu, dar se încălzește mult mai puternic. Datorită deformațiilor remanente, după o funcționare îndelungată, apare un volum gol între inserție și fundul pistonului.

Alte dezavantaje cauzate de folosirea inserției sunt determinate de dificultatea amplasării unui canal de răcire într-o poziție eficientă, precum și de creșterea costurilor de fabricație și a greutății pistonului.

Realizarea pistonului, sau numai a camerei de ardere, (fig.8.8) din materiale ceramice (nitruri de siliciu, oxizi de zirconiu ș.a.) este o realitate. Cercetările intreprinse de Cummins Engine Company și Taradcom, Ford, AVL, Perkins, VW, Porsche, Isuzu, Kyocera, Mazda, Toyota, Renault ș.a. au condus la rezultate deosebit de interesante, astfel încât motorul adiabatic a devenit o realitate.

ZONA PORT-SEGMENȚI

Durabilitatea, siguranța în funcționare și economicitatea unui motor sunt influențate de performanțele ansamblului piston-segmenți.

Necesitatea de reducere a volumului constructiv al motorului și creșterea puterii, prin majorarea turației, au impus pistoanele mai scurte și mai ușoare (fig.8.9). Acestea sunt capabile să asigure:

– jocuri mici între piston și cilindru;

– diminuarea cantității de gaze scăpate în carter;

– ungerea satisfăcătoare a suprafețelor în mișcare relativă și un consum redus de ulei;

– rezistențe ridicate la solicitările mecanice și termice.

La reducerea înălțimii constructive a pistonului, trebuie avut în vedere faptul că temperatura în zona canalului segmentului nu poate depăși 480 K, când se folosesc uleiuri normale, și 510 K când se utilizează uleiuri înalt aditivate.

Lungimea zonei port-segmenți este determinată de numărul segmenților necesari pentru a asigura o bună etanșare a camerei de ardere și un consum redus de ulei. Opinia specialiștilor este aceea că exigențele funcționale pot fi asigurate de trei segmenți (doi de comprimare și unul de ungere).

Pentru a împiedica orientarea fluxului de căldură, de la capul pistonului către primul segment, canalul segmentului de foc se plasează sub nivelul fundului pistonului (8.10,a). În același scop, se racordează larg, la interior, regiunea port-segment cu fundul pistonului (fig.8.10,b).

Deoarece materialul din dreptul canalului primului segment își pierde mai ușor duritatea și suportă atacul agenților corosivi, o soluție eficientă de protejare a lui este cea a utilizării unei inserții de fontă, de forma unui inel (fig.8.10,c), sau a unui disc inelar din oțel (fig.8.10,d).

Evaluarea temperaturii inserției port-segment din fontă austenitică, și a regiunii imediat învecinate din piston, arată că aceasta, în zona canalului segmentului, este cu aproxinmativ 10 K mai redusă ca cea a materialului de bază.

Suprafața frontală a inelului port-segment este retrasă față de cea a pistonului, pentru a evita contactul acestuia cu peretele cilindrului și din condiții tehnice de prelucrare. Pentru diminuarea scăpării de gaze muchia inferioară a canalului trebuie executată ascuțit (execuțiile 2 și 3 fig.8.11.).

O altă soluție pentru reducerea gazelor scăpate este aceea a micșorării jocului funcțional în zona segmenților. Astfel, prin diminuarea jocului de la 0,35 mm la 0,30 mm cantitatea de gaze scăpate poate fi redusă cu aproximativ 30% (fig.8.12.).

FUNDUL PISTONULUI

Fundul pistonului este solicitat mecanic și termic de gazele aflate sub presiune și la temperatură ridicată.

Pentru a controla temperatura în zona canalului primului segment de comprimare pistoanele, supuse unei solicitări termice înalte, sunt concepute cu o cavitate de răcire, prin care circulă ulei. Aceasta, în general, nu contribuie la diminuarea tensiunilor termice, deoarece în vecinătatea ei se mărește gradientul de temperatură. De aceea, este necesar să se optimizeze forma și poziția sa.

Evaluarea tensiunilor termice a arătat că:

– Odată cu creșterea grosimii fundului pistonului, tensiunile termice se majorează. De aceea, fundul trebuie să se dimensioneze din condiția de a rezista forțelor datorate presiunii gazelor.

– În cavitatea de răcire pot apare tensiuni înalte de margine, dacă grosimea peretelui dintre aceasta și camera de ardere este prea mică. Valoarea de referință este, în acest caz, aproximativ 7% din diametrul pistonului.

În cazul în care cavitatea camerei de ardere este foarte adâncă, marginea superioară a acesteia poate fi supusă la solicitări critice. Datorită scurgerii accelerate a gazului, transferul de căldură, în această zonă, este mare, dar evacuarea sa este stânjenită, îndeosebi la unghiuri mici de deschidere a cavității. Astfel se majorează temperatura muchiei superioare a camerei de ardere, fapt ce determină o solicitare supraelastică a acesteia (fig.8.13). La răcire, prin modificarea sarcinii sau oprirea motorului, apar tensiuni de întindere. Dacă acest proces se repetă de multe ori, așa cum se întâmplă al motoarele de autovehicule, pot să apară fisuri termice de oboseală.

Într-o măsură limitată, marginea camerei de ardere poate fi descărcată prin optimizare constructivă (rotunjirea muchiilor și a buzunarelor supapelor). Din partea materialului, o importantă influență o exercită dilatările termice. Cercetările comparative au atestat avantajele aliajului eutectic față de cel hipereutectic și superioaritatea celui presat față de cel turnat.

Pentru a elimina dezavantajele menționate s-au aplicat, pe capul pistonului, cu ajutorul jetului de plasmă, straturi metalice sau metaloceramice. În acest caz au apărut două probleme:

– depunerea stratului este dificilă în zona muchiilor;

– aderența este insuficientă pentru anumite sorturi de materiale ceramice.

BOSAJELE ALEZAJELOR PENTRU BOLȚ

Datorită înălțimii mici de comprimare și cavității camerei de ardere pistoanele motoarelor de autovehicule au spațiul interior redus. Astfel, distanța dintre bolț și fundul pistonului, denumită și lungime de dilatare, este prea mică pentru a permite execuția unui bosaj elastic, care să se sprijine prin nervuri, deoarece razele de racordare devin prea mici, iar concentratorii de tensiuni mari (fig.8.14,a). De aceea, pistoanele motoarelor pentru autovehicule se execută cu bosaje cu sprijin masiv. Sprijinul masiv asigură o rigiditate înaltă și evită deformarea sub acționarea forțelor de presiune a gazelor (8.14,b).

Pentru diminuarea deformațiilor pistonului, se caută soluții care să permită realizarea unei distanțe cât mai mici între bosaje. La bolț se poate obține o îmbunătățire prin mărirea diametrului său exterior.

Majorarea diametrului bolțului nu este întotdeauna posibilă. În acest caz, realizarea unei biele cu piciorul teșit și a unui bosaj trapezoidal, reprezită o soluție interesantă și de efect (fig.8.15). Prin această construcție se măresc suprafețele portante ale lagărelor și se reduce încovoierea bolțului. De asemenea, se obține o diminuare însemnată a tensiunilor în toate punctele critice (fig.8.16).

La pistonul cu bosaje cu sprijin masiv centrul de oscilație (O – fig.8.17.) se situează deasupra mijlocului mantalei (O1). Prin deplasarea pistonului, forțele de frecare (Ff = mN) produc un moment de basculare (Mb = m×N×D/2), în apropierea punctului mort superior. Momentul de basculare (Mtb = Ff×D/2 + N'a) este pozitiv când pistonul urcă și negativ când el coboară. Pentru a se atenua efectul de basculare, la motoarele moderne se dezaxează axa alezajului pentru bolț (e=0,014…0,025D) în sensul forței normale, pentru cursa de destindere. Această soluție constructivă asigură păstrarea semnului momentului de basculare în punctul mort superior.

FUSTA PISTONULUI

Fusta pistonului are rolul de a transmite eforturile rezultante din mecanismul bielă-manivelă, către punctele cilindrului.

Calitatea de ghidare a pistonului, prin intermediul fustei, este un element determinant pentru următorii factori: fiabilitate; consum de ulei; reducerea zgomotului;

Ghidarea pistonului cu ajutorul fustei, este funcție de: jocul dintre piston și cilindru și temperatura de funcționare; profilul fustei; materialul pistonului; poziția axelor; forma cilindrului.

Forța normală este transmisă cilindrului numai de o parte a suprafeței mantalei pistonului (b=90…1000). De aceea, pentru reducerea masei pistonului se degajă zona corespunzătoare unghiului complementar după direcția axei bolțului (fig.8.18,b).

Lungimea mantalei trebuie să fie suficientă pentru a asigura un bun ghidaj, presiuni laterale reduse (0,4…0,6 MPa) și a limita bascularea. Pe de altă parte, ea nu trebuie să fie exagerat de mare, pentru a nu mări, în mod inutil, înălțimea motorului.

Datorită dilatării termice, a acțiunii forțelor de presiune a gazelor și normală (fig.8.19), pistonul se deformează eliptic în acțiune transversală (axa mare după direcția bolțului). Pentru a compensa această deformare, pistonul se execută sub formă eliptică, în acțiune transversală, cu axa mare a elipsei normală pe cea a alezajului pentru bolț (fig.8.20,a).

La pistoanele motoarelor cu aprindere prin scânteie, pentru a reduce fluxul de căldură către manta, cu scopul diminuării jocului dintre aceasta și cilindru, în ea se execută o decupare sub formă de T (fig.8.21,a) sau P (fig.8.21,b) imediat după canalul pentru segmentul de ungere. Dezavantajul acestei soluții constă în aceea că regiunea port-segment are un nivel ridicat de temperatură, iar pistonul, în ansamblu, o rigiditate scăzută. Ultimul dezavantaj se elimină prin conceperea unor nervuri, care leagă mantaua de capul pistonului.

Cerința de a realiza jocuri mici (0,08…0,10 mm), la montaj, între piston și cilindru poate fi satisfăcută prin introducerea în regiunea bosajelor pistonului a unor plăcuțe de invar (oțel aliat cu mult nichel) sau oțel de calitate (fig.8.22). Inserția de invar sau oțel și aliajul de aluminiu lucrează ca o lamă bimetalică, astfel încât, prin încălzire, sistemul se curbează foarte puțin în sensul evazării. Pistoanele astfel obținute se numesc autotermice.

EFECTELE VARIATIILOR TERMICE ASUPRA PISTONULUI

Obținerea unor performanțe ridicate la motoarele cu aprindere prin comprimare este condiționată și de valoarea jocului, la rece, dintre mantaua pistonului și cămașa cilindrului. Pentru ca jocul la rece să fie cât mai mic, iar zgomotul în timpul funcționării cât mai redus, trebuie ca mantaua să se dilate puțin.

Acest deziderat este realizabil dacă se reduce fluxul termic de la capul pistonului către manta.

Pe de altă parte, decisivă pentru funcționarea unui motor cu aprindere prin comprimare este temperatura pistonului în zona canalului segmentului de foc. Aceasta nu trebuie să depășească 450…510 K, pentru a nu facilita cocsarea uleiului și griparea segmentului. La depășirea unui maximum de temperatură pot apare fisuri termice, în capul pistonului, datorită suprapunerii tensiunilor termice peste cele dinamice datorate presiunii gazelor. De aceea, trebuie ca valorile locale ale temperaturii să nu depășească 630 K. Dar, mărimea temperaturii locale a capului pistonului este influențată de forma camerei de ardere (fig.8.23).

De asemenea, temperatura capului pistonului este influențată și de tipul aspirației. Astfel, creșterea presiuni medii efective, de la 0,84 [MPa] la 1,43 [MPa], prin supraalimentare fără răcire intermediară, atrage după sine majorarea temperaturii muchiei camerei de ardere cu 80K și cu 45K în zona canalului primului segment de comprimare. Dacă aerul de supraalimentare este supus unei răciri intermediare, de la 475 K la 380 K, aceste creșteri de temperatură pot fi reduse la 43K în zona muchiei și la 27 K în regiunea învecinată cu segmentul de foc.

Evacuarea căldurii din zona capului pistonului se poate realiza pe mai multe căi. Cea mai simplă este aceea care asigură răcirea forțată a capului pistonului prin construcția unor jeturi de ulei în fundul lui. Uleiul necesar răcirii poate fi dirijat printr-o duză montată în piciorul bielei sau printr-un pulverizator plasat în apropierea rampei centrale de ungere. Soluția este aplicabilă la pistoanele motoarelor cu putere specifică de 30…40[kW/dm2]. Ea asigură reducerea temperaturii la marginea camerei de ardere cu 3…5K (fig.8.24), în zona atinsă de jetul de ulei cu 10…14K, iar în partea opusă jetului de ulei cu 3…7K.

Un grad mai înalt de răcire se realizează dacă se practică în capul pistonului un canal de formă circulată (obținut cu ajutorul: miezurilor confecționate din amestecuri de săruri solubile în apă sau spumă de grafit ce poate fi arsă; locașului din tablă de oțel, care se include în capul pistonului; prelucrării prin strunjire și sudării cu fascicul de electroni – fig.8.25.), prin care circulă uleiul sub presiune.

Poziția canalului de răcire influențează și ea temperatura capului pistonului (fig.8.27). Astfel, prin plasarea, în raport cu poziția de referință, cu 12 mm mai sus a canalului de răcire, se pot obține temperaturi mai joase cu 15…25 K, la marginea camerei de ardere, și cu 3…10 K în zona canalului segmentului de foc, în condițiile majorării, cu 3…8 K, a temperaturii uleiului evacuat.

Temperatura capului pistonului este influențată și de debitul uleiului circulat prin canalul de răcire (fig. 8.28).

Pe de altă parte, temperatura capului pistonului este determinată și de diametrul duzei pulverizatorului (fig.8.29).

O analiză globală a influenței diferiților factori asupra temperaturii pistonului este prezentată în tabelul 8.3

PROFILUL PISTONULUI

Soluțiile constructive folosite la pistoanele motoarelor cu aprindere prin scânteie nu se utilizează la cele ale motoarelor cu aprindere prin comprimare, deoarece conduc la obținerea unei rigidități insuficiente și la o încălzire a regiunii port-segmenți.

Pentru a se obține o rigiditate maximă a pistonului, alezajele pentru bolț se plasează la o distanță cât mai mică de capul său.

Ca urmare a acțiunii presiunii gazelor și a încălzirii pistonul se deformează. Datorită caracterului repartiției fluxului termic, pistonul se va deforma neuniform. Pentru a realiza jocuri uniforme între piston și cilindru, la diferite orizonturi, profilul longitudinal al pistonului se poate realiza în diverse variante (fig.8.30.).

Tabelul 8.3.

MATERIALE PENTRU PISTOANE

O altă soluție eficientă pentru evacuarea căldurii din piston este cea a utilizării unor materiale cu conductibilitate termică ridicată. Față de condițiile de funcționare ale pistonului, aliajele de aluminiu sunt cele mai satisfăcătoare. Totuși ele prezintă dezavantajul, în comparație cu fonta, că au rezistența mecanică mai mică, coeficientul de dilatare mai ridicat și costul mai mare.

Aliajul de aluminiu pentru pistoane reprezintă o combinare judicioasă a elementelor de aliere principale (Si, Cu, Mg, Ni) cu elementele de aliere secundare (Fe, Ti, Mu, Zu), în vederea obținerii unui material care să satisfacă condițiile impuse. Siliciul, cuprul și magneziul majorează rezistența la tracțiune a aliajului și reduc alungirea, iar nichelul mărește rezistența la temperatură. Fierul formează cu aluminiul cristale dure rezistente la uzură, iar titanul determină o cristalizare fină a aliajului. Manganul și zincul apar ca impurități.

După conținutul elementului de aliere de bază, aliajele de aluminiu pentru pistoane se împart în două grupe: aliaje pe bază de siliciu (Al-Si-Mg-Ni- silumin) și aliaje pe bază de cupru (Al-Cu-Ni-Mg- aliaje y). Dintre aliajele pe bază de siliciu, pentru pistoane se utilizează cele eutectice și hipereutectice. Principalele caracteristici ale aliajelor de aluminiu pentru pistoane sunt date în tabelul 8.4.

Aliajele pe bază de siliciu posedă coeficient de dilatare termică redus, care se micșorează pe măsura creșterii conținutului de siliciu. Aliajele hipereutectice corespund cel mai bine cerinței de a avea un coeficient de dilatare cât mai apropiat de cel al cilindrului.

Datorită acestui fapt jocurile la rece pot fi mai mici, din care cauză uzurile, îndeosebi ale segmenților și ale canalelor, vor fi mai reduse. Majoritatea constructorilor utilizează aliaje eutectice datorită dilatării reduse a acestora și calităților bune în ceea ce privește frecarea. Totodată aliajele eutectice sunt mai puțin sensibile la formarea fisurilor.

Tabelul 8.4.

Aliajele pe bază de cupru au coeficientul de dilatare cel mai mare, din care cauză pistoanele se prevăd cu jocuri mărite, ceea ce favorizează intensificarea uzurilor grupului piston-segmenți-cilindru. Datorită proprietăților mecanice ridicate, aliajele pe bază de cupru se utilizează pentru execuția pistoanelor pentru motoarele cu aprindre prin comprimare.

Pistoanele din fontă se întâlnesc mai rar în construcția motoarelor de automobile. Ele au pereți mai subțiri și masa apropiată de cea a pistoanelor din aliaje de aluminiu. Se fabrică prin turnare în nisip. Cele din aliaje de aluminiu se obțin prin turnare în cochile sau prin matrițare.

Constructorii de pistoane și-au intensificat cercetările în direcția găsirii unor noi materiale pentru pistoane, cu calități tehnico-economice superioare. Astfel, ei studiază în prezent posibilitățile de fabricare a pistoanelor din pulberi sinterizate.

Pentru sporirea durabilității pistoanelor, suprafața exterioară se acoperă cu straturi protectoare, care au calitatea de a mări aderența uleiului la metal și de a îmbunătății calitățile antifricțiune. În acest sens pistonul se acoperă cu un strat de 5…30 [mm] de staniu, plumb, grafit, sau oxizi de aluminiu (eloxare).

Calculul pistonului

Calculul pistonului la solicitările mecanice

Calculul capului pistonului

Pistonul se schițează în raport cu soluțiile constructive alese. Dimensiunile principale se adoptă pe baza datelor statistice (tabelul 8.5.) După ce s-au adoptat principalele dimensiuni ale pistonului, capul și mantaua se supun unui calcul de verificare. Profilul longitudinal și radial se trasează în raport cu dilatările admise.

Tabelul 8.5.

Capul pistonului se verifică în ipoteza că acesta este o placă circulară încastrată pe contur, de grosime constantă, încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru:

[N/m2] (8.1)

unde: di – diametrul interior al capului pistonului [m];

– efortul unitar(a=200…300 105 [N/m2] pentru aluminiu);

pgmax- presiunea maximă a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].

Calculul zonei port-segmenți

Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere și forfecare de către forța de presiune a gazelor scăpate prin interstițiul dintre piston și cămașa cilindrului, care acționează asupra segmentului.

Valorile eforturilor unitare se calculează astfel:

– la încovoiere:

[N/m2] (8.2)

unde: [Nm]

este momentul încovoietor care solicită umărul canalului segmentului;

[m3]

modul de rezistență la încovoiere;

– la forfecare:

[N/m2] (8.3)

Efortul unitar echivalent este:

[N/m2] (8.4)

Pentru pistonale din aliaje de aluminiu sc = 300-400.105 N/m2 .

În regiunea port-segment, secțiunea A-A (fig.8.31.) din dreptul segmentului de ungere este redusă din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului.Ea se verifică la comprimare:

[N/m2] (8.5)

unde: AA – aria secțiunii reduse [m2].

Efortul unitar admisibil la comprimare este cuprins in intervalul 200-400.105 [N/m2].

Cunoscându-se coeficientul de dilatare termică al materialului pistonului, modulul de elasticitate și alți factori, se poate calcula grosimea peretelui pistonului în zona port-segment, respectiv diametrele.

Pentru partea superioară a capului pistonului:

[mm] (8.6)

unde: l -distanța de la fundul pistonului la generatoarea alezajului bolțului [mm].

Pentru partea inferioară a zonei port-segment:

[mm] (8.7)

unde: l'- distanța dintre planul care delimitează zona port-segment și generatoarea alezajului pentru bolț [mm].

pme -presiunea medie efectivă [daN/cm2].

Calculul mantalei pistonului

Presiunea specifică pe mantaua pistonului pentru a preveni întreruperea pelicului de ulei, nu trebuie să depășească o anumită valoare determinată convențional:

[N/mm2] (8.8)

unde: Nmax – forța normală care acționează într-un plan perpendicular pe axa bolțului [N];

LN – lungimea mantalei [m];

Aev – aria suprafeței evazate proiectată pe un plan normal pe axa bolțului [m2].

Pentru a asigura funcționarea motorului în condiții de deplină siguranță este necesar ca:

psm < 3,0…5,0.105 [N/m2] la motoarele de autocamioane și tractoare;

psm < 4,0…7,0.105 [N/m2] la motoarele de autoturisme;

psm < 10.105 [N/m2] la motoarele supraalimentate cu pistoane matrițate din aliaje de aluminiu.

Grosimea peretelui mantalei (fig.8.32.), respectiv diametrele interioare se determină cu următoarele relații:

– în planul axei bolțului:

[mm] (8.9)

unde: l1 – distanța de la partea inferioară a pistonului la axa bolțului [mm];

– la partea de jos a mantalei;

[mm] (8.10)

unde: l1' – distanța de la partea inferioară a pistonului la planul în care se calculează grosimea mantalei [mm].

Grosimea pereților bosajelor pentru bolț (fig.8.32.) se determină rezolvând următoarele ecuații:

– la interiorul pistonului:

(8.11)

– la suprafața din exterior:

(8.12)

Calculul jocurilor segmentului în canal

Grosimea segmentului fiind:

[mm] (8.13)

unde: K= 0,08 – constantă;

pgmax – presiunea maximă din cilindru [daN/mm2 ]

a – efortul unitar admisibil [daN/mm2 ]

a = 5,5…6,5 [daN/mm2]

se poate calcula distanța dintre segment și umărul din piston (fig.8.32.):

[mm]

unde: f -constantă

f=0,075 pentru segemntul de foc,

f=0,028 pentru ceilalți segmenți de comprimare,

f= 0,046 pentru segmentul de ungere);

t – grosimea radială a segmentului [mm];

b – grosimea axială a segmentului [mm];

– coeficient de dilatare pentru materialul pistonului [1/oC];

T – temperatura segmentului de foc [oC].

Valorile recomandate pentru acest joc se dau în tabelul 8.5.

Tabelul 8.6.

Jocul dintre segmenți și umărul canalului din piston

Distanța radială dintre segment și peretele canalului se calculează cu următoarea relație:

[mm] (8.15)

Dat fiind faptul că sub acțiunea forței de presiune a gazelor, forței normale și temperaturii agentului de lucru, pistonul se deformează, acesta se concepe eliptic în secțiune transversală (axa mică a elipsei după axa alezajului pentru bolț).

Calculul profilului pistonului

Ovalitatea mantalei pistonului este:

[mm] (8.16)

unde:

[mm] (8.17)

D – diferența de la diametrul nominal al pistonului, măsurată pe axa alezajului pentru bolț;

A = 0,002…0,004Dp;

B = 0,001…0,0024Dp;

y = distanța de la marginea superioară a mantalei până la planul în care se calculează ovalitatea [mm];

to – grosimea peretelui la partea superioară a mantalei [mm];

ty – grosimea peretelui mantalei pentru poziția y [mm];

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

's = 0,002…0,003 în zona superioară a pistonului;

'I = 0,001…0,002 în zona inferioară a mantalei.

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

[mm]

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

[mm]

unde: Dps – diametrul pistonului în stare rece la partea superioară [mm];

Dpi – diametrul pistonului în stare rece la partea inferioară [mm].

Diametrul pistonului în stare rece la partea superioară și inferioară se determină cu relațiile:

[mm] (8.18)

[mm] (8.19)

unde: c , p – coeficientul de dilatare termică al materialului cămășii cilindrului, rspectiv pistonului [l/k];

to – temperatura la care se efectuează măsurarea pieselor (to = 288K) [K];

tc – temperatura pereților cilindrului în timpul funcționării motorului [K];

tps – temperatura pistonului în timpul funcționării, în zona superioară, respectiv inferioară [K].

Forma câmpului de distribuție termică din capul pistonului și partea de ghidare se prezintă în figura 8.20.

CONSTRUCTIA SI CALCULUL SEGMENTILOR

Principii de construcție

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 construcția segmentului trebuie să țină seama de cerințele impuse de siguranța în funcționare, durabilitate, eficiența etanșării și preț.

Eficiența etanșării realizate de segment depinde de presiunea medie elastică (pe) aplicată de acesta pe oglinda cilindrului în corelație cu presiunea gazelor din spatele segmentului. Elasticitatea segmentului se opune tendinței de întrerupere a contactului provocată de deformările de montaj și termice, de uzura suferită de cilindru. Segmentul exercită presiunea pe pe oglinda cilindrului numai dacă este liber în canal, pentru a putea urmări deformațiile cilindrului.

La motoarele de turație ridicată datorită presiunii radiale mici a gazelor și vibrației trebuie să se asigure segmentului presiuni 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 construcția 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.

Adoptarea grosimii axiale a segmentului trebuie să țină seama de o serie de factori. Astfel, pentru a realiza a bună răcire a pistonului, segmentul trebuie să aibă o grosime axială cât mai mare. La motoarele de turație ridicată creșterea grosimii axiale determină creșterea zonei portsegmenți a pistonului, cu efecte negative asupra masei inerțiale ale acestuia, în plus crește și masa segmentului și acesta intră ușor în pulsație și vibrație.

De aceea se recomandă reducerea grosimii axiale a segmentului odată cu creșterea turației motorului (fig.9.1.).

Până la un alezaj de 90 mm se recomandă funcție de turația motorului a trei clase de segmenți cu grosimi axiale b= 1,5; 2,0; 2,5 mm. Pentru alezaje cuprinse între 90…200 [mm] se confecționează segmenți cu grosimi axiale b= 2…4 [mm].

Alegerea numărului de segmenți ai pistonului trebuie să țină seama de următoarele considerente: un număr mare de segmenți nu îmbunătățește etanșarea, ci mărește numai înălțimea pistonului cu efecte negative asupra masei acestuia; un număr prea mic de segmenți nu realizează siguranța în funcționare.

Numărul de segmenți poate fi mărit când se urmărește reducerea nivelului regimului termic al pistonului.

Rolul principal în etanșarea camerei de ardere îl are primul segment (fig.9.2.), ceilalți segmenți având o eficiență mai redusă. Se apreciază că se realizează o etanșare optimă dacă presiunea gazelor după ultimul segement este de 3…4% din presiunea gazelor din camera de ardere, iar volumul de gaze scăpate spre carter este cuprins între 0,2…1,0% din volumul încărcăturii proaspete admise în cilindrul motorului.

La motoarele cu aprindere prin scânteie este suficient un singur segment de ungere care se plasează la partea inferioară a regiunii portsegment, asemenea soluție se aplică și la motoarele cu aprindere prin comprimare de turație ridicată. În cazul M.A.C. de cilindree mare deoarece jocul între piston și cilindru este mare, se folosesc doi segmenți de ungere, dintre care unul la partea inferioară a mantalei.

În ceea ce privește forma constructivă în prezent există o mare varietate de tipuri (fig.9.3). Segmentul cel mai simplu este cel cu secțiunea dreptunghiulară (P01). Muchiile ascuțite ale segmentului curăță pelicula de ulei, iar perioada de rodaj este mare deoarece segmentul se aplică pe cămașa cilindrului cu toată grosimea axială. Primul dezavantaj se înlătură prin racordarea muchiilor segmentului; al doilea dezavantaj se înlătură dezvoltând o presiune specifică mai mare pe suprafața laterală. În acest scop se micșorează înălțimea de reazem a segmentului pe cilindru. Pentru a reduce înălțimea segmentului o primă soluție constă în înclinarea suprafeței laterale cu un unghi de 25'…45' (T01…B73). În același scop se prevede pe suprafața laterală o porțiune cilindrică de 0,4…0,8 [mm] și una înclinată cu 2…10o (P22, P23, P24, T23, T24). Deschiderea unghiului este îndreptată totdeauna spre chiulasă pentru a reduce consumul de ulei. Pentru a se asigura o bună curățire a uleiului se realizează segmenți cu degajări de (0,25…0,30)b pe suprafața laterală (P20, P21, P23, P24, T20, T23, T24).

Realizând teșirea ambelor muchii ale segmentului se reduce înălțimea de reazem și se creează efectul de pană la deplasarea segmentului în ambele sensuri; forma optimă fiind dată de segmentul bombat (B01…B73). Segmen]ii cu secțiune nesimetrică (P10, P11, P12, P30, P32, P60, T10, T11, T30, B10, B11, B12) se numesc segmenți de torsiune sau de răsucire.

O soluție eficientă împotriva blocării segmentului în canal o constituie segmentul trapezoidal realizat prin înclinarea fețelor cu 5…100 (fig.9.4.) (P31, T31, B31).

Durabilitatea segmenților se mărește dacă suprafața laterală se acoperă cu un strat protector de crom. În același scop se prevăd canale pe suprafața laterală în care se introduc inserții de cositor, bronz sau oxid de fier cu grafit, inserții care depășesc suprafața segmentului cu 0,05…0,10 [mm] și au dimensiunile în secțiune de 0,5 x 0,6 mm. Pentru a mări rezistența la solicitări mecanice segmenții se pot executa din două sau trei piese (P60…P65). Mărirea presiunii elastice exercitate de segment pe oglinda cilindrului, se poate realiza prin utilizarea și la segmenții de compresie a unor arcuri expandoare (P81, P82).

Segmenții de ungere se clasifică în: segmenți cu secțiune unitară sau neperforați și segmenți cu secțiune perforată. Segmentul neperforat evacuează o cantitate mai mică de ulei, segmenții se perforează când este necesar să se evacueze o cantitate sporită de ulei. La segmenții neperforați, suprafața de reazem pe oglinda cilindrului se micșorează prin prelucrare conică sau teșirea muchiilor (020, 023, 030…043, 051, 052, 061…063, 070) la care se adaugă degajarea pentru raclarea energică (020…024, 031, 050…073). La segmenții perforați înălțimea de reazem se micșorează prin practicarea unor degajări și reducerea adecvată a suprafeței de reazem. La acești segmenți presiunea elastică are valori cuprinse între 0,14…0,70 [N/mm2].

Ca segmenți de ungere se folosesc și segmenții cu expandor (050…082). Expandorul este un element elastic care se montează în spatele segmentului în canal. Expandorul contribuie la sporirea și uniformizarea presiunii elastice aplicate de segment pe oglinda cilindrului (pe = 0,55…1,10 [N/mm2] expandor arc spiral).

Principalele particularități constructive sunt prezentate în figura 9.5.

Materialul pentru segmenți trebuie să posede următoarele proprietăți: 1) calități bune de alunecare; 2) duritate ridicată; 3) rezistență la coroziune; 4) rezistență mecanică ridicată la temperaturi ridicate; 5) modul de elasticitate superior la temperaturi mari; 6) calități bune de adaptabilitate la forma cilindrului.

Fonta cenușie constituie materialul care realizează un bun compromis între aceste cerințe. Se utilizează fonta cenușie cu grafit lamelar.

În unele cazuri când este necesară o rezistență mecanică ridicată se utilizează oțelul.

Aplicarea pe segment a unor straturi superficiale dure mărește rezistența la uzare, cromarea poroasă reduce uzura segmentului de 2…5 ori, și se aplică în general segmentului de foc.

La construcție se va ține seama de recomandările din figura 9.6 și tabelele 9.1…9.3.In continuare se folosesc următoarele notații:

t – grosimea radială a segmentului;

d1s – diametrul interior al segmentului;

d1c – diametrul canalului de segment;

Dcil – alezajul cilindrului;

b – grosimea axială a segmentului;

hc – înălțimea canalului de segment;

tc – dimensiunea radială a canalului;

R – raza fundului canalului;

Ja – jocul pe flancurile segmentului (Ja = hc-b);

JP – jocul piston-cilindru;

Jr – jocul radial al segmentului; Jr =1/2(dis-dic)

Tabelul 9.1.

Înălțimea canalului de segment (hc)

Tabelul 9.2

Jocul pe flancurile segmentului ja și jocul radial jr [mm]

Tabelul 9.3.

Înălțimea capului de piston până la primul segment

Calculul segmenților

Calculul segmentului urmărește următoarele obiective:

Să se stabilească forma în stare liberă și mărimea fantei astfel încât prin strângere pe cilindru segmentul să dezvolte o repartiție de presiune determinată;

Să se stabilească cele două dimensiuni de bază ale segmentului, t și b;

Să se verifice ca tensiunile care apar în segment la deschiderea lui pentru montaj să nu depășească limita admisibilă;

Să verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor în timpul funcționării.

Distribuirea presiunii radiale

Pentru stabilirea formei segmentului în stare liberă se pleacă de la acceptarea unei epure de presiune variabilă (fig.9.7). Curba de repartiție a presiunii dezvoltate de elasticitatea proprie a segmentului se exprimă print-o serie trigonometrică de forma:

(9.1)

Termenul inițial (po) reprezintă presiunea medie pe care o dezvoltă segmentul și este partea constantă a presiunii, restul expresiei fiind corecția ei.

În aceste condiții expresia generală a curbei devine:

(9.2)

Dacă numărul armonicilor pentru care se dezvoltă calculul relației convergente (9.2) este n=2, distribuția de presiune reprezintă o variație lină (fig.9.8)

Curba ce se obține se caracterizează prin raportul

Alegându-se se obține următoarea expresie pentru curba de repartiție a presiunii:

(9.3)

Calculul profilului segmentului în stare liberă

La calculul formei libere a segmentului se urmărește deplasarea relativă din poziția de montaj în cea destinsă, a unui punct de fibra medie.

Deplasarea relativă a unui punct N(R,y), (fig.(9.9) față de poziția No(Ro,yo) se compune din deplasarea radială u și deplasarea unghiulară  definită prin relațiile:

(9.4)

Ecuația diferențială a deplasării radiale este următoarea:

(9.5)

Pentru calculul deplasării se calculează momentul încovoietor într-o secțiune M .

Momentul elementar produs într-o secțiune  de o forță elementară dF este:

(9.6)

unde: 12- distanța de la brațul forței la punctul No din secțiunea considerată (fig.9.10.a)

Deoarece:

rezultă:

(9.7)

Forța elementară într-o secțiune  (fig.9.10.a) în fibra medie a segmentului poate fi exprimată prin relația:

(9.8)

unde: b – grosimea axială a segmentului.

Deoarece forța în fibra exterioară

(9.9)

trebuie să fie egală cu cea din fibra medie, rezultă:

(9.10)

Deci:

(9.11)

Pentru calcule se definește un parametru constructiv:

(9.12)

unde: t – grosimea radială a segmentului.

Astfel, se poate scrie expresia momentului produs în secțiunea  de suma tuturor forțelor din dreapta secțiunii:

(9.13)

Pentru curba de presiune descrisă de ecuația (9.3) se obține următoarea expresie pentru momentul M.

(9.14)

iar pentru cazul general:

(9.15)

Dacă se substituie relația (9.15) în ecuația diferențială a deplasării date de relația (9.5), se obține:

(9.16)

Înlocuind:

(9.17)

Se obține ecuația:

(9.18)

Ecuația (9.18) este neomogenă și se rezolvă cu următoarele condiții limită pentru segmentul montat:- secțiunea A-A (fig.9.10.b) fiind pe axa de simetrie nu poate efectua deplasări unghiulare, =0 și du/d=0;

– deplasarea radială a segmentului după axa X-X (fig.9.10.a) este aceeași la cele două extremități, adică 13

În aceste condiții se obține următoarea expresie generală a deplasării radiale:

(9.19)

Deplasarea radială pentru segmentul cu distribuția presiunii după o curbă simplă este:

(9.20)

Lungimea fibrei medii a segmentului este aceiași în stare liberă și în stare montată:

(9.21)

sau

(9.22)

Neglijând termenii mici de ordinul doi, rezultă

(9.23)

Deplasarea unghiulară a segmentului de presiune variabilă se obține rezolvând ecuația (9.23).

(9.24)

Deplasarea unghiulară pentru segmentul cu distribuția presiunii după o curbă lină este:

(9.25)

Deplasarea unghiulară a capetelor în stare liberă se obține pentru cu relația:

(9.26)

Distanța dintre capete, măsurată pe fibra medie în stare liberă este:

(9.27)

Substituind pe din relația (9.26) în (9.27) și neglijând u rezultă:

(9.28)

Introducând în expresia lui S (9.28) valoarea explicită a termenului K, se obține:

(9.29)

În tabelul 9.4. se dau valorile rapoartelor pentru segmenții cu distribuție variabilă (fig.9.11.a.b.c.) pentru calculul deplasărilor unghiulare și radiale.

Tabelul 9.4.

Valoarea rapoartelor pi/pe pentru diverse epure ale presiunii elastice

Coordonatele u și fiind cunoscute se trasează profilul segmentului în stare liberă

(9.30)

Calculul grosimii radiale a segmentului

Grosimea axială a segmentului se determină din condițiile de evacuare a căldurii din piston și de a limita pulsațiile

[mm] (9.31)

unde k=0,08 – constantă;

pgmax- presiunea maximă din cilindru [N/mm2];

– tensiunea admisibilă (55…65 [N/mm2]).

Grosimea radială se calculează din formula lui Navier:

[N/mm2] (9.32)

unde: M – momentul încovoietor maxim al segmentului [N/m];

W – modul de rezistență al secțiunii [m3].

Momentul maxim se calculează pentru y = 0

(9.33)

Înlocuind în relația (9.33) presiunea obținută din relația (9.29) rezultă:

(9.34)

Înlocuind în relația lui Navier, și având în vedere că I=Wt/2 iar

se obține:

(9.35)

La construcția unui segment se impune valoarea presiunii medii elastice (pe) în raport cu condițiile lui de funcționare, aceasta se calculează din relația (9.29):

(9.36)

Cum momentul de inerție este I= bt3/12 substituind "c" din relația (9.16) și pe Ro din relația Ro =f(D1,t), rezultă:

(9.37)

Introducând în relația (9.35) în locul tensiunii maxime tensiunea admisibilă și împărțind relația (9.35) cu (9.37), se obține:

(9.38)

Raportul D1/t reprezintă un factor constructiv de bază al segmentului.

Calculul tensiunilor din segment la montaj

Pentru montajul segmentului pe piston este necesar ca prin intermediul unui dispozitiv capetele acestuia să fie desfăcute atât cât este necesar pentru a îmbrăca pistonul. Prin desfacerea segmentului apar tensiuni care au valoarea maximă în secțiunea opusă forței.

Tensiunea maximă se determină cu următoarea relație de calcul:

(9.39)

unde: m – constantă care depinde de varianta dispozitivului care desface segmentul:

m=1,00 pentru fig.9.12.a;

m=1,57 pentru fig.9.12.b și

m=2,00 pentru fig.9.12.c.

a=230 [N/mm2] 14

Calculul mărimii fantei segmentului

Fanta la rece dintre capetele segmentului se determină din condiția ca fanta la cald să aibă valoarea optimă.

Lungimea segmentului la rece este:

(9.40)

la cald lungimea va fi:

(9.41)

Cum diametrul cilindrului are la cald valoarea dată de expresia:

(9.42)

rezultă că:

(9.43)

unde: sc – fanta la cald.

Rezultă:

15 (9.44)

Fanta la cald se stabilește în funcție de alezaj și de tipul motorului.

La construcția segmentilor pentru motoarele răcite cu apă se adoptă sc = (0,0015…0,0030)D iar pentru motoarele răcite cu aer sc =(0,0025…0,0040)D [mm].