Calculul Si Constructia Motoarelor DE Autovehicul

CUPRINS

1.Motorul cu ardere internă……………………………………………………………………………….pag.4

1.1 Părțile componente ale unui motor cu ardere internă ………..……………pag.4

1.2 Mărimi și indici caracteristici ai motorului ……………………………….pag.5

2. Calculul procesului de admisie naturală ………………………………………….pag.8 2.1 Alegerea fazelor de distribuție ……………………………………..pag.8

2.2 Alegerea parametrilor de calcul …………………………….………..pag.10

2.3 Determinarea mărimilor caracteristice ale admisiei ……………………..pag. 12

3. Calculul procesului de comprimare ……………………………………………. pag.13

3.1 Alegerea parametrilor de calcul și a tipului camerei de ardere ………….pag.13

Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice …………….. pag.14

Calculul politropei de comprimare prin puncte ………………………………pag.15

3.4 Calculul duratei procesului de comprimare ……………………………….pag.15

4. Calculul procesului de ardere …………………………………………………….pag.16

4.1Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul ……………pag.17

4.2 Calculul oxigenului și aerului minim necesar arderii complete …………pag.18

4.3 Calculul mărimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere ……pag.19

4.4Calculul compoziții și parametrilor caracteristici ai produselor de ardere pag.20

5. Calculul procesului de destindere ………………………………………………..pag.22

5.1 Alegerea parametrilor de calcul ……………………………………….…pag.22

5.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice…………..….pag. 23

5.3 Calculul politropei de destindere prin puncte…………………………………….pag.23

5.4 Calculul duratei procesului de destindere ……………………………….pag.24

6. Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului……………………………………pag.25

6.1 Trasarea diagramei indicate ……………………………………………….pag.25

6.2 Calculul indicilor indicați și efectivi …………………………………….pag.27

6.3 Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului și compararea lor cu cei ai soluțiilor similare ………………………………………………………………..…pag.27

7. Caracteristica exterioară a motorului …………………………………………….pag.28

7.1Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul ……………………….…pag.28

7.2 Calculul prin puncte a curbelor caracteristice…………………………….pag.30

8. Cinematica mecanismului motor …………………………………………………pag.31

8.1 Cinematica pistonului …………………………………………………….pag.31

8.2 Cinematica bielei………………………………………………………….pag.34

9. Dinamica mecanismului motor…….pag.36

9.1 Generalități. Clasificări ale forțelor din mecanismul motor….pag.36

9.2 Fortata de presiune a gazelor..pag.36

9.3 Forțele de inerție ale maselor in mișcare de translație……………………pag.37

9.4 Forte rezultante din mecanismul motor………………………………..…pag.38

10. Excel……………………………………………………….pag.40

Bibliografie

Abăitencei, D. și Bobescu, Gh. – Motoare pentru automobile – București, E. D. P., 1975

Dumitrecu, V. – Note de curs

Gruwald, B. – Teoria calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, București, E. D. P., 1980

Racotă, R., Bădulescu, N., Dumitrecu, V. – Motoare pentru autovehicule rutiere, Îndrumar de proiectare – Litografia Universității din Pitești, 1990

Racotă, R. – Construcția motoarelor pentru automobile, Îndrumar de laborator – Litografia Universității din Pitești, 1995

Racotă, R. – Note de curs

* * * Standarde Românești (SR ISO)

* * * Colecția de reviste și cataloage auto: AUTO pro, ATZ, MTZ, RTA, Gente Motori …

=== Cap 01mar ===

Cap. 1 Motorul cu ardere internă

Stabilirea dimensiunilor principale ale motorului

Motorul cu ardere internă este un agregat termic, din care căldura produsă prin arderea unui combustibil se transformă în lucru mecanic. Combustibilii pot să fie amestecuri de benzină cu aer, amestecuri de motorină cu aer, sau gaze. În cazul de față combustibilul ce urmează a fi ars in camera de ardere este hidrogenul, care este stocat pe automobil în butelii speciale. Caracteristica principală a motoarelor cu ardere internă este faptul că, atât procesul de ardere (transformarea energiei chimice a combustibilului în căldură), cât și procesul de transformare a căldurii în lucru mecanic se desfășoară în interiorul cilindrului motorului.

Schema de principiu, după care lucrează un motor cu ardere internă este cea prezentată în figura 1.1.

Pistonul, notat cu “1” acționează manivela “3” a arborelui cotit prin intermediul bielei “4” se deplasează în cilindrul “2”. În capul cilindrului se găsește chiulasa “5”, în care sunt amplasate supapa de admisie (SA)”6”, care comandă intrarea în cilindru a gazelor proaspete și supapa de evacuare (SE) ”7”, care comandă ieșirea gazelor arse. Deschiderea și închiderea supapelor este comandată de un arbore cu came (eventual prin intermediul tijelor împingătoare și culbutorilor), antrenat de la arborele cotit cu o viteză unghiulară /2. La cealaltă extremitate a cilindrului se găsește carterul superior “8”, pe care sunt dispuse lagărele arborelui cotit, care face corp comun cu blocul cilindrilor și carterul inferior “9”, sau baia de ulei, în care se găsește ulei de ungere.

Mărimi și indici caracteristici ai motorului

Punct mort interior (pmi) este poziția extremă a pistonului corespunzătoare volumului minim ocupat de gaze (Vc), sau poziția pistonului corespunzătoare distanței maxime dintre acesta și axa de rotație a arborelui cotit , poziție pentru care .

Punct mort exterior (pme) este poziția extremă a pistonului corespunzătoare distanței minime dintre acesta și axa de rotație a arborelui cotit, poziție pentru care.

Cursa pistonului (S) este spațiul parcurs de piston intre cele două puncte moarte. , – reprezintă raza manivelei.

Se adoptă 79, deci

Alezajul (D) – reprezintă diametrul interior al cilindrului. Se adoptă D=83

Raportul cursă alezaj () este un parametru constructiv al motoarelor și se exprimă prin relația:

(1.1)

Deoarece ψ =0.977 (S>D) că avem un motor suprapatrat. Pentru m.a.s. trebuie să se încadrează în limitele

Cilindreea unitară(Vs) – reprezintă volumul generat de piston prin deplasarea sa între cele două puncte moarte, pe cursa S.

(1.2)

unde D =83mm alezajul și mm cursa pistonului.

Cilindreea totală (Vt) – reprezintă suma cilindreelor unitare ale tuturor cilindrilor. Cum cilindrii unui motor policilindric sunt, constructivi, identici, rezultă formula:

(1.3)

unde: i =4 numărul de cilindrii ai motorului.

Volumul camerei de ardere (Vc) este volumul minim ocupat de fluidul motor, când pistonul se găsește la p.m.i.

Volumul cilindrului (Va) – reprezintă volumul maxim ocupat de fluidul motor când pistonul se găsește la p.m.e.

(1.4)

Raportul de comprimare () – reprezintă volumul maxim ocupat de fluidul motor când pistonul se găsește la p.m.e. și volumul minim ocupat de acesta când pistonul se găsește la p.m.i. ε =10 dat prin tema de proiectat. Deci vom avea:

(1.5)

(1.3’)

Unghi de rotație al arborelui cotit (RAC) este unghiul dintre manivelă și axa cilindrului. Originea unghiului se alege corespunzător poziției pistonului în p.m.i.. Se observă că o cursă completă a pistonului corespunde la un unghi , iar pentru arborele cotit efectuează o rotație completă, iar pistonul parcurge două curse simple.

Turația motorului (n) – reprezintă numărul de rotații efectuat de arborele cotit pe minut [rot/min]

Între unghiul , turația și timpul există relația:

. (1.6)

Deci timpul în secunde necesar arborelui cotit pentru a realiza o rotație completă este:

(1.7)

Din tema de proiectare turațiile pentru moment maxim și putere maxima suntl:

și

Turația maximă se va adopta de:

Viteza unghiulară a arborelui cotit () reprezintă acea viteză cu care arborele cotit efectuează o rotație completă (). Se exprimă în sau

(1.8)

[ (1.9)

Viteza medie a pistonului , [m/s], este acea viteză, convențional constantă, cu care pistonul ar parcurge două curse succesive (), în intervalul de timp în care arborele cotit efectuează o rotație completă.

(1.10)

Ciclul motor reprezintă succesiunea proceselor ( admisie, comprimare, ardere + destindere, evacuare) care se repetă periodic în cilindrii motorului.

Timpul motor () partea din ciclul motor care se efectuează într-o cursă simplă a pistonului,

Numărul de cicluri numărul grupajelor de procese (A, C, D, E) care se repetă periodic în cilindrii unui motor, în unitatea de timp. Unitățile de măsură sunt: [cicl/s] [cicl/min],[ciclu/h]

(1.11)

Timpul pe ciclu (tc) este timpul în secunde, minute sau ore, în care se desfășoară un ciclu:

(1.12)

Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei () – este parametrul constructiv foarte important al motorului, cu influență mare în cinematica și dinamica mecanismului motor. Este definit de relația:

= =0.26 (1.13)

unde: – raza manivelei;

-lungimea bielei;

=== Cap 02mar ===

Cap. 2

Calculul procesului de admisie naturală

Procesul de admisie este proces al ciclului motor pe parcursul căruia are loc pătrunderea fluidului proaspăt în cilindrii motorului.

Admisia normală are loc când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea mediului ambiant concomitent cu deplasarea pistonului de la pmi la pme.

În acest caz, înainte de a pătrunde în sistemul de admisie, aerul are presiunea p0 și temperatura T0 ale mediului ambiant.

Sistemul de admisie normală la MAS este alcătuit din:

Filtrul de aer 1, carburatorul 2, conducta de admisie 3 cu pata caldă 4, galeria de admisie 5 practicată în chiulasă la capătul căreia se află orificiul de admisie 6 obturat de supapa de admisie.

2.1 Alegerea fazelor de distribuție

Pentru a asigura eficiența maximă a proceselor de schimbare a gazelor, momentele de deschidere și închidere a supapelor sunt decalate față de punctele moarte. Aceste decalaje se numesc faze de distribuție și se definesc fie prin unghiul măsurat față de originea ciclului fie prin unghiul precizat față de punctele moarte de referință.

Intervalul de timp dintre cele două momente de deschidere și de închidere a orificiilor de curgere, reprezintă perioada de deschidere a orificiului notată a pentru admisie și e pentru evacuare.

Pozițiile mecanismului motor corespunzătoare fazelor de distribuție sunt prezentate în figură:

a=ADA+180°+ISA [°RAC] (2.1)

e=ADE+180°+ISE [°RAC] (2.2)

unde

ADA(E) – avans la deschiderea supapei de admisie (evacuare)

ISA(E) – întârziere la închiderea supapei de admisie (evacuare)

Deschiderea supapei de evacuare

Dacă supapa s-ar deschide în pme (aDSE=0°) lucrul mecanic efectuat de piston pentru evacuarea gazelor (LevP) are valori ridicate deoarece pistonul este obligat să refuleze gaze de ardere de presiune relativ înaltă. Dacă supapa se deschide în avans presiunea în cilindru scade în perioada evacuării libere iar la limită ajunge la o valoare apropiată de presiunea inițială în pme. Lucrul mecanic Levp scade până la o valoare minimă deoarece pistonul refulează în cursa de evacuare o cantitate de gaze tot mai redusă.

Pe de altă parte, cu cât crește aDSE se amplifică lucrul mecanic efectuat de gazele din cilindru pentru evacuarea liberă Levl.

Lucrul mecanic total pentru evacuarea gazelor Lev reprezintă suma celor două lucruri mecanice.

La varierea unghiului aDSE, lucrul mecanic atinge o valoare minimă pentru un avans (aDSE)opt care la motoarele rapide are valori cuprinse în intervalul: aDSE)opt= 40…80°RAC

Se adoptă aDSE= 40°RAC.

Închiderea supapei de evacuare

În pmi presiunea în cilindru fiind mai mare decât presiunea din galeria de evacuare e posibil ca o mică fracțiune din gazele de ardere să mai scape în exterior. De aceea este rațional ca supapa de evacuare să se închidă după pmi. Se obține astfel o creștere a gradului de umplere. Pentru o valoare foarte ridicată a lui iISE gradul de umplere este compromis.

Pentru motoarele de autovehicul valoarea optimă a unghiului iISE este cuprinsă în intervalul : iISE=10…60° RAC

Se adoptă iISE=20°RAC

Durata procesului de evacuare este:

e=ADE+180°+ISE =40+180+20=220°RAC (2.2’)

Deschiderea supapei de admisie

După destinderea gazelor reziduale presiunea în cilindru coboară sub presiunea inițială și fluidul proaspăt pătrunde în cilindru. Este indicat ca în acest moment supapa de admisie să ofere deja o secțiune sporită de trecere, lucru ce se realizează prin deschiderea supapei de admisie în avans față de pmi cu aDSA=5…45°RAC.

Se adoptă aDSA=18°RAC.

Închiderea supapei de admisie

Dacă după pme supapa de admisie oferă încă o secțiune mare de trecere, fluidul proaspăt pătrunde în continuare în cilindru (postumplere) și amplifică gradul de umplere. De aceea supapa de admisie se închide după pme.

Întârzierea optimă la închiderea supapei de admisie este acea întârziere care asigură un grad de umplere maxim.

Această întârziere, la motoarele pentru autovehicule variază în limitele iISA=40…85° RAC.

Se adoptă iISA=55°RAC

Durata procesului de admisie va fi:

a=ADA+180°+ISA =18+180+55=253° RAC (2.1’)

Perioada deschiderii simultane a supapelor

Deoarece supapa de admisie se deschide cu avans iar supapa de evacuare se închide cu întârziere, în intervalul

ds= ADA +ISE=18+20=38°RAC (2.3)

În această perioadă supapele sunt deschise simultan.

2.2 Alegerea parametrilor de calcul

Aprecierea calității amestecului de fluid proaspăt ce se aspiră în cilindru în timpul admisiei se face prin intermediul coeficientului de exces de aer.

Dacă notăm cu L [kg aer/ kg combustibil] masa disponibilă de aer pentru arderea unui kilogram de combustibil și cu Lmin [kg aer/kg comb.] masa minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kg de combustibil, atunci relația de definiție a coeficientului de exces de aer este:

=L/Lmin (2.4)

Pentru arderea 1 kg de combustibil este necesară o masă de aer minimă Lmin=15kg.

Funcționarea motorului necesită cantități diferite de aer față de aerul teoretic necesar, în funcție de acesta având:

-amestecuri sărace (>1)

-amestecuri bogate (<1).

În proiectare, coeficientul excesului de aer se adoptă la MAS : =0,8…0,9 ceea ce corespunde funcționării motorului în regimul sarcinilor mari.

Adopt =1

Densitatea fluidului proaspăt (0fp) diferă în cazul MAS de cea a aerului (0a) deoarece fluidul admis este un amestec de aer și combustibil.

Ea se determină cu relația:

0fp=fp0a= 1,049 =1,36 kg/m3 (2.5)

unde

0a=1,29 kg/m3 – densitatea aerului la 760mm Hg și 273 K.

fp – factorul de corecție a densității Rc

(2.6)

în care Rc, Ra – constante specifice combustibilului respectiv aerului.

Rc=8314/Mc=8314/114=73 J/kg· K (2.7)

cu Mc=114 kg/kmol – masa moleculară a combustibilului

Ra=287 J/kg· K

Deoarece până la pătrunderea în cilindru gazele proaspete au de parcurs întregul traseu de admisie, începând de la filtrul de aer, curgerea lor are loc cu pierderi gazodinamice, care se iau în considerare prin coeficientul global de rezistență al traseului de admisie a care variază în intervalul a=4…8 în cazul MAS.

Se adoptă a=6

Pe o anumită porțiune din cursa de comprimare, presiunea din cilindru se menține încă sub valoarea presiunii atmosferice p0. Ca urmare, este încă posibilă pătrunderea încărcăturii proaspete chiar dacă pistonul și-a început cursa de comprimare. De aceea este rațional ca închiderea SA să se facă cu întârziere față de punctul mort exterior.

Fenomenul de umplere a cilindrului după efectuarea cursei de admisie se numește postumplerea cilindrului.

Postumplerea se apreciază prin cantitatea relativă de fluid proaspăt, care pătrunde în cilindru după pme, adică raportul dintre numărul de kmoli de fluid proaspăt fp care pătrunde în cilindru după pme și cantitatea de fluid proaspăt reținută în cilindru în procesul de admisie fp.

Gradul de postumplere pu este

(2.8)

Calculul de proiectare al motoarelor se face la sarcini și turații ridicate la care pu=0,08…0,25

Se adoptă pu=0,15

Diametrul relativ al orificiului liber este dat de relația:

d0A/D =33.6 (2.9)

-este parametrul constructiv de baza care se modifica pentru realizarea unei sectiuni litrice superioare.

Secțiunea litrică a supapei de admisie este definită de relația:

(2.10)

cu – aria medie de trecere a gazelor proaspete.

SLsa=(5…15)· 10-4 m2/l

Se adoptă

Slsa=12·10-4 m2/l

Întinderea unghiulară de deschidere a supapei de admisie, având în vedere că deschiderea ei se face cu un avans (DSA) și că închiderea se face cu întârziere (ÎSA), este dată de relația:

a=ADA+180°+ISA =18+180+55=253° RAC (2.11)

Coeficientul mediu de debit al orificiului supapei de admisie:

Se adoptă :

Gradul de încălzire a fluidului proaspăt, de la pereți în timpul procesului de admisie:

=(T0+T)/T0=1,06…1,15

Se adoptă =1,1

Cu T- s-a notat variația temperaturii fluidului proaspăt ca urmare a căldurii primite de acesta de la pereți.

Gradul de umplere(v) se determină pe cale grafică sau prin încercări pe baza relației:

(2.12)

Se obține

v=0,00099 – coeficientul de umplere;

Se mai adoptă:

– unghiul – secțiune a supapei de admisie Ussa [m2·°RAC] care are valori în intervalul Ussa=(50…300)·10-3 m2· °RAC. Se adoptă Ussa=200 ·10-3m2· °RAC

– secțiunea litrică a supapei de admisie SLsa [ cm2/l]

Se adoptă SLsa= 0.00l

=== Cap 04.mar ===

Capitolul 4

Calculul procesului de ardere

Dintre toate procesele termice din cilindrii motorului, procesul de ardere are cel mai înalt grad de complexitate. Indicii energetici ai motorului, cei de economicitate și de durabilitate, de funcționare liniștită și de adaptabilitate la tracțiune depind într-o mare măsură de procesul de ardere.

Manifestările arderii sunt

Manifestările caracteristice arderii în motor sunt emisiunea de lumină (flacăra), creșterea rapidă de presiune și temperatură și durata scurtă.

Arderea este precedată sau se dezvoltă simultan cu procesul de formare a amestecului combustibil-aer, determinat de pulverizarea și vaporizarea combustibilului, de distribuția acestuia în aer sau a aerului în zonele cu mare concentrație de combustibil.

Calculul procesului de ardere urmărește stabilirea legii de variație a presiunii din cilindru în perioada degajării căldurii de reacție în scopul determinării presiunii maxime din cilindru (care definește solicitarea mecanică a organelor), temperaturii fluidului motor (care definește încărcarea termică a organelor în contact cu gazele fierbinți).

Fig. 4.1

Se consideră că arderea se declanșează cu avans față de pmi (în punctul d) și se dezvoltă: – în faza arderii rapide după evoluțiile politrope d-c și c-y;

– în faza arderii moderate sau finale după izobara y-y’ și izoterma y’-t.

4.1 Alegerea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul

Combustibilul pentru motoare de autovehicul trebuie să îndeplinească mai multe condiții:

Combustibilul utilizat pentru ardere în motorul de proiectat este benzina, cu următoarele proprietăți:

Tabelul 4.1

Pentru calculul procesului de ardere este necesar să se adopte următoarele mărimi:

Tabelul 4.2

4.2 Calculul oxigenului și a aerului minim necesar arderii complete

Cantitate de oxigen necesară pentru arderea teoretică completă a unui kg de combustibil va fi suma cantităților de oxigen necesare pentru arderea completă a părților componente ale combustibilului, mai puțin cantitatea de oxigen prezentă în combustibil:

O2 min=c/12+h/4-o/32=0,11 kmol O2/kg (4.1)

Cunoscând masa moleculară a oxigenului (M=32 kg/kmol) rezultă:

O2 min=(c/12+h/4-o/32)MO2=3,41 kgO2/kg comb. (4.1’)

Cantitatea de aer minimă Lmin necesară arderii complete, se determină cunoscând proporția de oxigen din aer.

Omin=0,21 ·Lmin (4.2)

Rezultă:

Lmin= Omin/0,21=0,51 kmol aer/kg comb (4.2’)

Cunoscând masa moleculară a aerului Ma, rezultă:

L*min=Lmin·Ma= 14,69 Kg aer/kg comb (4.2’’)

cu Ma=28,97 kg/kmol – masa moleculara a aerului

Cantitatea reală de aer, disponibilă pentru arderea unui kg de combustibil este

L=· Lmin= 14.69 kmol aer/kg comb (4.3)

Numărul de kmoli de substanță inițială i, care participă la reacția chimică este:

i= L+c=0.52 kmol/kg comb (4.4)

cu c= 1/Mc=1/114=0,008 kmol/ kg comb – nr. de kmol pentru 1 kg de combustibil

Mc=114- masa moleculară a combustibilului.

Fluidul motor este un amestec de gaze care înainte de ardere este format din aer, gaze reziduale și vapori de combustibil. La începutul arderii, în cilindru se află ai kmoli de amestec inițial:

ai=i+r= i(1+r)= 0,52(1+0,042) = 0,54 kmol/kg comb (4.5)

4.3 Calculul mărimilor și indicilor caracteristici procesului de ardere

În reacțiile chimice de ardere numărul inițial de kmoli de amestec i nu se conservă întotdeauna.

Pentru calculul arderii în motor se determină coeficientul chimic de variație molară c care pentru un coeficient de exces de aer =1 se calculează cu relația:

(4.6)

La sfârșitul arderii, fluidul motor este format din gaze de ardere. În cilindru se află ga kmoli de gaze de ardere:

ga=f + gr=i·c+i·r=i(c +r)= 0,57 kmoli (4.7)

Coeficientul total de variație molară se definește prin raportul:

(4.8)

În cazul amestecului, când =1 , arderea combustibilului este completă, căldura degajată Qin este egală cu puterea calorică inferioară Qi a combustibilului.

Această căldură se determină cu relația:

Qin=43524 kJ/kg (4.9)

cu Qi=43524 kJ/kg – puterea calorifică inferioară

Puterea calorică a amestecului Qiam reprezintă raportul dintre căldura degajată prin arderea combustibilului și masa de fluid proaspăt ce revine unui kg de combustibil:

(4.10)

Căldura disponibilă care se transformă în lucru mecanic și energie internă va fi:

Qu=u·Qin= 39171.6 kJ/kg (4.11)

cu u=0,9 – coeficientul de utilizare a căldurii.

Față de momentul declanșării scânteii (punctul c’), arderea începe cu o întârziere d:

d=d – c’=345–330=15°RAC

Spațiul parcurs de piston în această perioadă este:

xp=r[(1-cosd)+(/4)· (1-cos2d)]= 5,361 mm (4.12)

Durata în timp a acestei întârzieri este de:

d=d/6n=0,46 ms (4.13)

Cunoscând viteza medie de creștere a presiunii în faza arderii rapide se pot determina presiunile din cilindru corespunzătoare punctelor c și y:

pc=pd +p(360-d) = 3 M Pa (4.14)

pd=1,37 MPa

py=pc +p(y-360) = 4.13 M Pa (4.14’)

cu y=720 -d=720- 345= 375°RAC

Raportul de creștere a presiunii în perioada arderii rapide este:

= py/ pd= 3 (4.15)

Rapoartele de volum în timpul arderii se determină cu relațiile:

(4.16)

(4.16’)

cu Vy=Vc+(D2/4)xpy= 52.76 cm3

Evoluțiile presiunii pe porțiunile d-c și c-y sunt evoluții politrope cu exponenții:

(4.11)

mdc = 5.61

mcy= – 3 (4.11’)

Temperatura gazelor în punctul c rezultă din ecuația politropei:

K (4.17)

cu Td=714K

iar temperatura în punctul y este:2479K

Masa moleculară a gazelor arse este:

(4.18)

Constanta gazelor arse:

(4.19)

Caracteristica căldurilor specifice:

(4.20)

cu R=8314 J/kmol·K- constanta generală a gazelor.

=== Cap 05.mar ===

Capitolul 5

Calculul procesului de destindere

Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor, în care se produce fracțiunea principală din lucrul mecanic disponibil.

În timpul arderii fluidul motor acumulează energie internă, prin creșterea de temperatură, iar după încheierea arderii fluidului motor cedează o parte din energia internă în procesul de destindere, sub formă de lucru mecanic al pistonului.

În timpul procesului de destindere compoziția și masa fluidului rămân practic invariabile.

Desfășurarea procesului are loc între momentul încetării arderii (punctul t) și momentul deschiderii supapei de evacuare (punctul u’).

Calculul procesului de destindere presupune determinarea mărimilor de stare ale gazelor în punctele u’, u și u*, calculul prin puncte al curbei de destindere precum și durata procesului de destindere.

5.1 Alegerea parametrilor de calcul

Pentru calculul procesului de destindere este necesar ca, inițial să se adopte:

De la calculul arderii se cunosc parametrii de stare ai gazelor la sfârșitul arderii (punctul t):

t=390 °RAC

Vt= 83.30 cm3

pt=2.91MPa

Tt=2500 K

5.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de destindere

În momentul deschiderii supapei de evacuare (punctul u’), unghiul de rotație al manivelei arborelui cotit este:

u’=540 –βDSE=540-40=500 °RAC (5.1)

În cazul procesului de destindere teoretic acesta se continuă până când pistonul ajunge în pme (punctul u) . S-au stabilit următoarele valori ale parametrilor punctului u:

u=540 °RAC

Vu=352 cm3

pu=0,4MPa

Tu=1300 K.

Deoarece supapa de evacuare se deschide cu avans față de pme, scăderea presiunii este mai rapidă decât în cazul deschiderii supapei în pme. Presiunea în acest caz evoluează după curba u’-u*.

Se consideră că:

pu*=(pa+pu)/2= 0,24MPa (5.2)

iar

Tu*=Ta(pu*/pa)=1182 K (5.3)

Parametrii corespunzători punctului u* sunt:

u* =540 °RAC

VU* =352 cm3

5.3 Calculul politropei de destindere prin puncte

Reprezentarea grafică a curbei t-u se face prin puncte pe baza ecuației politropei de destindere:

(5.4)

și

(5.5)

unde :

(5.6)

În momentulDSE: Vu,=Vc+pu, =324.4254cm3; Pu, =PtMPa Tu, =Tt K În punctul u avem: °RAC

Pu =

Tu =Tt K Vu =Vu, =Va =352 cm3

=== Cap 06mar ===

Capitolul 6

Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului

6.1 Trasarea diagramei indicate și calculul indicilor indicați

În cazul ciclului motor real, numai o parte din energia termică a combustibilului reușește să se transforme în lucru mecanic dezvoltat de gaze în cilindru.

Ținând seama de condițiile în care se desfășoară transformările care alcătuiesc ciclul real, rezultă diagrama indicată de care se leagă o serie de parametrii caracteristici ai motorului (presiunea medie, randamentul și consumul indicat de combustibil), precum și solicitările mecanice și termice din organele mecanismului motor.

Prin acțiunea gazelor asupra pistonului în interiorul cilindrului în timpul desfășurării ciclului real se dezvoltă un lucru mecanic indicat (Li) proporțional cu aria diagramei indicate.

Aria corespunzătoare diagramei de pompaj reprezintă un lucru mecanic negativ, micșorând lucrul mecanic indicat. Acest lucru mecanic de pompaj se atribuie pierderilor mecanice și se include în randamentul mecanic.

De aceea Li este reprezentat de bucla mare a diagramei indicate și se obține prin planimetrarea ei.

Dacă se raportează lucrul mecanic indicat Li la cilindreea unitară Vs se obține presiunea medie indicată pi sau lucrul mecanic specific (produs de unitatea de cilindru):

pi=Li / Vs (6.1)

Presiunea medie indicată se determină pe două căi:

Li= mm2desen

care se corectează cu coeficientul de rotunjire al diagramei sau randamentul diagramei:

d =0,95….0,98

Se adoptă :

d =0,98 (6.2)

Presiunea medie indicată va fi:

(6.3)

unde kv=3,2074cm3/mm – scara volumelor

kp=0,0218 MPa /mm- scara presiunilor.

Explicitând fiecare termen din relația (6.3) și raportând rezultatul la Vs se obține expresia presiunii medii indicate:

(6.4)

Randamentul indicat i reprezintă criteriul de apreciere a eficienței economice a ciclului motor și caracterizează gradul de utilizare a căldurii în cilindrii motorului ținând seama de toate pierderile termice, inclusiv de cedarea de căldură către sursa rece.

Cunoscând presiunea medie indicată, randamentul indicat se determină cu relația:

=0,22 = 22 % (6.5)

în care Qdis=Qin – căldura disponibilă

Puterea indicată Pi este dezvoltată prin realizarea ciclului real în interiorul cilindrului, adică este puterea transmisă de gaze pistonului pe durata unui ciclu.

Puterea indicată se determină cu relația:

= 71.1 KW = 69 CP (6.6)

Consumul specific indicat de combustibil ci reprezintă cantitatea de combustibil necesară pentru a dezvolta în cilindrul motorului un lucru mecanic egal cu un1kW·h și se determină cu ajutorul relației:

= 497.18 g/KW (6.7)

Rezultatele sunt arătate în listingul alăturat.

6.2 Calculul indicilor efectivi

Pentru calculul indicilor efectivi se alege randamentul mecanic al motorului :

m=0,75

Mărimile efective se determină cu relațiile:

6.3 Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului și compararea lor cu cei ai soluțiilor similare

Calculul indicilor de perfecțiune presupune determinarea puterii litrice PL, a puterii pe cilindru Pe1 și a puterii raportată la aria pistonului PA.

Se utilizează următoarele relații de calcul:

(6.12)

(6.13)

Vt=1994 dm3 – cilindreea totală (6.14)

unde:

i=5 -numărul cilindrilor D=0,80 dm – alezajul cilindrului

=== Cap 07.mar ===

Capitolul 7

Caracteristica exterioară a motorului

Prin caracteristica de turație a motorului se înțelege variația parametrilor principali ai motorului care caracterizează performanțele acestuia, respectiv puterea, cuplul motor, consumul specific și orar de combustibil, în funcție de turația arborelui cotit la admisiune constantă.

Caracteristica de turație obținută pentru admisiunea maximă de combustibil, se numește caracteristică de turație exterioară sau la sarcină totală.

Fig. 8.1

7.1 Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul

Turațiile semnificative într-o astfel de caracteristică sunt:

Se calculează coeficientul de elasticitate al motorului cu relația:

ce=nM/nP=4000/5400=0.74 <1 (7.1)

Variația puterii motorului în funcție de turație se poate obține pe cale analitică cu ajutorul relației:

(7.2)

în care Pmax=53.3 kW- puterea efectivă a motorului

a, b, c- coeficienți care se determină cu relațiile:

(7.3)

(7.3’)

(7.3”)

Curba de variație a momentului motor efectiv se obține cu relația:

(7.4)

Înlocuind în relația (8.3) turația n cu valorile corespunzătoare puterii maxime (nP) și momentului maxim (nM) se obțin valorile corespunzătoare ale momentului efectiv:

(7.4’)

(7.4”)

în care:

(7.2’)

Se determină coeficientul de adaptabilitate al motorului ca cu relația:

(7.5)

Coeficientul de rezervă al momentului motor este:

(7.6)

Pentru calculul consumului specific efectiv de combustibil se folosește relația:

(7.7)

Pe baza acestei relații se determină turația economică a motorului, folosind următoarea relație:

nec=nP/1,6=34375 rot/min (7.8)

În relația (8.7), cep reprezintă consumul specific efectiv de combustibil care are valoarea

ceP=441 g/kWh

8.2 Calculul prin puncte al curbelor caracteristicii externe

Relațiile pentru calculul analitic al curbelor caracteristicii exterioare sunt:

– puterea

– momentul

– consumul specific

– consumul orar

cu n=nmin….nm=1000….6100 rot/ min

=== Cap 8.1 ===

8. Cinematica mecanismului motor

Cinematica mecanismului motor se studiază în următoarele ipoteze simplificatorii:

Când arborele cotit are o mișcare de rotație unghiulară, viteza unghiulară rezultă din relația:

(8.1)

În ipoteza că =ct. , rezultă că unghiul de rotație al arborelui cotit , este proporțional cu timpul, conform relației:

=6·n·t (8.2)

Pe baza acestei dependențe, toate mărimile cinematice vor fi exprimate în funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit. se consideră poziția inițială pentru unghiul (= 0), cea corespunzătoare poziției pistonului în pmi.

Fig. 9.1

8.1 Cinematica pistonului;

Deplasarea pistonului este identică cu deplasarea piciorului bielei sau cu a punctului P (vezi fig.9.1).

Folosind notațiile din figură, expresia deplasării momentane a pistonului în raport cu pmi este:

(8.3)

cu

r=S/2=36 mm – raza manivelei

și

= r/l = 0,31 – raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei

Deplasarea pistonului poate fi considerată suma a două funcții armonice:

xP=xI +xII (8.4)

cu

xI=r(1-cos) – armonica de ordinul I

– armonica de ordinul II

Graficul variației acestei deplasări se obține prin puncte însumând cele două armonici.

Viteza pistonului se obține derivând relația (9.3) în raport cu timpul.

Avem:

(8.5)

Ca urmare:

wP=r·( sin + sin2) (8.5’)

Viteza pistonului se mai poate scrie

wP= r sin (1+cos) (8.5”)

Aceasta se anulează pentru cazul în care

sin (1+cos)=0

relație valabilă numai în cazul în care sin =0 (adică =0,180,360) datorită faptului că <1 și deci 1+cos >0.

Ca urmare se constată că viteza pistonului este nulă doar în punctele moarte.

Viteza maximă a pistonului se obține pentru acea valoare a lui pentru care:

(8.6)

din care rezultă punctul de viteză maximă:

(8.6’)

Viteza pistonului poate fi de asemenea scrisă ca sumă a două armonici:

wP=wpI+wpII (8.7)

unde:

wpI=rsin – armonica de ordinul I

wpII= r(/2)sin2 – armonica de ordinul II

Graficul de variație al vitezei se obține prin puncte.

Accelerația pistonului se obține derivând de două ori expresia spațiului

(8.8)

adică:

aP=r2(cos+cos2) (8.8’)

Accelerația pistonului se anulează în punctele în care :

adică în punctele în care wp este maximă .

apmax=wpmax= 72 GRD RAC

Accelerația maximă se obține în acele puncte în care este valabilă egalitatea :

(8.9)

adică punctele pentru care :

sin =0 deci =0,180, 360,…

sau

1+4cos=0 care în cazul de față nu este valabilă pentru că trebuie ca >1/4.

Valorile extreme ale accelerației vor fi:

aP() = r2(1+) = 36·10-3·565.482(1+0.26) = 14504 m/s2 (8.8’’)

aP() = r2(-1+) = 36·10-3·565.482(-1+0.23) = -9080 m/s2 (8.8’”)

În acest caz armonicele accelerației sunt:

aI=r2cos – armonica de ordinul I

aII=r2cos2 – armonica de ordinul II.

=== Cap 8.2 ===

8.2. Cinematica bielei

Biela are o mișcare plan-paralelă complexă. Se poate considera că fiecare punct al bielei are o mișcare de translație identică cu cea a punctului P și o mișcare de rotație în jurul punctului P cu o viteză unghiulară .

Mișcarea bielei se studiază în funcție de unghiul care poziționează biela în mișcare.

Spațiul unghiular al bielei se determină cu relația:

=arcsin (sin) (8.10)

în care este unghiul făcut de axa bielei cu axa cilindrului.

Β i-a valori nule acolo unde sinβ = 0; adică α = 0,180,360 [RAC] (in punctele moarte);

Valoarea maximă a oblicității bielei se obține pentru valoarea maximă a funcției sin adică pentru =90° și =270° RAC, adică:

[RAC] (8.10’)

Viteza unghiulară a bielei se obține prin derivare spațiului unghiular în raport cu timpul:

(8.11)

Viteza unghiulară a bielei este nulă pentru =(2k+1)·90° deci când oblicitatea bielei este maximă.

Această viteză unghiulară atinge valori extreme în punctele pentru care

(8.11’)

sau

(8.11”)

adică atunci când =k·180° (cu k=0,1,2,3,4.) când valoarea vitezei unghiulare este:

Accelerația unghiulară se poate determina prin derivare în raport cu timpul a expresiei (8.11):

(8.12)

Această accelerație atinge valoarea zero pentru unghiuri de rotație ale arborelui cotit =k·180° ( unde k= 0,1,2,…) adică în punctele moarte și este maximă pentru =(2k+1)·90° (unde k= 0,1,2…) adică în punctele de oblicitate maximă a bielei când:

(8.12’)

=== CAP 9.1 ===

9. Dinamica mecanismului motor

9.1 Generalități. Clasificări ale forțelor din mecanismul motor

În timpul funcționării motorului, în elementele mecanismului motor iau naștere o serie de eforturi determinate de forțele ce apar în mecanismul motor, eforturi a căror cunoaștere este necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, pentru calculul variației momentului motor și dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor.

În mecanismul motor apar patru tipuri de forțe, împărțite în funcție de fenomenul fizic care le produce:

Dintre aceste forțe, cele de frecare și de greutate au valori mici în raport cu celelalte două categorii. De aceea pentru calcule prezintă importanță doar forțele de presiune și cele de inerție.

9.2 Forța de presiune a gazelor

Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului de către gazele care evoluează în cilindru determină o forță de presiune, a cărei determinare se face cu relația:

(9.1)

unde:

D=82,6 mm – alezajul cilindrului

pcil [Mpa] -presiunea gazelor din cilindru

pcart [Mpa] – presiunea gazelor din carter care lucrează la partea inferioară a capului pistonului (pcart=0,1MPa).

Forța de presiune are o alură de variație în timp proporțională cu cea a presiunii fluidului.

În ceea ce privește direcția acestei forțe ea este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului iar sensul este prezentat în fig 10.1: când FP >0 ea este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit, iar când FP <0 este orientată spre chiulasă.

Fig. 9.1 Calculul variației forței FP se face prin puncte.

9.3 Forțele de inerție ale maselor in mișcare de translație ;

Forțele de inerție sunt produse de masele cu mișcare accelerată ale mecanismului bielă- manivelă și anume: grupul piston, grupul bielei și arborele cotit.

Pentru simplificarea calcului dinamic se trece la un sistem de mase echivalent care să înlocuiască sistemul real al maselor în mișcare.

Se consideră astfel că piesele mecanismului motor execută doar următoarele două tipuri de mișcări:

– mișcare de translație a grupului piston și a unei părți (m1) din masa bielei;

– mișcare de rotație a arborelui cotit și a celeilalte părți (m2) din masa bielei.

Forțele de inerție care acționează în mecanismul motor sunt deci de două feluri:

– forțele de inerție ale maselor mj aflate în mișcare de translație (Fj);

– forțele de inerție ale maselor mr aflate în mișcare de rotație (Fr).

Masa care execută mișcare de translație accelerată este:

mj = mgp +m1 [kg] (9.2)

unde mgp este masa grupului piston compus din piston, bolț și segmenți, masă care se consideră concentrată în axa bolțului.

mgp= mp +mb +mseg [kg] (9.3)

în care mp – masa pistonului

mb – masa bolțului

mseg – masa segmenților.

Masa bolțului se poate calcula cu relația:

mb= Vb · OL = 0,80 kg (9.5)

cu

(9.5’)

în care

deb20 mm;

dib=13.6 mm;

l= 115 mm;

sunt dimensiunile principale ale bolțului.

OL =7,6….7,8 kg/dm3 – densitatea oțelului se adoptă OL =7,6kg/dm3

Masa segmenților se adoptă din domeniul mseg= 20…60g pentru alezaje cuprinse intre 60 mm si 90 mm. Se adoptă:

mseg= 40 g = 0,040 kg.

Ca urmare masa grupului piston va fi:

mgp= mp +mb +mseg = 0.52 (9.3’)

Masa bielei se descompune în cele două mase: m1 concentrată în axa bolțului și care efectuează mișcare de translație și masa m2 concentrată în axa fusului maneton, care execută o mișcare de rotație.

Cele două mase (m1 și m2 ) se cunosc din listing,si au următoarele valori:

m10.19 kg;

și (9.6)

m2= 0,41 kg;

Rezulta ca masa totala a bielei este:

kg (9.7)

În concluzie, ținând cont de cele de mai sus, se poate calcula masa în mișcare de translație:

mj = mgp +m1

9.4 Forte rezultante din mecanismul motor;

Cunoscând această masă se poate determina forța de inerție a maselor aflate în mișcare de translație:

Fj=-mj·ap=-mj·r2(cos + cos2) [N] (9.8)

Direcția acestei forțe este întotdeauna paralelă cu axa cilindrului, iar sensul este cel din fig.10.3: când Fj>0 este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit iar când Fj<0 este orientată spre chiulasă.

Fig. 9.3

Forța de inerție a maselor în rotație Fr este o forță rotitoare de mărime constantă care acționează într-un plan normal pe axa de rotație a arborelui cotit

Considerând acțiunea simultană a forței de presiune a gazelor și a forțelor de inerție se obține schema forțelor (fig 10.5) unde se admite convenția de semn precizată în figură.

Forța rezultană F care acționează asupra pistonului este:

F=FP +Fj [N] (9.13)

Forța F se descompune în componentele N, care aplică pistonul pe cilindru și B care acționează asupra bielei:

N = F · tg (9.14)

Fig. 9.5 și

B=F/cos (9.15)

Deplasând forța B, ca vector alunecător în centrul fusului maneton (punctul M) și descompunând-o după două direcții ,una normală la maneton – forța Z- și cealaltă tangentă la maneton – forța T- , se obțin forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier:

(9.16)

(9.17)

Pentru a pune în evidență momentul motor se procedează în felul următor: în centul de rotație al arborelui cotit se plasează două forțe T’ și T” egale și de sens contrar și paralele și egale în modul cu forța T; în același centru, se deplasează forța Z pe linia ei de acțiune (notată Z’).

Forțele T” și Z’ dau rezultanta B’ care se descompune în componentele F’ și N’ egale cu F și respectiv cu N.

Forțele T și T’ produc un cuplu al cărui moment M reprezintă momentul motor al cilindrului care poate fi calculat cu expresia:

(9.18)

Forțele N și N’ alcătuiesc un cuplu al cărui moment Mr se numește moment de răsturnare egal și de sens contrar cu momentul motor:

Mr= -N· h= -h· F· tg=

(9.19)

= – T · r= -M

Momentul motor M se transmite roților motoare, iar momentul reactiv se transmite reazemelor motorului.

=== cap03.mar ===

Capitolul 3

Calculul procesului de comprimare

Prin comprimare se urmărește:

1) Sporirea randamentului termic al motorului prin comprimarea prealabilă a fluidului motor;

2) Permiterea aprinderii combustibilului;

3)Generarea mișcării organizate a fluidului motor în camera de ardere, fapt important pentru realizarea turațiilor ridicate.

Calculul procesului de comprimare are drept scop determinarea stării fluidului motor din cilindru (presiunea din cilindru p, temperatura T, volumul V) și a stării amestecului inițial în momentul declanșării scânteii (punctul c’), în momentul declanșării arderii (punctul d), la finele cursei de comprimare (punctul c’’), în momentul închiderii supapei SA (punctul a).

Fig. 3.1

3.1 Alegerea parametrilor de calcul

Pentru calculul procesului de comprimare trebui adoptate mărimile inițiale:

Tabelul 3.1

3.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de comprimare

Poziția pistonului într-un punct corespunzător unghiului al manivelei în cursa de comprimare se determină cu relația:

xp=r[(1-cos)+(/4)· (1-cos2)] [mm] (3.1)

poziție măsurată față de pmi,

cu

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei

r=36 mm raza manivelei.

unghiul de rotație al manivelei

Volumul gazelor corespunzătoare acestei poziții a pistonului este:

(3.2)

cu Vc=50 cm3 – volumul camerei de ardere

D=83 mm – alezajul cilindrului

Cunoscând că procesul de comprimare decurge politropic, cu exponentul politropic mc, rezultă că presiunea și temperatura gazelor într-un punct oarecare x se calculează cu relațiile:

(3.3)

(3.4)

unde Va=449 cm3

pa=0.071 MPa

Ta=360 K

parametrii de stare corespunzători sfârșitului cursei de admisie (punctul a)

Cu ajutorul relațiilor de mai sus valorile obținute în punctele caracteristice sunt prezentate în tabelul următor:

Tabelul 3.2

unde:

a’=180+ îISA =180+ 54= 234° RAC – la închiderea supapei de admisie

c’=360- s =360- 30= 330° RAC – la declanșarea scânteii

d=345° RAC- la declanșarea arderii

c’’=360° RAC – la sfârșitul cursei de comprimare.

3.3. Calculul politropei de comprimare prin puncte

Politropa de comprimare se reprezintă grafic prin puncte ale căror parametrii se calculează cu relațiile (4.2), (4.3), (4.4) introduse în programul de calcul COMPRIMARE.EXE, în urma rulării acestuia rezultând listingul alăturat.

3.4 Calculul duratei procesului de comprimare

Întinderea unghiulară a procesului de comprimare este:

c=c’-a’=330-234=96 °RAC (3.5)

Timpul de comprimare este

tc=c/6n=96/6·5400=2.96 ms (3.6)

Întinderea liniară a procesului de comprimare este:

xpc=r[(1-cos c)+(/4)· (1-cos2c)] (3.7)

=50 mm

Procentul din cursa pistonului corespunzător desfășurării este:

pc=(S-xpc)/S·100=52.3 % (3.8)