Calculul Unui Atelier DE Reparații Preventive Pentru 130 DE Autovehicule Logan Mcv Destinate Diviziei Medicale Bgs
C U P R I N S
PREFAȚĂ………………………………………………………………………………………..11
CAPITOLUL I…………………………………………………………………………………16
AUTOMOBILUL ELECTRIC………………………………………………………….16
1.1.DESCRIERE GENERALĂ………………………………………………………………..16
1.1.1.Propulsie prin acumulatorul ,,clasic”………………………………………………………..18
1.1.2.Super condensatorul – bateria viitorului…………………………………………………..18
1.1.3.Logan electric EMC…………………………………………………………………………………21
1.1.4.Descrierea echipamentului electric……………………………………………………………25
1.1.5.Noua tehnologie a acumulatorilor…………………………………………………………….36
1.2.VARIANTA FINALĂ A AUTOVEHICOLULUI………………………………..37
1.2.1.LOGAN EMC…………………………………………………………………………………………37
CAPITOLUL II………………………………………………………………………………..39
CALCULUL TERMIC……………………………………………………………………..39
2.1.GENERALITĂȚI………………………………………………………………………………39
2.2.PRINCIPIUL DE FUNCȚIONARE AL MAI……………………………………..39
2.3.ALEGEREA PARAMETRILOR INIȚIALI DE CALCUL…………………40
2.3.1.Puterea efectivă (disponibilă la arborele cotit al motorului)……………………….40
2.3.2.Număr de timpi τ……………………………………………………………………………………..41
2.3.3.Turația n………………………………………………………………………………………………….41
2.3.4.Numărul de cilindri i………………………………………………………………………………..41
2.3.5.Compoziția procentuală a combustibilului………………………………………………..42
2.3.6.Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qinf……………………………………42
2.3.7.Parametrii mediului ambiant……………………………………………………………………42
2.3.8.Presiunea de evacuare pev…………………………………………………………………………43 2.3.9.Coeficientul de scădere a presiunii de admisie ξa……………………………………….43
2.3.10.Temperatura gazelor arse reziduale Tr……………………………………………………44
2.3.11.Încălzirea fluidului motor în contact cu motorul ΔT………………………………..44
2.3.12.Coeficientul de exces de aer α………………………………………………………………….44
2.3.13.Coeficientul gazelor arse reziduale yr………………………………………………………45
2.3.14.Coeficienți de utilizare a clădirii ξ…………………………………………………………..46
2.3.15.Coeficientul de rotunjire a diagramei indicate φr…………………………………….46
2.3.16.Randamentul mecanic ηm……………………………………………………………………….47
2.3.17.Raportul de comprimare ε……………………………………………………………………..48
2.3.18.Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei λd………………………………..48
2.3.19.Raportul cursei/dezaj ψd…………………………………………………………………………49
2.3.20.Unghiul de avans la injecție β………………………………………………………………….49
2.3.21.Unghiul de corecție a duratei de ardere ξθ……………………………………………….49
2.4.CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE……………………………………….50
2.4.1.Cantitatea de oxigen necesară arderii complete a combustibilului……………..50
2.4.2.Cantitatea de aer necesară arderii complete a combustibilului…………………..50
2.4.3.Cantitatea reală de aer necesară arderii complete a combustibilului………….50
2.4.4.Cantitatea de gaze rezultate din arderea combustibilului…………………………..51
2.4.5.Cantitatea de gaze reziduală…………………………………………………………………….51
2.4.6.Masa fluidului motor la sfârșitul admisiei…………………………………………………52
2.4.7.Construcția caracteristică a fluidului motor la sfârșitul admisiei……………….52
2.4.8.Temperatura aerului la intrarea în cilindru………………………………………………52
2.4.9.Entalpia fluidului motor la sfârșitul admisiei…………………………………………….53
2.4.10.Entalpia fluidului motor pentru o temperatură arbitrară………………………..54
2.4.11.Temperatura fluidului motor la sfârșitul admisiei……………………………………55
2.4.12.Presiunea de admisie a fluidului proaspăt……………………………………………….55
2.4.13.Volumul fluidului motor la sfârșitul admisiei…………………………………………..55
2.4.14.Coeficientul de umplere (randamentul volumetric)………………………………….55
2.5.CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE……………………………..56
2.5.1.Coeficienții căldurii specifice medii molare a fluidului motor…………………….56
2.5.2.Ecuația de determinare a exponentului politropic al comprimării……………..56
2.5.3.Presiunea fluidului motor la sfârșitul comprimării……………………………………57
2.5.4.Temperatura fluidului motor la sfârșitul comprimării………………………………57
2.5.5.Volumul fluidului motor la sfârșitul comprimării……………………………………..57
2.6.CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE………………………………………..58
2.6.1.Calculul procesului de ardere izocoră……………………………………………………….58
2.6.1.1.Volumul fluidului motor în momentul declanșării injecției…………..58
2.6.1.2.Presiunea fluidului motor în momentul declanșării injecției…………58
2.6.1.3.Temperatura fluidului motor în momentul declanșării injecției……59
2.6.1.4.Întârzierea la autoaprindere a combustibilului…………………………….59
2.6.1.5.Unghiul de rotație corespunzător întârzierii la autoaprindere…….. 59
2.6.1.6.Unghiul de rotație corespunzător durației totale a arderii……………59
2.6.1.7.Cantitatea de cobustibil arsă la volum constant……………………………59
2.6.1.8.Cantitatea de gaze rezultate din arderea izocoră a combustiblului.59
2.6.1.9.Cantitatea de gaze arse existente la sfârșitul arderii izocore…………60
2.6.1.10.Masa fluidului motor la sfârșitul admisiei izocore………………………61
2.6.1.11.Constanta caracteristică fluidului motor la sfârșitul arderii
izocore………………………………………………………………………………………61
2.6.1.12.Energia internă a fluidului motor la sfârșitul comprimării…………61
2.6.1.13.Energia internă a fluidului motor la sfârșitul arderii izocore………63
2.6.1.14.Energia internă a fluidului motor pentru o temperatură
arbitrară T’x……………………………………………………………………………..63
2.6.1.15.Temeperatura fluidului motor la sfârșitul arderii izocore…………..64
2.6.1.16.Volumul fluidului motor la sfârșitul ardeii izocore……………………..64
2.6.1.17.Presiunea fluidului motor la sfârșitul arderii izocore………………….64
2.6.1.18.Raportul de creștere a presiunii…………………………………………………64
2.6.2.Calculul procesului de ardere izobară………………………………………………………64
2.6.2.1.Cantitatea de combustibil arsă la presiunea constantă…………………65
2.6.2.2.Cantitatea de gaze arse existente la sfârșitul arderii izobare…………65
2.6.2.3.Masa fluidului motor la sfârșitul arderii izobare………………………….65
2.6.2.4.Constanta caracateristică a fluidului motor la sfârșitul arderii
izobare……………………………………………………………………………………….66
2.6.2.5.Entalpia fluidului motor la sfârșitul arderii izocore……………………..66
2.6.2.6.Entalpia fluidului motor la sfârșitul arderii izobare……………………..68
2.6.2.7.Entalpia fluidului motor pentru o temperatură arbitrară…………….68
2.6.2.8.Temperatura fluidului motor la sfârșitul arderii izobare……………..69
2.6.2.9.Presiunea fluidului motor la sfârșitul arderii izobare…………………..69
2.6.2.10.Volumul fluidului motor la sfârșitul arderii izobare…………………..69
2.6.2.11.Raportul de destindere prealabilă……………………………………………..69
2.7.CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE………………………………..69
2.7.1.Coeficienții căldurii specifice medii molare a fluidului motor…………………….70
2.7.2.Ecuația de determinare a exponentului politropic al comprimării……………..70
2.7.3.Volumul fluidului motor la sfârșitul destinderii…………………………………………71
2.7.4.Presiunea fluidului motor la sfârșitul destinderii……………………………………….71
2.7.5.Temperatura fluidului motor la sfârșitul destinderii………………………………….72
2.7.6.Raportul de destindere……………………………………………………………………………..72
2.7.7.Raportul de scădere a presiunii………………………………………………………………..72
2.7.8.Temperatura gazelor arse reziduale………………………………………………………….72
2.8.CALCULUL PARAMETRILOR INDICAȚI , EFECTIVI ȘI
CONSTRUCTIVI ……………………………………………………………………………..73
2.8.1.Lucrul mecanic indicat realizat într-un cilindru………………………………………..73
2.8.2.Presiunea medie indicată………………………………………………………………………….73
2.8.3.Randamentul indicat………………………………………………………………………………..73
2.8.4.Consumul specific indicat de combustibil………………………………………………….73
2.8.5.Presiunea medie efectivă…………………………………………………………………………..73
2.8.6.Randamentul efectiv………………………………………………………………………………..73
2.8.7.Consumul specific efectiv de combustibil…………………………………………………..74
2.8.8.Lucrul mecanic indicat necesar a fi dezvoltat într-un cilindru……………………74
2.8.9.Coeficientul de similitudine………………………………………………………………………74
2.8.10.Volumele reale ale fluidului motor în punctele caracteristice ale ciclului de
funcționare…………………………………………………………………………………………….74
2.8.11.Presiunea fluidului motor pe parcursul proceselor de comprimare și
destindere………………………………………………………………………………………………74
2.8.12.Lucrul mecanic indicat real dezvoltat într-un cilindru…………………………….75
2.8.13.Diametrul cilindrului……………………………………………………………………………..75
2.8.14.Cursa pistonului…………………………………………………………………………………….76
2.8.15.Raza manivelei……………………………………………………………………………………….76
2.8.16.Lungimea bielei……………………………………………………………………………………..76
2.8.17.Cilindreea unitară………………………………………………………………………………….76
2.8.18.Cilindreea totală…………………………………………………………………………………….76
2.8.19.Viteza medie a pistonului………………………………………………………………………..76
2.8.20.Viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit………………………………………….76
2.8.21.Puterea efectivă a motorului…………………………………………………………………..77
2.8.22.Puterea indicată……………………………………………………………………………………..77
2.8.23.Puterea pe cilindru…………………………………………………………………………………77
2.8.24.Puterea specifică de arie a pistonului………………………………………………………77
2.8.25.Puterea specifică volumetrică a pistonului………………………………………………77 2.8.26.Gradul de solicitare al motorului…………………………………………………………….78
2.8.27.Dimensiunile de gabarit ale motorului…………………………………………………….78
CAPITOLUL III………………………………………………………………………………79
CALCULUL ORGANOLOGIC………………………………………………………79
3.1.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL CĂMĂȘII CILINDRULUI…………….79
3.1.1.Alegerea materialului……………………………………………………………………………….79 3.1.2.Alegerea tipului de cămașă……………………………………………………………………….79
3.1.3.Calculul de rezistență pentru soluția adoptată…………………………………………..84
3.2. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL PISTONULUI………………………………92
3.2.1.Rol, componență, condiții funcționale……………………………………………………….92
3.2.2.Alegerea materialului……………………………………………………………………………….94
3.2.3.Alegerea dimensiunilor caracteristice……………………………………………………….95
3.2.4.Calculele de rezistență ale pistonului………………………………………………………..96
3.3. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BOLȚULUI………………………………..103
3.3.1.Rol, condiții funcționale, construcție……………………………………………………….103
3.3.2.Ansamblul bolt-bielă-piston……………………………………………………………………103
3.3.3.Materiale pentru bolț……………………………………………………………………………..104
3.3.4.Alegerea dimensiunilor caracteristice……………………………………………………..105
3.3.5.Calculul de rezistență al bolțului…………………………………………………………….106
3.4. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL SEGMENȚILOR………………………..111
3.4.1.Rol, condiții funcționale, construcție……………………………………………………….111
3.4.2.Materiale pentru segmenți………………………………………………………………………112
3.4.3.Calculul de rezistență al segmenților……………………………………………………….113
3.5. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BIELEI………………………………………118
3.5.1.Rol, componență, condiții funcționale……………………………………………………..118
3.5.2.Alegerea materialelor bielei, bucșei antifricțiune, cuzineților și șuruburilor de
bielă……………………………………………………………………………………………………….118
3.5.3.Stabilirea soluției constructive a bielei…………………………………………………….119
3.5.3.1.Piciorul bielei……………………………………………………………………………119
3.5.3.2.Corpul bielei……………………………………………………………………………..120
3.5.3.3.Capul bielei………………………………………………………………………………120
3.5.3.4.Șuruburi pentru bielă……………………………………………………………….122
3.5.4.Calculul de rezistență al bielei…………………………………………………………………122
3.6. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL ARBORELUI COTIT…………………142
3.6.1.Rol, componență, condiții funcționale……………………………………………………..142
3.6.2.Construcția arborelui cotit……………………………………………………………………..144
3.6.3.Materiale pentru arbori cotiți…………………………………………………………………146
3.6.4.Calculul de rezistență pentru soluția adoptată…………………………………………147
CAPITOLUL IV…………………………………………………………………………….159
INJECȚIA ELECTRONICĂ DIESEL…………………………………………….159
4.1.OBIECTIVE ALE INJECȚIEI DIESEL DIRECTE………………………….159
4.2.REDUCEREA ZGOMOTULUI……………………………………………………….159
4.3.REDUCEREA EMISIILOR POLUANTE………………………………………..160
4.4.REDUCEREA CONSUMULUI DE CARBURANT…………………………..162
4.5.CREȘTEREA PERFORMANȚELOR………………………………………………162
4.6.FUNCȚIONAREA SISTEMULUI DE INJECȚIE DIRECTĂ…………..163
4.7.CIRCUITUL HIDRAULIC………………………………………………………………165
4.8.CIRCUITUL DE JOASĂ PRESIUNE………………………………………………165
4.9.CIRCUITUL DE INALTĂ PRESIUNE…………………………………………….171
4.10.CIRCUITUL DE RETUR……………………………………………………………….184
4.11.CALCULATORUL DE INJECȚIE…………………………………………………184
4.12.STRATEGIILE DE CONTROL……………………………………………………..185
CAPITOLUL V………………………………………………………………………………187
INJECȚIA CU COMANDĂ ELECTRONICĂ LA MOTOARELE DIESEL – ALTE VARIANTE…………………………………………………………187
51.CONDIȚIILE REGLĂRII IDEALE A ALIMENTĂRII CU
COMBUSTIBIL A MOTOARELOR DIESEL…………………………………..187
5.2.SISTEME DE INJECȚIE ELECTRONICE……………………………………..190
5.2.1.Sistemul de injecție commonrail……………………………………………………………..190
5.2.2.Sistemul de injecție commonrail cu injectoare piezo-electrice…………………..198
5.3.POMPA DE INJECȚIE ASISTATĂ ELECTRONIC (VP-44)……………200
5.4.SISTEMUL DE INJECȚIE POMPĂ-INJECTOR (UIS,UPS)……………201
5.5.ECU (ENGINE CONTROL UNIT)…………………………………………………..205
5.6.COMPONENȚA ELECTRICĂ A ECHIPAMENTULUI DE
INJECȚIE……………………………………………………………………………………….207
5.7.EVOLUȚIA SISTEMELOR DIESEL DUPĂ ANUL 1990…………………207
5.8.EVOLUȚIA ÎN TIMP A SISTEMULUI DE INJECȚIE LA DIESEL..209
5.9.INSTALAȚIE DE CURĂȚAT SISTEME DE INJECȚIE………………….209
CAPITOLUL VI…………………………………………………………………………….211
CALCULUL UNUI ATELIER DE REPARAȚII PREVENTIVE PENTRU 130 DE AUTOVEHICULE LOGAN MCV DESTINATE DIVIZIEI MEDICALE BGS…………………………………………………………..211
6.1.INTRODUCERE……………………………………………………………………………..211
6.1.1.Caracteristicile mentenanței automobilelor……………………………………………..211
6.2.INTERVENȚII TEHNICE……………………………………………………………….211
6.3.NECESITATEA MENTENANȚEI AUTOMOBILELOR…………………212
6.4.ÎNTREȚINEREA TEHNICĂ PREVENTIVĂ…………………………………..214
6.5.CALCULUL PARCURSULUI ANUAL……………………………………………217
6.6.CALCULUL PRODUCTIVITĂȚII ANUALE ȘI ZILNICE (RT 1, RT 2,
RTS, SU)……………………………………………………………………………………….219 6.7.DIMENSIONAREA NECESARULUI DE FORȚĂ DE MUNCĂ ȘI
REPARTIZAREA PE MESERII………………………………………………………220
6.8.DETERMINAREA POSTURILOR DE LUCRU………………………………222
6.9.ALEGEREA TIPULUI DE ATELIER PENTRU MENTENANȚĂ
PREVENTIVĂ ȘI MOTIVAREA ALEGERII…………………………………..222
6.10.DIMENSIONAREA ATELIERULUI……………………………………………..223
BIBLIOGRAFIE…………………………………………………………………………….227
PREFAȚĂ
Prin motor, în general, se înțelege o mașină care transformă o energie oarecare, în energie mecanică. Motoarele termice servesc la transformarea energiei termice în energie mecanică. Cum energia termică ce se transformă în aceste motoare, este obținută în urma arderii unui combustibil, funcționarea lor este legată de două procese și anume: arderea combustibilului însoțită de degajare de căldură și transformarea acestei călduri în lucru mecanic.
Dacă se ține seama de locul unde se produce arderea combustibilului, motoarele termice se împart în două mari categorii:
1.Motoare cu ardere externă – în cazul când arderea combustibilului se realizează într-un agregat distinct, separat de motor (aerul care furnizează oxigenul necesar arderii nefiind totodată și fluid de lucru al motorului). Din această categorie fac parte: mașinile cu aburi cu piston, turbinele cu aburi.
2.Motoare cu ardere internă – în cazul când arderea combustibilului se realizează fie într-un agregat distinct, separat de motor, fie chiar în interiorul motorului, dar aerul care furnizează oxigenul necesar arderii este, în același timp, și fluidul d elucru al motorului.
Se poate deci defini astfel:
motorul cu ardere internă – este un agregat termic, în care energia potențială, chimică, a combustibilului ars în interiorul motorului, se transformă în energie calorică (termică), iar aceasta la rândul ei în energie mecanică – ce prin intermediul unui fluid motor este cedată unor corpuri solide în mișcare.
Spre deosebire de motoarele cu ardere externă (mașinile și tirbinele cu abur) la care arderea combustibilului și degajarea de căldură au loc în afara motorului termic (în focarele generatoarelor cu abur), la motoarele cu ardere internă, energia termică este obținută în interiorul unui cilindru sau în interiorul unei camere de ardere. Din cauza transformării imediate a energiei și datorită faptului că produsele arderii (agentul motor) se destind de la temperaturi mari, adică diferența de temperatură între sursa de căldură și sursa rece este mai pronunțată, consumul mediul de căldură, ca și randamentul efectiv ating valori mai economice la aceste motoare, decât la motoarele cu ardere externă. În funcție de procesul termic desfășurat în cilindrul acestor motoare, randamentul efectiv are valori cuprinse între 0,2 și 0,4. Motorul cu ardere internă cu piston este motorul la care produsele arderii intră în compoziția fluidului motor, iar evoluțiile acestuia se realiezază prin intermediul unui piston cu mișcare alternativă sau cu mișcare de rotație (motor Wanke). Fluidul motor este constituit dintr-un amestec de aer, vapori și picături fine de combustibil (amestecul carburant) și gaze rezisuale (sămase din ciclurile precedente) care își schimbă permanent compoziția în timpul evoluțiilor, datorită arderii combustibilului. În cazul motorului cu piston transformarea căldurii în lucru mecanic util prespupune realizarea în interiorul caestuia a unei suite de procese termice parcurse de fluidul motor, într-o anumită ordine (ce se repetă periodic). Această succesiune poartă numele de ciclu motor. Partea din ciclul motor efectuată la o cursă a pistonului se numește timp. Procesele termice care alcătuiesc un ciclu motor sunt: admisia, compresia, arderea, destinderea și evacuarea. Realizarea acestora în ordinea corectă se obține prin variația volumului sau spațiului de lucru în care se deplasează (prin translație, sau într-o mișcare de rotație) pistonul. Un motor cu ardere internă reprezintă o mașină complexă alcătuită dintr-un sistem elementar numit mecanismul motor, un ansamblu de sisteme auxiliare și din aparatură pentru controlul funcționării.
MECANISMUL MOTOR
Este alcătuit din două părți:
a.Partea mobilă – numită și mecanism bielă-manivelă care cuprinde trei organe principale: pistonul 1, biela 4 și arborele motor sau cotit 3. Grupul piston cuprinde pe lângă piston, segmenții 10 și bolțul (axul) ce articulează piciorul bilei. Segmenții sunt de mai multe tipuri: de compresiune (de etanșare), ce asigură etanșarea spațiului de lucru al motorului situat deasupra pistonului și de ungere (raclori) ce îndepărtează surplusul de ulei de pe pereții cilindrului. Biela 4 este articulată de piston prin intermediul bolțului și de fusul maneton (manivelă) al rborelui cotit. Arborele cotit este alcătuit din fusurile maneton 3 de care se articulează biela și din brațul de manivelă (sau brațul manetonului) care leagă fusurile maneton de fusurile paliere (rea reazem).
b.Partea fixă a mecanismului motor – cuprinde: cilindrul 2 (care împreună cu ceilalți cilindri este montat într-o piesă comună denumită bloc al cilindrilor), chiulasa 5 (care realizează închiderea cilindrilor la partea superioară și care conține și organele de distribuție ale gazelor – supapele de admisie SA 6 și de evacuare SE 7) și carterul c eface uneori piesă comună cu blocul cilindrilor și are rolul de a sprijini arborele cotit al motorului și/sau de a colecta (depozita) lubrifiantul (uleiul) necesar instalației de ungere numit și carterul inferior 9.
Figura 1 – Elemente constructive
ale motorului cu ardere internă
ANSAMBLUL DE SISTEME AUXILIARE
Cuprinde:
a.Sistemul de distribuție – ce reprezintă ansamblul tuturor organelor care permite umplerea periodică a cilindrului cu gaze proaspete și evacuarea periodică a gazelor de ardere din cilindrii motorului în atmosferă.
Aceasta cuprinde trei părți:
conductele (colectoarele) de admisie (și de evacuare) – prin care se transportă și distribuie fluidul motor proaspăt între cilindrii (și gazele arse din licindru în atmosferă);
mecanismul de distribuție – ce este responsabil de comanda deschiderii periodice comandate a orificiilor de comunicație (SA, SE) a camerei de ardere cu exteriorul;
amortizoarele de zgomot – atât pe galeria de admisie (colctoare sau incinta filtrului de aer) cât și pe cea de evacuare (tobe sau colectoare).
b.Sistemul de alimentare cu combustibil – care este funcție de modul de formare a amestecului:
la MAS – carburator alimentat cu benzină prin conducte și filtre de la un rezervor cu ajutorul unei pompe de alimentare; carburatorul îndeplinește funcșiunile de dozare a combustibilului și aerului în raport cu sarcina și turația motorului, asigură pulverizarea, vaporizarea și amestecarea parțială a combustibilului cu aerul, pornirea sigură a motorului, etc.;
la MAC – pompa de alimentare (a pompei de injecție) aspiră combustibilul din rezervor printr-o baterie de filtre și îl dirijează prin conducte (sistemul de joasă presiune) spre pompa de injecție; pompa de injecție asigură presiunea ridicată a motorinei (pentru pulverizare) prin conductele de înaltă presiune (100 … 850 bar) (sistemul de injecție); combustibilul este introdus prin injectoare în camera de ardere; cerințele la nivelul acestui sistem sunt asupra dozării, distribuției și preciziei introducerii combustibilului în cilindri.
c.Sistemul de aprindere – este utilizat numai la MAS (la MAC aprinderea se face prin compresie); cuprinde bateria de acumulatori (sursa de curent) de la care se alimentează ruptorul (platina) care asigură întreruperea circuitului primar al bobinei de inducție (transformatorul de înaltă tensiune); tensiunea din secundarul bobinei de inducție este distribuită în rodinea de aprindere (de funcționare) a bujiilor cilindrilor. Scânteia comandată se produce între eleclectrodul central și cel lateral legat la masa motorului. Încărcarea bateriei de acumulatori se face cu ajutorul alternatorului sau dinamului antrenat prin curea de la arborele cotit al motorului.
d.Sistemul de răcire – grupează totalitatea agregatelor, aparatelor și edispozitivelor care are rolul de a asigura evacuarea forțată prin pereți a căldurii deci, de a răci piesele motorului ce vin în contact cu gazele fierbinți. Este necesar nu numai să se răcească motorul, dar trebuie găsită și menținută în exploatare temperatura optimă a fluidului de răcire, la care indicii de performanță ai motorului sunt cei mai buni. Răcirea poate fi cu aer sau cu lichid (dar în final toto aerul ambiant preia căldura). Circulația lichidului este asigurată, forțat, cu o pompă de circulație (apă) antrenată de la arborele motor prin transmisie cu curea trapezoidală. În partea frontală a arborelui cotit (sau la soluțiile moderne cu ajutorul unui motor electric) se află montată turbina (la răcirea cu aer) sau ventilatorul ce generează curentul de aer necesar răcirii forțate. La pornirea motorului, pentru a realiza o încălzire rapidă, pe conducta de trecere a lichidului spre radiator (chimbător de căldură încrucișat lichid – aer) se montează un dispozitiv numit termostat. Termostatuol este astfel construit încât permite trecerea lichidului spre radiator numai dacă temperatura sa depășește 750C. Sub aceste temperaturi lichidul circulă de la pompă în spațiile de răcire din cilindri, apoi chiulasa și înapoi în pompă, circuitul fiind denumit și circuitul mic. Când motorul atinge temperatura de regim (800C) termostatul se deschide și lichidul circulă de la pompă, la spațiile de răcire din cilindri, chiulasă, termostat, radiator și din nou în pompă.
e.Sistemul de ungere – cuprinde totalitatea dispozitivelor, aparatelor și mașinilor ce servesc la ungerea organelor motorului. Există trei procedee de ungere: ungerea prin ceață de ulei și stropire, ungere sub presiune și ungerea mixtă. Organele puternic solicitate nu pot fi unse prin ceața de ulei, deoarece procedeul nu asigură debitul de ulei necesar, în schimb tuturor organelor motorului sub presiune ar complica și ar scumpi sistemul de ungere. Sistemul de ungere este alcătuit dintr-un circuit principal (ce cuprinde retervorul de ulei una sau mai multe pompe de ulei, conducte șu supape de siguranță) și unul sau mai multe circuite secundare ce cuprind filtru de ulei în derivație și radiatorul de răcire. Ungerea mixtă este specifică motoarelor de tracțiune portuare, motoarele navale fiind-i specifică ungerea prin presiune.
f.Sistemul de pornire generalizat la motoarele de tracțiune portuară – este sistemul de pornire electric. Motorul este antrenat, la pornire cu ajutorul unui motor electric de curent continuu (demaror) alimentat de la baterie. Pornirea cu ajutorul motoarelor auxiliare MAS prin intermediul unui reductor este specifică motoarelor MAC mari.
g.Sistemul de supraalimentare – asigură mărirea presiunii fluiduluzi proaspăt introdus în motor (concomitent cu creșterea cantității de combustibil) în vederea obținerii unor puteri sporite. Aceasta se realizează cu ajutorul unor suflante antrenate mecanic de la arborele cotit, unor suflante acționate de motoare electrice sau prin turbosupraalimentare.
APARATURA DE CONTROL
Cuprinde:
termometrele, mamometrele, turometrele ce tind actualmente să se integreze în diferite sisteme auxiliare asigurând simultan cu vizualizarea mărimii (pe afișaj analogic sau digital) și reglarea și protecția automată a ansamblului motor.
Pentru obținerea de performanțe maxim e, un rol deosebit îl are electronica care controlează practic tot motorul. Impunând proiectantului combustibilul folosit, puterea și destinația motorului, se stabilesc de fapt, în linii mari, tipul motorului cât și diagrama lui indicată.
CAPITOLUL I
AUTOMOBILUL ELECTRIC
1.1.DESCRIERE GENERALĂ
Figura 2 – Logan EMC
Automobilul electric este un vehicul, care utilizează drept tracțiune un motor electric, cu alimentare de la o sursă electrică, de obicei acumulator sau baterie. În comparație cu autovehiculul hibrid, ca de exemplu Toyota Prius, care funcționează pe acumulatori + benzină autovehicul electric funcționează în totalitate pe acumulatori. Deși General Motors a construit și lansat pe piață între anii 1996-1999 primul automobil electric, EV1 a fost retras de pe piață și reciclat la presiunea companiilor petroliere și a argumentației lipsei de cerere pe piață. Astfel, anul 2008 reprezintă începutul erei autovehiculului de serii în totalitate electric. Este anul în care s-au lansat pe piață diverse concepte de acumulatori cu un randament relativ ridicat și un preț accesibil. Astfel se preconizează ca până în anul 2010 să poată fi fabricată o mașină electrică performantă de serie pe scară largă și la un preț apropiat de prețul mașinilor pe benzină.
Mai multe firme au anunțat deja producția de autovehicule electrice după cum urmează :
Tesla – Tesla Roadster 2008
Phoenix Motors SUA – Phoenix SUV și SUT 2008
Lightning ( U K ) – Lightning GT – cel mai rapid electrovehicul până în prezent 2008/700 CP/400 KM fără reîncărcare/de la 1 – 100 Km/h în 4 secunde/Preț – cca.220 000 Euro
Toyota JP 2010
Nisan JP 2010
Mercedes ( Germania 2010 )
Opel ( Germania 2010 )
De asemenea în Europa și la nivel mondial există deja automobile electrice în serii limitate: Cityel, Elektrabi, Evergreen Mini, Kewet, Ligier Optima, Mega Aixam, Panda Electrica, Smart Pure Electrica, Twingo Quickshift Electrica și diverse modele în serii limitate de la Citroen, Peugeot, Fiat, Volkswagen, Skoda și alte firme. După ultimile progrese în domeniul acumulatorului și având în vedere creșterea prețului petrolului la peste 138 Dolari barilul în 2008 și prognoza de peste 200 dolari barilul în 2009, se estimează ca cel târziu în 2020, 90% din autovehiculele până la 3,5 tone produse vor fi electrice, iar până in 2030 toate autovehicolele, inclusiv autocamioanele vor fi propulsate complet electric.
1.1.1.Propulsie prin acumulatorul ,,clasic”
Firma ALTAIRNANO dezvoltă și produce din anul 2007 un acumulator pe bază de titan de litiu, a cărui capacitate propulsează un autovehicul pe o distanță pe maxim 400 Km, durata de reîncarcare a acumulatorului fiind de numai 10 minute. Acumulatorul se numește NANOSAFE și este folosit deja de către firma americana Phoenix Motors, care în anul 2008 a lansat pe piață două mașini: Phoenix SUV și Phoenix SUT. Doua alte firme s-au profilat în domeniu, CONTINENTAL și A123 SISTEMS, firme favorizate de către General Motors și care vor produce cel mai probabil acumulator pentru noul Chevrolet Volt anunțat pentru anul 2010. DAILEM va scoate pe piață în anul 2009 primul hibrid cu noul tip de acumulator pe litiu/ion, Mercedes S400 Bluetec Hybrid, sistemul electronic și acumulatorul propriu-zis fiind construite de Continental, Jonson Controls și Saft.
1.1.2.Super condensatorul – bateria viitorului
Un alt concept este folosirea unui condensator, ca un acumulator. Condensatorul este în principiu cel mai bun concept pentru a înlocui motoarele convenționale pe benzină, mult mai bun decât acumulatorul clasic bazat pe litiu/ion, deoarece nu există reacții chimice, timpul de reîncărcare este foarte scurt, iar randamentul este de 100% însă până în anul 2008 nu au existat produse satisfacătoare pe piață. Un nou condensator care ar putea revoluționa industria auto după un secol de cercetare este anunțat în anul 2008 de către firma americană EESTOR care conform propriilor declarații a descoperit un nou tip de super condensator cu o densitate de 340 WH/Kg (condensatorii normali au o densitate în jur de 5 WH/Kg ), care va fi produs în serie în scurt timp sub numele de EESU, are o masă de 152 Kg, un volum de 33 litri și capacitate de 31 Farad, tensiune 3 500 Volți și un preț de 3 200 dolari. Reîncărcarea cu 52 KWH ar fi posibilă în circa 6 minute. Primul automobil care va integra această tehnologie va fi SITIZSENN. SITIZSENN, anunțat pentru anul 2009, va atinge o viteza de 125 KM/h, iar distanța de deplasare cu o singura încărcare va fi de 400 Km/h. Acest automobil minune va reduce costurile de întreținere cu 90%, comparativ cu un vehicul obișnuit. Grupul RENAULT/NISSAN Motor va transforma în curând în prima fază Israelul într-o pistă de lansare la drum lung a automobilului electric. Israelienii vor avea o rețea de alimentare a bateriilor folosite de mașinile ecologice. Aventura în care se hazardează Dacia Renault Nissan se dovedește incitantă și pentru guvernul de la Erusalim, care este dispus să investească pentru început, 200 milioane Dolari în infrastructură necesară punerii în circulație a mașinilor ecologice. Vehicolele vor fi echipate cu baterii de litiu și vor intra pe piața Israeliană în anul 2011. Automobilul electric va deveni în curând un fenomen de masă.
Figura 3 – Logan EMC vedere din spate
Cei trei parteneri sunt convinși că vor câștiga pariul, deoarece Israelul este locul ideal pentru o astfel de încercare. Constructorii francezi vor să vândă între 10 000 și 20 000 de mașini electrice anual. Numărul autovehicolelor ecologice care se află în circulație pe drumurile internaționale este, cu siguranță, mult mai mic decât cel prevăzut inițial. Și totuși, această mașină, care nu emite noxe, continuă să reprezinte soluția pe termen lung, deoarece va costa mai puțin, iar prețul energiei necesare pentru a o conduce va fi infim față de prețul benzinei. Mașina electrică prezintă și alte avantaje seducatoare. Este mult mai simplu de întreținut, iar motorul său poate să reziste până la un milion de Km fără reparații majore, în condiții optime, drumuri fără denivelări, trafic normal și o corectă gestionare a bateriei, automobilul ecologic poate să parcurgă 40 Km cu baterii de plumb, 100 km cu baterii de nichel/cadmiu, iar bateriile pe bază de litiu îi conferă o autonomie de pânăa la 250 de km.
Figura 4 – Logan emc în timpul mersului
Vânzarea transportului electric, propusă de antreprenorul de software, israelianul Shai Agassi va funcționa după modelul adoptat de dilerii de telefonie mobilă. Partea de hard, adică mașina, va fi subvenționată, iar cumpărătorii vor plati lunar o indemnizație de deplasare, în acest caz Km fiind taxați așa cum sunt taxate în cazul facturii emise pentru telefonul mobil. ,,Plinul” va putea fi făcut fără probleme în cazul mașinilor electrice, din momentul în care va fi creată o reîncărcare a baterii lor. La pompă însă nu se va mai livra benzina, ci baterii pe baza de litiu sau energie electrică.
Figura 5 – Stație de încărcare a acumulatorului
Modelul ecologic al celor de la Renault va fi asamblat pe caroserie de Kangoo, Megane și Logan MCV și va avea performanțele unui motor termic de 1,6 litri.
Figura 6 – Logan emc vedere din lateral
Cumpărătorul va fi proprietarul mașinii dar va închiria bateria pe care va putea să o încarce sau să o schimbe într-o rețea formată din 500 000 de stații aflate pe teritoriul israelian. Costul lunar al reîncărcării bateriei va fi, pentru un automobilist, de 60 dolari pe lună, în comparație cu consumul lunar mediu al unui automobil obișnuit care, în Israel se ridică la 200 dolari. Bateria pe bază de litiu este considerată cea mai performantă în materie de stocare a electricității și va fi folosită pentru alimentarea noilor automobile ecologice din Israel, produse de francezi. Afacerea cu automobile eco are și neajunsuri. Mașinile sunt silențioase, iar pasagerii sunt scutiți de vibrațiile pe care le produc, în timpul mersului automobilele obițnuite. Cu toate avantajele pe care le prezintă autovehiculele electrice, există și voci care susțin că această afacere există și puncte nevralgice. Din punct de vedere tehnic, încărcarea bateriilor nu se poate face fără pierderi. Acestea sunt reprezentate de nivelul randamentului dat de centrala electrică de scurgerile de energie înregistrate în timpul transportului până la beneficiar sau de randamentul motorului electric. Toți acești factori contribuie la reducerea eficienței energetice. Bateriile sunt grele, fapt care conduce la un consum mai mare de energie în timpul deplasării autovehiculului. Conțin metale grele, în mare parte toxice, iar reciclarea lor ridica probleme, iar dacă aceste baterii sunt încărcate cu energie nucleară, vehiculele electrice devin, la rândul lor, responsabile de efectele nocive ale industriei atomice. Performanțele acestui automobil electric sunt identice cu cele ale unui vehicul pe benzină echipat cu un motor de 1,6 litri.
CARLOS GHOSN
Președintele Renault-Nissan
1.1.3.Logan electric EMC
Figura 7 – Logan vedere frontală
Acest concept de autovehicul a fost realizat în totalitate în laborator reprezentanței Dacia din Constanța si este un prototip la care, o parte din atribuții îmi revin. Loganul EMC este o mașina electrică ce poate fi încărcată la o priza obișnuită din propriile noastre case.
Figura 8 – Modalitatea de alimentare
Are o autonomie de 260 km și poate atinge de 105 km la oră. Această mașină electrică este propulsată de un motor electric de 50 kw înlocuind vechiul motor cu combustie internă de 80 kw.
Figura 9 – Motor electric
Din exterior nici nu poți să-ți dai seama ca această mașină este electrică, deoarece caroseria nu a suferit nici o modificare. În majoritatea cazurilor mașinile electrice sunt create prin transformarea mașinilor propulsate cu combustibili petrolieri și din acest motiv este foarte greu sa-ți dai seama.
Figura 10 – Logan vedere din spate
Sentimentul de a conduce o mașina electrică este unic, atunci când conduci nu se simt zgomote și nici vibrații de nici un fel. Aceasta este extrem de silențioasă.
Sub capotă sunt foarte multe lucruri care se deosebesc față de mașinile normale:
motorul – nu mai este același a fost înlocuit cu unul electric;
motorul – este alimentat de la un regulator de tensiune;
regulatorul – primește puterea de la o baterie reîncărcabilă.
Figura 11 – Regulator de tensiune
Figura 12 – Acumulator
Figura 13 – Motor 1,5 DCI
Modificările care au fost aduse la fostul Logan MCV de 110 CP sunt: motorul Diesel împreună cu catalizatorul, amortizorul de zgomot, țeava de evacuare, rezervorul au fost înlăturate. Ambreiajul a fost anulat, iar cutia de viteze a fost înlocuită cu un reductor extrem de fiabil care are rolul de a transmite mișcarea prin intermediul axelor planetare la puntea motoare.
Figura 14 – Reductor
Motorului electric i-a fost adăugat un regulator de tensiune pentru transformarea curentului continuu în current alternative.
Figura 15 – Regulator de tensiune
1.1.4.Descrierea echipamentului electric
Noul motor electic a fost fixat pe cadrul motor prin intermediul a două tampoane hidroelastice, acestea preluând eventualele vibrații la accelerații și decelerații ale autovehiculului.
Figura 16 – Logan EMC schema de funcționare
Figura 17 – Locașul amenajat pentru acumulator
Axele planetare s-au prelungit și ele cu circa 150 mm fiecare.
Figura 18 – Axa planetară
Semitrenurile mașinii (braț suspensie, amortizor, arc, fuzetă, rulment, etrier, casetă direcție) au rămas aceleași. Toate sistemele de siguranță ale autovehiculului au rămas aceleași și funcționale (ABS, AIR BAG, ANIDEMARAJ), numai că sunt comandate de altă unitate ECU.
Figura 19 – Sistemele de siguranță ale autovehiculului
Tabloul de bord afost modificat astfel încât conducătorul auto să aibă controlul tuturor consumatorilor și autonomia acumulatorului în procente pentru evitarea neplăcerilor în trafic.
Figura 20 – Tabloul de bord
Singurul sistem care momentan a rămas nefuncțional este aerul condiționat, dar cu siguranță există în studiu această problemă și în viitorul apropiat vom găsi soluții pentru remedierea acestui aspect. Autovehiculul din punct de vedere al formei și al elementelor de siguranță nu a fost modificat absolut deloc, singurul element la care să intervenit a fost masca de față, aceasta inițial fiind fixă, iar varianta adoptată în situația de față este o mască detașabilă datorită acumulatorului extrem de mare. Masca de față s-a făcut detașabilă luându-se în calcul și eventualele intevenții în cazul unor defecțiuni la unele sisteme electrice ce au în componență această transmisie electrică.
Figura 21 – Masca de față detașabilă
Lângă motorul de 50 KW a fost atașat un reductor cu două trepte de viteză, una înainte și alta înapoi.
Figura 22 – Reductor cu două trepte de viteză
Motorul de 50 Kw este alimentat de la o sursa de 220 volți, iar curentul generat trece printr-un generator de tensiune și este stocat în acumulatorul mașinii.
Figura 23 – Priza de alimentare cu energie
Curentul care este asimilat de acumulator este transformat din 220 V în 110 V.
Figura 24 – Acumulator
Dimensiunea acumulatorului este de 1 100 mm lungime, 600 mm lățime și 400 mm înălțime, și este așezat desupra motorului și al reductorului, pe un suport special care nu a afectat structura de rezistență a caroseriei, iar deasemenea este prevăzut cu un tampon hidro-elastic între acesta și motorul mașinii. Acest acumulator este în stare să stocheze circa 300 Volți. Acest acumulator este un acmulator de tipul litiu-ion. Având în vedere ca acesta se încălzește destul de mult a fost prevăzut cu o instalație de admisie de aer (ventilator) care împinge aer pe o parte și îl evacuează pe cealaltă parte pe un racord flexibil pentru eliminarea temperaturii ce se acumulează în acesta.
Figura 25 – Instalația de ventilație a acumulatorului
Figura 26 – Bateria inițială a mașinii
Bateria initială a mașinii a fost înlocuită cu una mai mică, aceasta ținând loc ca sursă electrică de curent pentru mentinerea calculatoarelor în funcțiune și a elementelor optice, precum și tuturor comenzilor electrice ale mașinii, respectiv geamuri electrice, oglinzi electrice și încălzite și altele.
Figura 27 – Sursa de curent a echipamentelor electrice
Acest acumulator în timpul funcționării motorului este încărcat de la bateria care alimentează motorul electric, împreună cu pompa de apă, pompa de servodirecție, electro-ventilatorul și rezistența care ajută la încălzirea rapidă a apei pentru dezaburirea și încălzirea în habitaclu.
Figura 28 – Motor încărcate de la baterie
Având în vedere că acumulatorul se încălzește destul de puternic, acesta este prevazut cu o sursa de ventilație, iar evacuarea temperaturii se face printr-o sursă de evacuare poziționată sub auto, respectiv prin vechea zonă de evacuare a gazelor.
Figura 29 – Zona de admisie și evacuare a aerului din acumulator
Figura 30 – Schimbătorul de viteză
Schimbătorul de viteză este modificat astfel încât acesta îndeplinește doar două funcții, iar scimbarea direcției înainte și inapoi a vitezelor se face prin impulsuri.
Figura 31 – Maneta de viteze
Având în vedere că lichidul de răcire nu se ridică la temperaturi foarte mari astfel încât să satisfacă încălzirea și dezaburirea în habitaclu pe traseul instalației de răcire s-a montat o rezistență suplimentară pentru încălzirea lichidului de răcire.
Figura 32 – Rezistența
Această rezistență este prevăzută cu o sondă de temperatură de apă cu un bi-metal în interiorul ei, iar în bord există un martor care semnalizează electronic această temperatură în permanență. În interiorul mașinii nu s-au făcut modificări semnificative, doar pe tabloul de bord a fost modificată partea de afișaj a vitezometrului, iar pe consola centrală s-a montat un întrerupător general al motorului electric. Gura de alimentare a rezervorului de carburant a fost înlocuită cu o priză de încărcare a acumulatorului cu curent atât cu 110 Volți, cât și cu 220 Volți.
Figura 33 – Gura de alimentare a rezervorulșui cu raburant
Automobilul se conduce extrem de ușor și sunt doar câțiva pași de urmat pentru a demara cu această mașină asta și datorită unui calculator (ECU) extrem de performant. Această unitate de control electronică este poziționată în spatele acumulatorului.
Figura 34 – Calculator
Exemplificarea demarării cu un astfel de automobil:
se introduce cheia în contact, se pune pe poziția start pentru a dezactiva sistemul antidemaraj;
lângă schimbătorul de viteză există un buton On-Off pentru a activa sursa de energie a electromotorului (contact general).
Figura 35 –Sistemul antidemaraj
Figura 36 – Butonul On-Off
după ce s-a activat butonul se dă un impuls manetei de viteze către sensul de deplasare, iar prin acționarea pedalei de accelerație se transmite mișcarea unui potențiometru dublu aflat pe pedala de accelerație, urmând că acesta să imprime mișcarea mașinii în funcție de intensitatea cu care este acționată pedala de acceleratie; această mașină poate avea performanțe dintre cele mai bune;
autonomia pe care o poate avea acumulatorul este de aproximativ 280 km;
poate avea o accelerație de la 0-100 Km/h în doar 11 secunde;
dupa o călătorie de 280 km reîncărcarea bateriei se face cu 12 kw/h;
acumulatorul are o greutate de 120 kg;
autonomia bateriei este de 3-4 ani sau 40 000 km.
Pentru a face o comparație între o mașină cu un motor cu ardere internă și unul cu motor electric cu siguranță ca balanța să se incline către transmisia cu motor electric, deoarece raportul dintre consumul electric și cel de carburant este mult mai avantajos la transmisia electrică.
Figura 37 – Transmisia electrică
Pentru a fi complet cinstiți ar trbui să includem și costul schimbării acumulatorului, acesta fiind singura verigă slabă a acestei mașini. Schimbarea acumulatorului la această mașină este evaluată la 2000 dolari. Pentru înlăturarea și acestui impediment, acumulatorul, orientarea cea mai mare este către acumulatorul electric și rezolvarea tuturor problemelor, le poate rezolva celulele electrice.
Figura 38 – Celulele electrice
Dezavantajele acumulatoarelor actuale sunt:
greutatea foarte ridicată între 100-400 kg;
volumul foarte mare;
timpul de încărcare foarte mare între 4-10 ore la capacitate maximă au o viață scurtă 3-4 ani;
costuri de achiziționare foarte mari.
Figura 39 – Acumulatori
1.1.5.Noua tehnologie a acumulatorilor
Problema cu tehnologia bateriilor explică de ce există foarte mult entuziasm în jurul celulelor de combustibil. În comparație cu bateriile cu acid sau bateriile litiu-ion NI MH, celulele de combustibil pe hidrogen vor fi mai mici, mai ușoare, cu timp foarte scurt de încărcare și autonomie mai mare. Un set de celule de combustibil ce funcționează cu hidrogen, au o capacitate de 80 kw, este de mărimea unei valize mai mici și poate fi utilizat în vehicule destinate serviciilor municipale. Această tehnologie este la început, dar oferă o soluție reală pentru viitor. Sunt și mici dileme pe care le vor rezolva inginerii de la Renault respectiv o parte din celula este construită din platină un metal nobil foarte scump, iar temperaturile reduse pot crea probleme la pornire. Având în vedere că oxigenul și hidrogenul se transformă în apă și căldură deci practic sistemul este nepoluant. Acest automobil este creat în special pentru marile capitale ale Europei, având în vedere faptul că deja în Londra și Atena au început să se interzică circulația cu automobile Diesel cu grad mare de poluare.
1.2.VARIANTA FINALĂ A AUTOVEHICOLULUI
1.2.1.LOGAN EMC
Figura 40 – Logan EMC
Figura 41 – Logan EMC partea din spate
Figura 42 –Logan EMC partea laterală
Figura 43 – Logan EMC partea din față
În acest moment autovehiculul acesta conceput în laboratorul US RCS CONSTANȚA se află în SUA pentru omologarea și obținerea testelor dinamice. Renault a făcut primul pas către o mașină total nepoluantă, urmează să vedem ce surprize ne rezervă viitorul.
CAPITOLUL II
CALCULUL TERMIC
2.1.GENERALITĂȚI
Prin calculul termic al motoarelor diesel se urmărește determinarea mirimilor de stare ale fluidului motor în evoluția sa în cadrul ciclului de funcționare. Cu ajutorul acestei mărimi s epoate trasa diagrama indicată a ciclului de funcționare, pe baza căreia s epot determina principalele mărimi caracteristice ale unui motor: parametri indicați și efectivi, principalele dimensiuni constructive, puterea și economicitatea motorului, precum și forțele care acționează asupra pieselor motorului.
2.2.PRINCIPIUL DE FUNCȚIONARE AL MAI
Schema de principiu a unui MAI în patru timpu cu aprindere prin comprimare este redată în figura 44.
Figura 44 – Schema de principiu a unui MAI
în patru timpi cu aprindere prin comprimare
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 prevăzut cu un canal de admisie 8 în care este așezată o supapă de admisie SA 9 și un canal de evacuare 10 comandat prin supapa de evacuare SE 12. De asemenea, în chiulasă este practicat un orificiu pentru injectorul 6. Încărcătura proaspătă pătrunde în cilindru prin canalul 8 din chiulasă și prin secțiunea controlată de supapa de admisie 9 a cărei deschidere este comandată prin cama arborelui cu came 11 în funcție de poziția pistonului în cilindru. Gazele arse sunt eliminate prin secțiunea 10 controlată de SE 12 prin canalul de chiulasă și prin colectroul de evacuare. SE este comandată printr-o camă acționată de arborele cu came în funcție de poziția pistonului. Cilindrul este practicat într-un bloc ce se construiește cu partea inferioară sub formă de carter 7 în care se fixează lagărele 13 ale arborelui cotit. Partea inferioară a motorului este închisă prin baia de ulei 15. Aspirația încărcăturii proaspete se realizează prin deplasarea pistonului de la pms la pmi, timp în care SA este deschisă și SE este închisă. Prin rotirea manivelei pistonul se deplasează de la pmi la pms comprimând încărcătura proaspătă din cilindru, timp în care ambele supape sunt închise. La sfârșitul cursei de compresie se injectează motorina care se vaporizează și se autoaprinde. Urmează destinderea care se realizează pe durata deplasării pistonului din pms până la pmi, transmorfând energia termică a gazelor în energie mecanică transmisă arborelui cotit și mai departe transmisiei autovehiculului. La sfârșitul cursei de destindere se deschide SE și o parte din gazele arese se elimină din cilindru datorită presiunii superioare la care se află față de presiunea atmosferică, iar restul gazelor arse sunt pompate de către piston în deplasarea sa de la pmi până la pms, timp în care SA rămâne deschisă. Ciclul se reia apoi printr-o nouă aspirație de încărcătură proaspătă.
2.3.ALEGEREA PARAMETRILOR INIȚIALI DE CALCUL
2.3.1.Puterea efectivă (disponibilă la arborele cotit al motorului)
Motorul cu ardere internă consumă o parte din lucrul mecanic dezvoltat în cilindri pentru învingerea rezistențelor interne, determinate de antrenarea sistemelor auxiliare, de frecarea mecanică dintre suprafețele în mișcare relativă și de frecarea gazodinamică dintre fluidul motor și organele de distribuție, cameră de ardere, piston, cilindru și chiulasă. De aceea, puterea efectivă Pec disponibilă la arborele cotit al motorului este mai mică decât cea dezvoltată prin arderea combustibilului (puterea indicată Pi). Este impusă prin tema de proiectare: Pec = 110 CP. Motorul este de putere mijlocie pentru că Pec 80,85 Kw
2.3.2.Număr de timpi τ
Partea din cilul motor care se efectuează într-o cursă a pistonului se numește timp, cursa pistonului reprezentând spațiul parcurs de piston între două puncte motoare. Un motor care efectuează un ciclu complet în patru curse se numește motor în patru timpi.
unde:
τ – reprezintă numărul de curse pe care le execută pistonul într-un ciclu complet de funcționare.
Aleg τ = 4.
2.3.3.Turația n
Numărul de rotații efectuate de arborele cotit într-un minut se numește viteza de rotație, turația arborelui cotit, turația motorului sau, pe scurt, turație. Se notează cu n și se măsoară în rotații pe minut.
n = 2 500 rot./min.
2.3.4.Numărul de cilindri i
Alegerea numărului de cilindri se fixează ținând cont de anumite considerente. Astfel, motoarele cu un număr redus de cilindri au o echilibrare insuficientă și un cuplu motor neuniform, deci au nevoie de un volant greu. În cazul numărului mare de cilindri s erezolvă mai ușor problemele de echilibrare și de uniformizare a vitezei de rotație, însă așezarea în linie a mai mult de zece cilindri nu este indicată din cauza echilibrării „interioare”defectuoase și din cauza vibrațiilor torsionale ale arborelui cotit. De regulă, în cazul unui număr mai mare de cilindri, se utilizează dispuneri speciale ale cilindrilor (în V, în stea, în evantai, cu cilindri opuși). Sporirea numărului de cilindri este însoțită și de o serie de neajunsuri. Construcția motoarelor este mai complicată și relativ mai scumpă. Odată cu sporirea organelor aflate în mișscare crește sensibil și posibilitatea defectărilor. De asemenea, creșterea numărului de cilindri este însoțită și de o creștere a turației în urma căreia iau naștere forțe de inerție mai mari care fac necesară o execuție mai precisă a pieselor, cu jocuri mai reduse în articulații și între organele motorului. Datorită aacestor considerente, ținând seama că din literatura de specialitate pentru un motor de putere medie, i = 4 … 8 cilindri, aleg i = 4 și o dispoziție a cilindrilor în linie.
2.3.5.Compoziția procentuală a combustibilului
De regulă, combustibilii cei mai utilizați în motoarele cu ardere internă sunt de origine petrolieră. Ei reprezintă amestecuri de hidrocarburi, care conțin și cantități variabile dar reduse de compuși cu oxigen, azot și sulf, precum și urme de compuși de sodiu, potasiu, fier, nichel și vanadiu. Fiind un motor MAC, acesta va funcționa cu motorină.
Aleg următoarea compoziție procentuală:
Carbon – c = 85,7%
Hidrogen – h = 13,3%
Oxigen – o = 1%
Sulf – s = 0%
Apă – w = 0%
Reziduuri – 0%
2.3.6.Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qinf
Arderea combustibilului fiind caracterizată prin combinații ale diferitelor substanțe cu oxigenul, este o reacție exotermică, adică este însoțită de degajare de căldură. Căldura care se degajă prin arderea a 1 kg combustibil se numește putere calorifică. Puterea calorifică obținută când vaporii de apă formați prin ardere nu se condensează reprezintă puterea calirifică inferioară Qinf.
Conform formulei lui Mendeleev:
Qinf = 42 200 KJ/kg
2.3.7.Parametrii mediului ambiant
Presiunea și temperatura mediului în care va funcționa, reprezintă parametrii mediului ambiant.
Conform standardului românesc STAS 6635-62, aleg:
p0 = 1,03323 Pa
T0 = 290 K
2.3.8.Presiunea de evacuare pev
Presiunea de evacuare reprezintă presiunea din colectorul de evacuare a gazelor.
Pentru calcule preliminare, se poate considera, în conformitate cu literatura de specialitate, pentru motoarele de putere medie:
pev = (1,05 … 1,15) . 105 Pa
Aleg:
pev = 1,05 . 105 = 126 000 Pa
2.3.9.Coeficientul de scădere a presiunii de admisie ξa
Datorită rezistențelor gazodinamice ale sistemului de admisie preisunea fluidului proaspăt la intrarea în cilindru pa este mai mică decât presiunea avută inițial (p0, ps sau pbal). Raportul dintre cele două presiuni reprezintă coeficientul de scădere a presiunii de admisie.
Din literatura de specialitate, pentru motoarele de putere medie:
ξa = pa/ps = 0,88 … 0,96
unde:
pa – este presiunea fluidului proaspăt la intrarea în cilindru.
ps – este presiunea de supraalimentare.
Aleg:
ξa = 0,93
2.3.10.Temperatura gazelor arse reziduale Tr
Temperatura gazelor arse reziduale reprezintă temperatura gazelor arse care nu sunt evacuate din cilindri pe parcursul procesului de evacuare din diferite cauze: raportul de comprimare mic, deschidere insuficientă a supapei de evacuare, etc.. Tr depinde de următorii factori: raportul de comprimare, sarcina motorului, turația motorului. Cu cât ε este mai mare, cu atât gradul de destindere al gazelor va fi mai mare, ceea ce conduce la reducerea temperaturii Tr.
Din literatura de specialitate, pentru motoarele cu aprindere prin compresie:
Tr = 600 … 900 K
Aleg:
Tr = 700 K
2.3.11.Încălzirea fluidului motor în contact cu motorul ΔT
Încărcătura proaspătă se încălzește în cilindru datorită transferului de căldură de la pereții galeriei de admisie, supape sau chiulasă, sau de la gazele arse reziduale. Din literatura de specialitate, pentru MAC supraalimentat, valorile creșterii la temperatura T a încărcăturii proaspete, variază între (5 … 10) grd.
Aleg:
ΔT = 0 K
2.3.12.Coeficientul de exces de aer α
Pentru asigurarea unei arderi de bună calitzate a combustibilului, aceasta se realizează cu o cantitate de aer minimă. Raportul dintre cantitatea reală de aer L, care revine la 1 kg de combustibil și cantitatea de aer teoretic necesară Lt se numește coeficient de exces de aer.
α = L/Lt (2.1)
La MAC funcționarea în bune condițiuni impune, datorită timpului scurt pentru formarea amestecului, o cantitate de aer mai mare:
α = 1,3 … 2,2
deci amestec sărac.
Aleg:
α = 1,9
2.3.13.Coeficientul gazelor arse reziduale yr
Coeficientul gazelor arse reziduale reprezintă raportul dintre cantitatea gazelor de ardere provenite din cilcul anterior (după momentul închiderii supapelor de evacuare) numite gaze arse reziduale și cantitatea de aer introdusă în cilindru:
yr = vgar/vp (2.2)
unde:
vgar – este cantitatea gazelor rămase în cilindru din cilul precedent (gaze reziduale).
vp – este cantitatea încărcăturii intrate în cilindru.
Din literatura de specialitate, pentru MAC supaalimentare:
yr = 0,01 … 0,04.
Aleg:
yr = 0,01
2.3.14.Coeficienți de utilizare a clădirii ξ
Coeficientul de utilizare a căldurii reprezintă raportul dintre cantitatea de căldură utilizată pentru producerea de lucru mecanic exterior și cantittaea de căldură degajată prin arderea combustibilului:
ξ = Qu/Qdisp (2.3)
unde:
Qu – este cantitatea de căldură utilizată pentru producerea de lucru mecanic exterior.
Qdisp – este cantitatea de căldură degajată prin arderea combustibilului.
Din literatura de specialitate:
a.la volum constant (ardere izocoră):
ξv = 0,75 … 0,9
Aleg:
ξv = 0,85
b.la presiune constantă (aardere izobară):
ξp = 0,65 … 0,7
Aleg:
ξp = 0,6
2.3.15.Coeficientul de rotunjire a diagramei indicate φr
Raportul dintre aria diagramei indicate reale Lir și cea a diagramei indicate teroiretice Lit se numește coeficient de rotunjire a diagramei indicate.
φr = Lir/Lit (2.4)
unde:
Lir – este aria diagramei indicate reale.
Lit – este aria diagramei indicate teoretice.
Din literatura de specialitate, pentru motoarele de putere medie:
φr = 0,96 … 0,99
Aleg:
φr = 0,98
2.3.16.Randamentul mecanic ηm
Acest parametru servește drept criteriu de apreciere a gradului de perfecțiune a proceselor mecanice din motor.
Se definește ca fiind raportul dintre puterea efectivă și puterea indicată, măsurate la același regim de funcționare al motorului:
(2.5)
unde:
Pe – este puterea efectivă.
Pi – este puterea indicată.
Din literatura de specialitate, pentru MAC supraalimentat:
ηm = 0,8 … 0,9
Aleg:
ηm = 0,85
2.3.17.Raportul de comprimare ε
Raportul de comprimare reprezintă raportul dintre volumul maxim al camerei de ardere și volumul minim al camerei de ardere (corespunzător poziției de pmi a pistonului):
(2.6)
unde:
Va – este volumul maxim al camerei de ardere.
Vc – este volumul minim al camerei de ardere.
Din literatura de specialitate, pentru MAC supraalimentat:
ε = 12 … 18
Aleg:
ε = 16
2.3.18.Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei λd
λd este un parametru constructiv foarte important al motorului cu influență mare în cinematica și dinamica mecanismului motor. Din literatura de specialitate, pentru motoarele d etracțiune se aleg biele lungi cu λd = 1/3,8 … 1/4,2.
Aleg:
λd = 0,25
2.3.19.Raportul cursă/alezaj ψd
ψd reprezintă raportul dintre cursa pistonului S și diametrul cilindrului D.
Din literatura de specialitate, pentru MAC rapide cu injecție directă:
ψd = 0,9 … 1,2
Aleg:
ψd = 1,7
2.3.20.Unghiul de avans la injecție β
Unghiul de avans la injecție reprezintă unghiul de rotație al arborelui cotit în momentul începerii injecției de combustibil determinat în raport cu punctul mort superior..
Din literatura de specialitate, pentru motoarele de putere medie:
β = 20 … 350 RAC
Aleg:
β = 250 RAC
2.3.21.Unghiul de corecție a duratei de ardere ξθ
Unghiul de corecție a duratei de ardere reprezintă unghiul de corecție al unghiului corespunzător duratei totale a arderii și se introduce pentru că unghiul corespunzător întârzierii la autoaprindere a combustibilului sau unghiul de avans la injecție pot varia funcție de mai mulți parametrii (sarcină, turație, temperatură).
Din literatura de specialitate, pentru motoarele de putere medie:
ξθ = – 3 … + 30 RAC
Aleg:
ξθ = 20RAC
2.4.CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE
Procesul de admisie reprezintă procesul în decursul căruia fluidul proaspăt pătrunde în cilindrul motorului. Procesul de admisie este de două feluri: normal sau forțat (supraalimentat). Admisia normală are loc atunci când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea mediului ambiant, asociată cu efectul de depresiune creat de deplasarea pistonului de la pmi la pms. Admisia forțată are loc atunci când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea unei suflante care îl comprimă în prealabil, acțiunea fiind și ea asociată cu deplasarea pistonului. Pe parcursul unui ciclu de funcționare se presupune că se va arde cantitatea de 1 kg de combustibil. Arderea completă a combustibilului este asigurată de prezența de oxigen.
2.4.1.Cantitatea de oxigen necesară arderii complete a combustibilului
(2.7)
2.4.2.Cantitatea de aer necesară arderii complete a combustibilului
(2.8)
2.4.3.Cantitatea reală de aer necesară arderii complete a combustibilului
L = αx . Lt = 1,8x . 0,49 L = 0,94 Kmoli (2.9)
2.4.4.Cantitatea de gaze rezultate din arderea combustibilului
Bioxid de carbon:
Vapori de apă:
(2.10)
Oxigen:
Azot:
Cantitatea totală:
(2.11)
2.4.5.Cantitatea de gaze arse reziduale
Bioxid de carbon:
Vapori de apă:
Oxigen:
(2.12)
Azot:
Cantitatea totală:
2.4.6.Masa fluidului motor la sfârșitul admisiei
(2.13)
2.4.7.Constanta caracteristică a fluidului motor la sfârșitul admisiei
(2.14)
R = 8314,34 J/Kmol grd (constanta universală a gazelor)
2.4.8.Temperatura aerului la intrarea în cilindru
(2.15)
2.4.9.Entalpia fluidului motor la sfârșitul admisiei
(2.16)
unde:
Entalpia specifică a aerului aflat la temperatura Taer:
(2.17)
Entalpia specifică a bioxidului de carbon aflat la temperatura Tr:
(2.18)
Entalpia specifică a vaporilor de apă aflată la temperatura Tr:
(2.19)
Entalpia specifică a oxigenului aflat la temperatura Tr:
(2.20)
Entalpia specifică a azotului alfat la temperatura Tr:
(2.21)
2.4.10.Entalpia fluidului motor pentru o temperatură arbitrară
(2.22)
Adopt temperaturile:
T1 = 300 K și T2 = 400 K
T1 = 300 K
(2.23)
T2 = 400 K
(2.24)
2.4.11.Temperatura fluidului motor la sfârșitul admisiei
Pe baza temperaturilor componentelor:
(2.25)
Pe baza entalpiilor:
(2.26)
Eroarea:
(2.27)
2.4.12.Presiunea de admisie a fluidului proaspăt
(2.28)
2.4.13.Volumul fluidului motor la sfârșitul admisiei
(2.29)
2.4.14.Coeficientul de umplere (randamentul volumetric)
Pentru motoare supraalimentate:
(2.30)
2.5.CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE
Procesul de comprimare are rolul de a genera mișcări organizate ale fluidului motor în camera de ardere, ducând la amestecul acestuia și aprinderea fluidului motor în momentul realizării unei compresii optime.
2.5.1.Coeficienții căldurii specifice medii molare a fluidului motor
grd
grd
grd
grd
grd
grd
grd2
grd2
grd2
grd2
grd2
grd2
2.5.2.Ecuația de determinare a exponentului politropic al comprimării
(2.31)
Notăm:
și dăm valori lui nc din intervalul (1,28 … 1,39) până când Ms MD.
Tabelul 1
Nc = 1,3615
2.5.3.Presiunea fluidului motor la sfârșitul comprimării
pc = pa x εnc = 7297343,84 Pa = 7,29734384 MPa (2.32)
2.5.4.Temperatura fluidului motor la sfârșitul comprimării
Tc = Ta x εnc-1 = 964 K (2.33)
2.5.5.Volumul fluidului motor la sfârșitul comprimării
m3 (2.34)
unde:
Va – este volumul la sfârșitul admisiei.
ε – este raportul de comprimare.
2.6.CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE
Procesul de transformare a energiei chimice a combustibilului în energie calorică prin reacții de oxidare, respectiv prin ardere, se produce printr-o înaintare treptată a frontului de flacără în masa de amestec de combustibil și aer. Viteza de propagare a flăcării împreună cu viteza reacțiilor de oxidare a moleculelor de combustibil determină durata arderii masei de amestec aflat în camera de ardere.
2.6.1.Calculul procesului de ardere izocoră
În cadrul arderii izocore la MAC, se consideră, convențional, că este arsă cantitatea de combustibil gv injectată în cilindru pe durata de întârziere la autoaprindere, injecția decurgând după o lege liniară. Pentru determinarea acestei întârzieri se calculează inițial mărimile de stare a fluidului motor în momentul declanșării ijceției de combustibil. Cu ajutorul lor poate fi calculată întârzierea la autoaprindere. Unghiul corespunzător duratei totale a arderii fiind τaa, rezultă evident cantitatea de combustibil arsă izocor.
2.6.1.1.Volumul fluidului motor în momentul declanșării injecției
m3 (2.35)
2.6.1.2.Presiunea fluidului motor în momentul declanșării injecției
kgf/cm2 (2.36)
2.6.1.3.Temperatura fluidului motor în momentul declanșării injecției
K (2.37)
2.6.1.4.Întârzierea la autoaprindere a combustibilului
sec. (2.38)
2.6.1.5.Unghiul de rotație corespunzător întârzierii la autoaprindere
θV = 6 x n x τaa = 45,57039440 RAC (2.39)
2.6.1.6.Unghiul de rotație corespunzător duratei totale a arderii
θ = θV + β + ξθ = 72,57039440 RAC (2.40)
2.6.1.7.Cantitatea de combustibil arsă la volum constant
kg (2.41)
2.6.1.8.Cantitatea de gaze rezultate din arderea izocoră a combustibilului
Bioxid de carbon:
Kmoli
Vapori de apă:
Kmoli (2.42)
Oxigen:
Kmoli
Azot:
Cantitatea totală:
2.6.1.9.Cantitatea de gaze arse existente la sfârșitul arderii izocore
Bioxid de carbon:
Vapori de apă:
(2.43)
Oxigen:
Azot:
Cantitatea totală:
2.6.1.10.Masa fluidului motor la sfârșitul admisiei izocore
kg (2.44)
2.6.1.11.Constanta caracteristică fluidului motor la sfârșitul arderii izocore
grd (2.45)
2.6.1.12.Energia internă a fluidului motor la sfârșitul comprimării
(2.46)
Energia internă specifică a aerului aflat la temperatura Tc:
Tc = 901,5 K
(2.47)
Energia internă specifică a bioxidului de carbon aflat la temperatura Tc:
(2.48)
Energia internă specifică a vaporilor de apă aflată la temperatura Tc:
(2.49)
Energia interna specifică a oxigenului aflat la temperatura Tc:
(2.50)
Energia internă specifică a azotului aflat la temperatura Tc:
(2.51)
2.6.1.13.Energia internă a fluidului motor la sfârșitul arderii izocore
(2.52)
2.6.1.14.Energia internă a fluidului motor pentru o temperatură
arbitrară T’x
(2.53)
2.6.1.15.Temperatura fluidului motor la sfârșitul arderii izocore
(2.54)
2.6.1.16.Volumul fluidului motor la sfărșitul arderii izocore
Vy = Vc ‚ 1,04783091 m3 (2.55)
2.6.1.17.Presiunea fluidului motor la sfârșitul arderii izocore
(2.56)
La motoarele cu admisie naturală pz (50÷85) x 105 Pa
2.6.1.18.Raportul de creștere a presiunii
(2.57)
2.6.2.Calculul procesului de ardere izobară
În cadrul arderii izobare este arsă cantitatea gp de combustibil. Prin urmare, la sfâșitul procesului, întreaga cantitate de combustibil este arsă, astfel încât în compoziția fluidului motor intră cantitățile de gaze rezultate în urma arderii și cle de gaze reziduale. Arderea izobară produce creșterea entalpiei fluiduului motor.
2.6.2.1.Cantitatea de combustibil arsă la presiune constantă
(2.58)
2.6.2.2.Cantitatea de gaze arse existente la sfârșitul arderii izobare
Bioxid de carbon:
Vapori de apă:
(2.59)
Oxigen:
Azot:
Cantitatea totală:
2.6.2.3.Masa fluidului motor la sfârșitul arderii izobare
(2.60)
2.6.2.4.Constanta caracteristică a fluidului motor la sfârșitul arderii izobare
grd (2.61)
2.6.2.5.Entalpia fluidului motor la sfârșitul arderii izocore
Ty = 1491 K
(2.62)
Entalpia specifică a aerului aflat la temperatura Ty:
Entalpia specifică a bioxidului de carbon aflat la temperatura Ty:
Entalpia specifică a vaporilor de apă aflată la temperatura Ty:
(2.63)
Entalpia specifică a oxigenului aflat la temperatura Ty:
(2.64)
Entalpia specifică a azotului aflat la temperatura Ty:
(2.65)
2.6.2.6.Entalpia fluidului motor la sfârșitul arderii izobare
(2.66)
2.6.2.7.Entalpia fluidului motor pentru o temperatură arbitrară
(2.67)
Adopt temperaturile:
(2.68)
2.6.2.8.Temperatura fluidului motor la sfârșitul arderii izobare
(2.69)
2.6.2.9.Presiunea fluidului motor la sfârșitul arderii izobare
Pz = py = 12004041,4 Pa = 12,0040414 Mpa (2.70)
2.6.2.10.Volumul fluidului motor la sfârșitul arderii izobare
(2.71)
2.6.2.11.Raportul de destindere prealabilă
(2.72)
2.7.CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE
Procesul de destindere este însoțit de o serie de fenomene ca: procesul arderii combustibilului în timpul destinderii, disociația produselor de ardere, transmiterea neîntreruptă a căldurii de la gaze la pereți în condiții de variație a temperaturii, presiuni și suprafețe de răcire, scurgerea parțială a gazelor printre jocurile dintre pistoane și cilindri. Aceste fenomene imprimă procesului de destindere un caracter complex.
2.7.1.Coeficienții căldurii specifice medii molare a fluidului motor
(2.73)
grd
grd
grd
grd
grd
(2.74)
grd2
grd2
grd2
grd2
grd2
2.7.2.Ecuația de determinare a exponentului politropic al comprimării
(2.75)
Notăm:
și dăm valori lui nD din intervalul (1,28 … 1,39) până când Ms MD
Tabelul 2
Nd = 1,28487
2.7.3.Volumul fluidului motor la sfârșitul destinderii
Vb = Va = 16,7652946 m3 (2.76)
2.7.4.Presiunea fluidului motor la sfârșitul destinderii
(2.77)
2.7.5.Temperatura fluidului motor la sfârșitul destinderii
(2.78)
2.7.6.Raportul de destindere
(2.79)
2.7.7.Raportul de scădere a presiunii
(2.80)
2.7.8.Temperatura gazelor arse reziduale
(2.81)
eroarea:
(2.82)
Verificând valoarea adoptată pentru temperatura gazelor arse reziduale prin compararea valorii lui cu cea a lui Tr adoptată, se poate observa că eroarea procentuală nu depășește 3%, ceea ce rezultă că alegerea făcută este corectă.
2.8.CALCULUL PARAMETRILOR INDICAȚI, EFECTIVI ȘI
CONSTRUCTIVI
2.8.1.Lucrul mecanic indicat realizat într-un cilindru
(2.83)
2.8.2.Presiunea medie indicată
(2.84)
2.8.3.Randamentul indicat
(2.85)
2.8.4.Consumul specific indicat de combustibil
(2.86)
2.8.5.Presiunea medie efectivă
pef = ηm x pi = 1086122,25 Pa (2.87)
2.8.6.Randamentul efectiv
ηe = ηm x ηi =0,40437403 = 40,43744026% (2.88)
2.8.7.Consumul specific efectiv de combustibil
(2.89)
2.8.8.Lucrul mecanic indicat necesar a fi dezvoltat într-un cilindru
(2.90)
2.8.9.Coeficientul de similitudine
(2.91)
2.8.10.Volumele reale ale fluidului motor în punctele caracteristice ale ciclului de
funcționare
(2.92)
2.8.11.Presiunea fluidului motor pe parcursul proceselor de comprimare și
destindere
a.pentru comprimare:
;
(2.93)
;
Tabelul 3
2.8.12.Lucrul mecanic indicat real dezvoltat într-un cilindru
(2.94)
2.8.13.Diametrul cilindrului
(2.95)
2.8.14.Cursa pistonului
S = ψd x D = 129,88722 mm (2.96)
2.8.15.Raza manivelei
(2.97)
2.8.16.Lungimea bielei
(2.98)
2.8.17.Cilindreea unitară
= (2.99)
2.8.18.Cilindreea totală
Vt = i x Vs = 3,357307845 dm3 (2.100)
2.8.19.Viteza medie a pistonului
(2.101)
2.8.20.Viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit
(2.102)
2.8.21.Puterea efectivă a motorului
(2.103)
eroarea:
(2.104)
2.8.22.Puterea indicată
(2.105)
2.8.23.Puterea pe cilindru
(2.106)
2.8.24.Puterea specifică de arie a pistonului
(2.107)
2.8.25.Puterea specifică volumetrică a pistonului
(2.108)
2.8.26.Gradul de solicitare al motorului
(2.109)
2.8.27.Dimensiunile de gabarit ale motorului
Lungimea:
Lmot = cl x D x i = 916,850363 cL = 2,0 … 2,9
Înălțimea de la axa de rotație:
H = cH x S = 779,323319 cH = 6,0 … 8,5 (2.110)
Adâncimea de la axa de rotație:
E = ce x S = 259,77444 mm cE = 2,0 … 2,5
Lățimea:
B = cB x S = 558,515045 cB = 4,3 … 6,3
CAPITOLUL III
CALCULUL ORGANOLOGIC
3.1.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL CĂMĂȘII CILINDRULUI
3.1.1.Alegerea materialului
Cămașa cilindrului motoarelor de automobil se confecționează din fontă, deoarece satisface cel mai bine dezideratele principale: rezistență înaltă la uzură abrazivă și corozivă; proprietăți antifricțiune bune; rezistență satisfăcătoare la solicitări mecanice; turnare ușoară. Structura perlitică cu grafit lamelar fin sau cu grafit nodular asigură proprietăți antifricțiune și rezistență la uzură. Prin alierea fontei cu Ni, Cr, Mo, Cu, Ti se obțin proprietăți îmbunătățite. Prin tratament termic se asigură o duritate de 360….440 HB.
3.1.2.Alegerea tipului de cămașă
Cămașa de cilindru poate fi umedă, când este udată la exterior de lichidul de răcire sau uscată, când suprafața exterioară este în contact cu suprafața cilindrică din bloc. Pentru acest motor alegem varianta de cămașă umedă.
a. Stabilirea modului de rezemare a cămășii
Cămășile umede se montează cu joc în blocul motor și sunt prevăzute cu guler de sprijin în partea superioară, în partea inferioară sau la (1/3 … 1/2) D de suprafața superioară a cămășii, unde D este diametrul interior al cămășii cilindrului. Se alege varianta cu guler în partea superioară.
b.Stabilirea sistemului de etanșare al cămășii
Cămășile cilindrilor trebuie etanșate față de gaze în partea superioară (zona de contact cu chiulasa) și față de lichidul de răcire în partea inferioară. Etanșarea față de gaze se realizează cu garnitura de chiulasă, care poate fi sub forma unei plăci sau sub forma unei garnituri inelare. Pentru cămășile cu guler de sprijin în partea inferioară, etanșarea se face cu garnituri de hârtie sau cupru.
c.Stabilirea dimensiunilor principale ale cămășilor
Se apreciază că rugozitatea optimă este 0,35 … 0,45 m întrucât asigură o stabilitate mare a peliculei de ulei și deci o uzare redusă. Pentru reducerea uzurii, suprafața interioară a cilindrului se cromează (cromare poroasă cu grosimea stratului de crom 0,025 … 0,25 mm). Lungimea cămășii cilindrului (LC) se determină în funcție de cursa pistonului (S) și lungimea acestuia (L), în condițiile de gabarit minim. Se va avea în vedere ca mantaua pistonului să depășească marginea inferioară a cămășii cu b = 10 …. 15 mm, pentru a prelua ulei din ceața ce se formează în carter și pentru a evacua mai ușor căldura.
Deci:
Lc = S + L – b = 201 mm
Figura 45 – Cămașa de cilindru
Lungimea camerei de răcire (LCr) trebuie astfel aleasă încît să depășească nivelul primului segment de compresie când pistonul se află la pmi și la pme cu a = 6….10 mm.
Deci:
Lcr= S + 2a
Aleg:
a = 10 mm Lcr= 86 mm
Grosimea pereților cămășilor umede se calculează cu relația empirică:
= (0,065 …0,075)D
în care:
D – este diametrul interior al cămășii cilindrului.
Diametrul exterior al gulerului de sprijin se determină din condiția ca presiunea (pc) care ia naștere pe suprafața de contact (A) dintre guler și bloc să nu depășească presiunea admisibilă a materialului blocului (pa = 380 MPa pentru Fc 200 , pa = 420 MPa pentru Fc 250).
Condiția de mai sus se scrie:
pc = F/A pa (3.1)
unde:
F – este forța care apasă asupra gulerului unui cilindru datorită strângerii chiulasei.
Această forță trebuie să fie de 1,3 ori mai mare decât forța dată de presiunea maximă (pcil max) din cilindru în timpul funcționării, adică:
F = 1,3 x pcil x D/4 (3.2)
Dacă în relația (4.1) se înlocuiește (4.2) și expresia ariei de contact dată de relația:
se obține diametrul exterior (Dg) al gulerului:
Dg =, (3.3)
unde:
D2 – este diametrul exterior al cilindrului blocului, deci Dg=8 mm.
Deci, diametrul gulerului se va lua mai mare sau cel puțin egal cu cel rezultat din relația (3.3), deci Dg=86 mm. Înălțimea minimă (Hg) a gulerului se determină din condiția de rezistență la încovoiere. Se consideră gulerul ca o placă inelară încastrată în cămașa cilindrului de-a lungul circumferinței de diametru D2 și încărcată cu o sarcină uniform distribuită (q) creată de forța F dată de relația (3.2). În teoria plăcilor se arată că se obțin rezultate cu suficientă aproximație dacă se consideră o fâșie cu lățimea egală cu unitatea drept o grindă având aceleași condiții de rezemare și de încărcare ca și placa reală.
Sarcina q uniform distribuită pe suprafața de contact se determină din condiția:
(3
deci:
Se obține pentru F valoarea F = 110,28 KN, deci q = 272 MPa.
Momentul încovoietor maxim este:
Mmax = ql2 /2 (3.5)
în care:
l = Dg – D2 deci l = 2 mm
Rezultă:
Mmax = 1944 N/m
Modulul de rezistență axial se calculează cu expresia:
(3.6)
Din condiția ca tensiunea maximă de încovoiere să fie cel mult egal cu tensiunea admisibilă (a):
se deduce înălțimea gulerului:
Hg= (3.7)
Tensiunea admisibilă se determină în raport cu tensiunea de rupere r cu relația:
a=r/cr = 230 Mpa
în care:
cr – este coeficientul de siguranță la rupere (cr = 2).
3.1.3.Calculul de rezistență pentru soluția adoptată
Calculul de rezistență al cămășii cilindrului constă în verificarea grosimii () a peretelui. Calculul se bazează pe teoria tuburilor cu pereți groși.
Cămașa cilindrului este solicitată de:
presiunea gazelor de ardere (pcil);
forța normală N transmisă de piston;
presiunea ce ia naștere pe suprafața de contact cu blocul;
tensiunile ce iau naștere datorită încălzirii inegale;
forța de strângere a chiulasei (numai în cazul rezemării intermediare sau în partea inferioară a cămășii).
Figura 46 – Forța de strângere a chiulasei
Determinarea tensiunilor datorate presiunii gazelor
Se consideră cămașa cilindrului ca fiind un tub cu perete gros de secțiune constantă încărcat cu presiune interioară pcil. Sub acțiunea presiunii pcil în secțiunile făcute în axa tubului cu cilindrii concentrici cu suprafețele interioare și exterioare apar tensiuni normale r orientate în lungul razei, iar în secțiunile făcute cu plane ce conțin axa tubului apar tensiuni normale care sunt tangente la cercul care trece prin punctul considerat.
Aceste tensiuni se determina cu expresiile:
, r[R, R1] (3.8)
în care:
R – este raza interioară a cămășii R = D/2 unde D = 76 mm este alezajul.
pcil – este presiunea maximă a gazelor din cilindru, pcil = 6,81 Mpa.
R1 – este raza exterioară a cămășii R1 = D1/2 unde D1 = D + = 77 mm.
r – este o raza oarecare din intervalul [R,R1], r = 38 mm.
Pe conturul interior (r = R) tensiunile ,r au valorile:
(3.9)
iar pe conturul exterior (r = R1).
(3.10)
Tensiunile cele mai mari se produc în interiorul tubului unde există o stare plană de tensiune de întindere – compresiune.
Determinarea presiunii de contact (pc)
Expresia presiunii de contact se deduce pe baza teoriei tuburilor cu pereți groși cu presiune interioară (pcil) si exterioara (pc). În timpul funcționării presiunea de contact apare atât la cămășile uscate montate cu strângere cât și la cămășile uscate montate cu joc. Jocul maxim la montaj (2) este inferior creșterii diametrului exterior al cămășii (2U1).
După aplicarea presiunii gazelor (pcil), se poate scrie pentru ambele cazuri de montaj relația:
= U1 + U2 (3.11)
în care deplasarea U2 se consideră negativă pentru montajul cu joc.
Deplasarea radială (U1) a punctelor de pe suprafața exterioară a cămășii, sub acțiunea presiunii (pcil) și (pc) este dată de relația:
(3.12)
Deplasarea radială (U2) a punctelor de pe suprafața interioară a cilindrului blocului sub acțiunea presiunii interioare (pc), se determină cu relația:
(3.13)
Înlocuind expresiile (3.12) și (3.13) în relația (3.11) se obține expresia presiunii de contact sub forma:
pc = (3.14)
Pentru cazul în care atât blocul cât și cămașa cilindrului se execută din fontă, atunci E1 = E2 = = E și 1 = 2 = , iar relația (7) devine:
(3.15)
unde:
R – este raza interioară a cămășii.
R1 – este raza exterioară a cămășii.
R2 – este raza exterioară a cilindrului blocului, R2 = D2/2 unde D2 = D1 + (9..10)mm = 77 mm R1 = 38,5 mm.
pcil – este presiunea maxima din cilindru.
E – este modulul de elasticitate longitudinal, E = 1,4105 Mpa.
– este jumătate din strângerea maximă ce se poate realiza la montaj.
Calculul tensiunilor datorate presiunii de contact
În cazul cămășilor montate cu strângere se impune un calcul al tensiunilor care iau naștere numai datorită strângerii la montaj, deci când pcil = 0. Astfel, cămașa cilindrului va fi considerată tub cu perete gros, cu presiune exterioară (presiunea de contact).
Dacă în relația (4.15) se consideră pcil = 0 se obține expresia presiunii de contact sub forma:
(3.16)
în care:
R – este raza interioară a cămășii.
R1 – este raza exterioară a cămășii.
R2 – este raza exterioară a cilindrului blocului.
E – este modulul de elasticitate longitudinal, E = 1,4105 Mpa.
– este jumătate din strângerea maximă ce se poate realiza la montaj.
Toleranțele de execuție ale cămășii și ale cilindrului blocului fiind:
D1 max = D1 + As unde D1 = 77 + 0,017 deci D1 max = 78,3 mm
D1 min = D1 + Ai unde D1 = 78 deci D1 min =78,2
Se poate trece la determinarea mărimii () cu relația:
= 1/2( D1 max – D1 min )
deci:
= 0,2 mm.
Înlocuind valoarea lui se obțin următoarele valori ale presiunii de contact:
pc = 50,75 MPa
În cămașa cilindrului, solicitată numai la presiunea exterioară pc iau naștere următoarele tensiuni:
(3.17)
unde:
r – este o raza oarecare din intervalul [R, R1].
Pe conturul interior (r = R) ele au valoarea:
(3.18)
iar pe conturul exterior (r = R1):
(3.19)
înlocuind valorile, obținem:
= -1120,3 MPa; r = -1108,8 MPa
Tensiunea cea mai mare se obține pe conturul interior.
Calculul tensiunilor datorate presiunii interioare (pcil) si presiunii de contact (pc)
Considerând cămașa cilindrului tub cu perete gros cu presiunea interioară (pcil) și presiunea exterioară (pc), tensiunile principale se determină cu relația:
, r[R, R1] (3.20)
în care:
pcil – este presiunea maximă a gazelor ce se realizează în interiorul cilindrului.
pc – este presiunea de contact dintre cămașă și bloc.
R și R1 – sunt razele interioară și respectiv exterioară ale cămășii.
Înlocuind valorile, obținem:
= -6487,75 MPa; r = -6421,33 MPa
e.Calculul tensiunilor datorate strângerii chiulasei
Aceste tensiuni apar în cazul în care cămașa este sprijinită în partea inferioară sau intermediar.
Sunt tensiuni de compresiune ce apar în secțiunile făcute cu plane perpendiculare pe axa cămășii și se determină cu relația:
în care:
F – este forța cu care apasă chiulasa asupra unei cămăși.
A – este aria secțiunii transversale.
f.Calculul tensiunilor termice
Cămașa cilindrului este încălzită la interior de gazele de ardere și răcită la exterior direct de către fluidul de răcire (cămăși umede) sau indirect (cămăși uscate). Când motorul funcționează la sarcină și turație constante, apar tensiuni termice staționare. Aceste tensiuni se determină considerând cămașa cilindrului ca fiind un tub de lungime mare, care se încălzește astfel încât să realizează o stare termică axial simetrică cu temperatura constantă în lungul tubului, dar variabilă pe grosimea peretelui după o lege liniară (figura 47).
Figura 47 – Cămașa cilindrului
În ipotezele de mai sus, tensiunile principale care apar în peretele cămășii de cilindru au expresiile:
r=
(3.21)
=
x=
în care:
E – este modulul de elasticitate longitudinal (pentru fontă E = 1,4 105 MPa).
o – este coeficient de dilatare termică liniară o = 10 grd.
– este coeficient al contracției transversale = 0,24.
ti, te – sunt temperaturile la interiorul și respectiv exteriorul cămășii ti = 140 C, te = 80 C.
R , R1 – sunt razele interioară, respectiv exterioară ale cilindrului.
r – este o rază oarecare din intervalul [R, R1], r = 38,5 mm.
Înlocuind valorile de mai sus în ecuațiile (4.21) se obține:
r = 0 MPa
= 55,16 MPa
x = 18,66 MPa
Pe suprafața interioară a tubului (r = R) se obține:
= , r = 0 (3.22)
iar pe cea exterioară (r = R1):
e = , r = 0 (3.23)
Înlocuind valorile în ecuațiile (5.22) si (5.23) obținem:
i = – 505,12 MPa
e = 55,16 MPa
Prin anularea derivatei expresiei tensiunii r din ecuațiile (5.21), se obține distanța ro = , ro = 38,37 mm, la care tensiunea radială are valoarea cea mai mare.
g.Determinarea tensiunii echivalente
Punctele cele mai solicitate se află pe conturul exterior și pe conturul interior, starea de tensiune fiind plană sau spațială.
Pentru determinarea tensiunii echivalente se are în vedere că tensiunile , r, x sunt tensiuni principale și avem:
Tensiunea admisibilă se va determina în raport cu tensiunea de rupere (a = r/cr), luând un coeficient de siguranță la rupere Cr = 2….3. Avem pentru fontă = 153,33 MPa. Deci dimensiunile alese verifică condițiile de rezistență și siguranța în funcționare.
3.2.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL PISTONULUI
3.2.1.Rol, componență, condiții funcționale
Grupul piston este alcătuit din trei organe: pistonul, bolțul și segmenții.
Pistonul asigură evoluția fluidului motor în cilindru și îndeplinește următoarele funcțiuni:
transmite bielei forța de presiune a gazelor;
transmite cilindrului reacțiunea normală produsă de bielă;
etanșează cilindrul în ambele sensuri respectiv împiedică scăparea gazelor în carter și pătrunderea uleiului în camera de ardere;
evacuează o parte din căldura dezvoltată prin ardera combustibilului;
este un organ de pompare la motoarele în patru timpi;
este un organ de distribuție și, în unele cazuri, de pompă pentru baleiaj la motoarele în doi timpi.
Pistonul se compune din următoarele părți: capul – partea superioară a pistonului care preia presiunea gazelor, regiunea portsegmenți – partea pistonului prevăzută cu canale în care se introduc segmenții, mantaua – partea care ghidează pistonul în cilindru și transmite forța normală și umerii mantalei – partea în care se fixează bolțul. Capul pistonului închide spațiul cu volum variabil al camerei de ardere, iar forma lui depinde în mare măsură de tipul motorului și al camerei de ardere. La MAC forma capului depinde în mare măsură de tipul camerei de ardere. Astfel, la motoarele cu cameră de ardere divizată, forma capului se aproprie mult de cea plană, având eventual evazări în dreptul supapelor, de adâncime 1 … 2 mm pentru a evita impactul acestora cu pistonul când acesta se găsește la p.m.s., iar supapele sunt deschise. La MAC cu cameră de ardere unitară, capul are formă de cupă mai mult sau mai puțin deschisă sau este mulat după forma jetului. Regiunea port-segmenți la MAC prezintă unele particularități constructive. Astfel, pentru a împiedica orientarea fluxului de căldură numai către primul segment, canalul acestuia se așează de obicei sub marginea inferioară a capului pistonului. Deoarece materialul din dreptul canalului primului segment își pierde mai ușor durabilitatea și suportă atacul agenților corozivi, o soluție foarte eficientă de protejare a lui o constituie utilizarea unor inserții de metal, de forma unui inel cu canelură, sau a unui disc inelar de oțel. Mantaua pistonului trebuie să aibă o lungime suficientă pentru a asigura un bun ghidaj, presiuni laterale reduse și a limita bascularea. Nu trebuie însă a fi mărită în mod exagerat pentru a nu mări inutil înălțimea motorului. Umerii pistonului reprezintă niște aglomerări de material în care se practică alezajul pentru bolț. Pentru a obține o rigiditate cât mai mare a pistonului, alezajul pentru bolț se plasează la o distanță cât mai mică față de capul acestuia. În timpul funcționării forța de frecare produce un moment de basculare în apropierea pmi. Momentul de basculare este pozitiv când pistonul urcă și negativ când el coboară. Pentru a atenua efectul de basculare la motoarele moderne se dezaxează axul alezajului pentru bolț cu mărimea e = ( 0,014 … 0,025)D în sensul forței normale, pentru cursa de destindere. În acest fel momentul de basculare nu își schimbă semnul în jurul pmi, dar are valori mai mari. La motoarele cu biele scurte, dezaxarea este atât mai eficientă cu cât oblicitatea bielei este mai mare, întrucât crește reacțiunea normală. Dacă dezaxarea se alege rațional, se obține o distribuție mai uniformă a solicitărilor laterale, reducerea bătăii și mărirea durabilității pistolului.
Condiții de funcționare
Datorită dilatării termice a forței de presiune a gazelor și a reacțiunii N a cilindrului asupra pistonului, pistonul se deformează eliptic, în plan transversal, cu axa mare paralelă cu axa bolțului. Pentru a compensa această deformare pistonul se confecționează de forma eliptică cu axa elipsei perpendiculară pe axa bolțului. În ceea ce privește temperatura capului și mantalei se face precizarea că datorită repartizării neuniforme a materialului are loc și o repartizare neuniformă a temperaturii în diferite zone ale pistonului. În orice caz pe lungimea pistonului, temperatura descrește spre partea inferioară a mantalei. Ca urmare a încălzirii neuniforme și dilatarea pistonului va fi neuniformă. Deformațiile mai mari apar în regiunea portsegmenți și în dreptul umerilor pistonului. Pentru a preveni griparea sau blocarea pistonului în cilindru, din cauza dilatărilor chiar la regim nominal, se păstrează între cele două organe un joc, numit joc la cald. La fiecare orizont al pistonului dilatarea fiind diferită, jocul la montaj (jocul la rece), corespunzător va fi diferit. Pentru asigurarea acestor jocuri, pistoanele și cilindrii se sortează pe grupe de dimensiuni.
Profilul longitudinal al pistonului, pentru a realiza variația dimensiunilor la diferite orizonturi, în scopul evitării gripării sau blocării pistonului, se poate obține în diferite variante:
varianta I – conic cilindric – se aplică la pistoanele cu mantaua rece și cu plăcuțe de oțel;
varianta II – dublu conic – pistonul se montează cu joc redus, dar se prelucrează greu (cu mașini de copiere);
varianta III – reprezintă o soluție simplificată a variantei precedente: pistonul este confecționat cilindric, în trepte, ceea ce permite prelucrarea pe mașini simple de strunjire;
varianta IV – parțial cilindrică, parțial tronconică, în trepte.
3.2.2.Alegerea materialului
La ora actuală se utilizează pentru construcția pistonului de automobil doar aliaje pe bază de aluminiu, care satisfac în cel mai înalt grad cerințele impuse pistoanelor și anume: rezistența ridicată la temperaturi înalte și sarcini variabile: masa redusă; buna conductibilitate termică; dilatare liniară redusă; rezistența ridicată la uzura abrazivă, adezivă, corozivă și la oboseală; ușurința de turnare sau matrițare; ușurința de prelucrare prin așchiere; preț redus.
Aliajele se împart în două grupe principale:
1.aliaje pe bază de siliciu, numite silumini;
2.aliaje pe bază de cupru, numite duraluminiu.
Aliajul silumin este la rândul lui de 3 feluri:
a.hipoeutectic cu Si < 11,7%;
b.eutectic cu 11,7% < Si < 13,5%;
c.hipereutectic cu 13,5% < Si < 25%.
Aliajele hipereutectice au un coeficient de dilatare foarte redus, calități bune de antifricțiune, durititate ridicată la temperaturi mari, densitate mica ( 2,65 kg/dm ), în schimb antrenează o uzare mai rapidă a sculei așchietoare, din cauza conținutului ridicat de Si și determină reducerea coeficientului de conductibilitate termică, ceea ce impune confecționarea pistonului cu pereții groși. Aliajele eutectice elimină dezavantajele de mai sus, ca urmare a micșorării procentului de Si, drept pentru care au căpătat o mai largă răspândire la MAS. Aliajele pe baza de cupru au un conținut de cupru de 8 … 12 %. Cuprul este principalul element de durificare a aliajului și mărește totodată conductibilitatea termică. Pistoanele din aliaje de aluminiu se supun tratamentelor termice (călire, îmbătrânire, sau ambele), care le ridică duritatea și rezistența mecanică. In România materialele pentru pistoanele de aluminiu sunt standardizate în STAS 201/2-80.
3.2.3.Alegerea dimensiunilor caracteristice
Dimensiunile principale ale pistonului se adoptă după date statistice. Lungimea pistonului și diametrul umerilor mantalei se stabilesc în corelație cu dimensiunile bolțului. Dimensiunile sunt reprezentate în figura 48.
Figura 48 – Lungimea pistonului și diametrul umerilor mantalei
unde:
D – este diametrul cilindrului D =76 mm.
DS – este diametrul canalelor de segmenți de etanșare și de foc DS = 80 mm.
DC – este diametrul interior al capului cilindrului DC = 59,4 mm.
DSU – este diametrul canalului segmentului de ungere DSU = 79 mm.
d – este diametrul bolțului d = 26 mm.
du – este diametrul umărului de sprijin al bolțuilui du = 33 mm.
B – este distanța dintre umăr și axul pistonului B = 19 mm.
H1 – este distanța dintre capul pistonului și primul segment H1 = 9 mm.
H – este grosimea segmenților H = 2 mm; si H’ = 2,5.
H2 – este grosimea pereților dintre segmenți H2 = 7 mm.
L – este lungimea pistonului L = 67 mm.
L’ – este lungimea de axul bolțului la partea inferioară a pistonului L’ = 19 mm.
Dm – este diametrul mantalei pistonului Dm = 39 mm.
– este grosimea capului pistonului = 21 mm.
3.2.4.Calculele de rezistență ale pistonului
Calculele de rezistență ale pistonului constau în:
verificarea capului pistonului solicitat de presiunea maximă a gazelor din cilindru și de variația de temperatură;
verificarea regiunii port segmenți, solicitată la compresiune de presiunea maximă a gazelor din cilindru;
verificarea presiunii specifice pe manta;
verificarea umerilor pistonului la forfecare.
a.Verificarea capului pistonului
Pentru determinarea tensiunii datorate presiunii maxime din cilindru, se schematizează capul pistonului sub forma unei plăci circulare încastrate pe conturul dat de diametrul interior al capului DC, cu o grosime constantă , încărcată cu o sarcină uniform distribuită ( figura 48). Într-o astfel de placă apar tensiuni normale radiale r pe suprafețele obținute prin secționare cu cilindrii concentrici cu placa și tensiuni normale circumferențiale pe suprafețele obținute prin secționare cu plane ce conțin axa plăcii.
Aceste tensiuni se calculează cu următoarele relații:
’r =
(3.23)
’=
în care:
pmax – este presiunea maximă din cilindru pmax = 6,81 Mpa.
– este grosimea plăcii = 21 mm.
– este coeficientul lui Poisson = 0,34.
Ri – este raza interioară a capului Ri = Dc/2 = 29,7 mm.
r – este o rază oarecare din intervalul [-/2; /2], r = 10 mm.
Înlocuind valorile în relațiile (3.23) rezultă ’r = 3,39 MPa și ’ = 3,88 MPa.
Din relațiile (3.23) se observă variația liniară a tensiunilor pe înălțimea plăcii și variația parabolică a acesteia pe direcția radială.
Valorile extreme se găsesc în centrul plăcii și în încastrare.
În centrul plăcii (r = 0) rezultă:
’rc = ’c = 3(1+)Ri pmax/8 = – 48,71 MPa (3.24)
iar în încastrare ( r = Ri):
’ri = ’i = 3(1+)Ri2 pmax/42 = -72,71 MPa (3.25)
Pentru stabilirea solicitării termice a capului pistonului se procedează în felul următor: se determină tensiunile r1 și 1 schematizând capul pistonului sub forma unei plăci circulare, liberă pe contor, cu grosime constantă supusă unui câmp de temperatură axial simetrică; se ține apoi seama că peretele lateral al pistonului împiedică dilatarea liberă a capului, creând o presiune p pe suprafața frontală a plăcii. Se calculează tensiunile r2 și 2 care țin seama și de presiunea p; se determină tensiunile de încovoiere r3 și 3 cauzate de variația temperaturii pe direcția axei plăcii. Calculul tensiunilor r1 si 1.
Se consideră că temperatura în placă este distribuită după legea:
T = Tc – T(r/Ri) (3.26)
în care:
Tc – este temperatura în centrul plăcii.
T – este diferența de temperatură dintre centru și marginea plăcii.
Ri – este raza exterioară a plăcii.
r [0; Ri].
Corespunzător acestei variații de temperatură în placă apar tensiunile:
ri = -ET/4 [1 – (r/Ri)2] (3.27)
i = ET/4 [3(r/Ri)2 – 1] (3.28)
în care:
– este coeficientul de dilatare termică liniară = 21 10-6.
E – este modulul de elasticitate longitudinal E = 0.69105 Mpa.
T – este diferența de temperatură dintre centrul și marginea plăcii ce se determină
experimental având pentru turisme valoarea T = 110 C.
Înlocuind în relațiile de mai sus rezultă ri = -35,04 MPa iar i = 26,6 MPa. Calculul tensiunilor r2 și 2.
Presiunea care ia naștere pe suprafața frontală a plăcii se calculează cu relația:
P = -ET/2(1-+k) (3.29)
în care:
– este coeficientul de dilatare termică liniară = 2110-6.
E – este modulul de elasticitate longitudinal E = 0.69105 Mpa.
T – este diferența de temperatură dintre centrul și marginea plăcii ce se determină
experimental având pentru turisme valoarea T = 110 C.
– este coeficientul lui Poisson.
k se calculează cu relația:
k =
unde:
R – este raza exterioară a pistonului R = 38 mm.
Ri – este raza interioară a capului pistonului Ri = 29,7 mm.
Înlocuind valorile în relația de mai sus obținem k = 4,17 deci p = -16,26 MPa.
Presiunea p considerată constantă pe lungimea plăcii, determină tensiuni de compresiune constante pe direcție radială cr și pe direcție circumferențială c egale între ele și egale cu p, în toate punctele plăcii:
cr = c = p = -16,26 MPa
Prin suprapunere de efecte se calculează: r2 și :
r2 = r1 + p = 10,34 MPa
Calculul tensiunilor r3 și 3. Considerând o variație liniară a temperaturii pe grosimea plăcii, în placă apar tensiuni de încovoiere pe direcție radială r3 și pe direcția circumferențială 3 egale între ele.
Acestea se calculează cu relația:
3 = r3 = 3 = – ETo/(1-)y/ (3.30)
în care:
, E, și – au semnificațiile precizate la relațiile precedente.
To – este diferența de temperatură între temperatura pe suprafața superioară (Ts) și inferioară
(Ti) a capului pistonului To = 400 C.
Pentru y = /2, se obțin expresiile tensiunilor pe suprafața interioară și exterioară a plăcii:
3 = r3 =3 = E To/2(1 – ), deci pe suprafața superioară tensiunile vor avea valoarea 3 = – 43,27 MPa. Aceste tensiuni au valoarea constantă pentru orice valoare a razei r variind numai pe înălțimea plăcii. Se determină tensiunile totale r și prin suprapunere de efecte. Atât în centrul plăcii cât și la periferia acesteia există o stare plană de tensiune, ceea ce implică aplicarea unei teorii de rezistenta.
După teoria tensiunilor tangențiale maxime, dacă tensiunile rc și c sau ri și i au același semn, se va lua tensiunea maximă în valoare absolută și se va compara cu tensiunea admisibilă:
max < a
în care:
a – este tensiunea admisibilă la tracțiune, după cum este pozitiv sau negativ.
Dacă cele două tensiuni au semne diferite, atunci se va face suma valorilor absolute și se va compara cu tensiunea admisibilă la tracțiune:
rc + c < at
ri + i < at
în cazul pistoanelor din aliaj de aluminiu, at = ac = 145 MPa valoare mai mare decât sumele celor două tensiuni.
b.Verificarea regiunii port segmenți
Aceasta se face a compresiune, luând în considerare presiunea maximă a gazelor. Secțiunea periculoasă se găsește în dreptul deschiderilor prin camera ce evacuează uleiul colectat de segmentul de ungere.
Aria netă a acestei secțiuni se calculează cu relația:
(3.31)
în care:
Ds – este diametrul exterior al pistonului în dreptul segmentului de ungere 72,5 mm.
Di – este diametrul interior al pistonului Di = 68 mm.
n – este numărul de orificii radiale n = 2.
d – este diametrul orificiului de evacuare a uleiului d = 2 mm.
Înlocuind valorile în relația de mai sus, obținem A = 76,5 cm2
Tensiunea la compresiune ce se dezvoltă în această secțiune se calculează cu relația:
comp = D2pmax/4A (3.32)
unde:
D – este diametrul exterior al pistonului D = 76 mm.
pmax – este presiunea maximă ce ia naștere în cilindru pmax = 6,81 Mpa.
A – este aria calculată mai sus.
Înlocuind valorile în relația de mai sus rezultă comp = 16,87 Mpa.
Valoarea tensiunii calculată cu relația de mai sus nu trebuie să depășească valoarea tensiunii admisibile a calculată cu relația:
a = r/cr
în care:
r = 290 MPa – este tensiunea de rupere a materialului pistonului.
cr – este coeficientul de siguranță la rupere care se ia 2.
Valoarea coeficientului este mare, deoarece starea de solicitare în această regiune este mult mai complexă decât cea considerată (numai compresiune). Deci a = 145 MPa mai mare decât tensiunea de compresiune.
c.Verificarea mantalei
Verificarea constă în compararea presiunii ce ia naștere între suprafața laterală a pistonului (mantalei) și suprafața interioară a cămășii, cu o presiune admisibilă. Această presiune apare datorită forței normale N și nu trebuie să depășească limita admisibilă pentru turisme care este pa = (0,4 …0,8) MPa. Depășirea acestei limite poate periclita pelicula de ulei.
pm = Nmax/D Lm < pa
în care:
Nmax – este forța normală maximă 5459 N/m.
Lm – lungimea mantalei Lm = 48 mm.
D – este alezajul D = 76 mm.
Înlocuind valorile în relația de mai sus, rezultă pm = 0,35 MPa < 0,4.
d.Verificarea umerilor pistonului
Verificarea la forfecare a umerilor pistonului se face când aceștia nu sunt solidarizați prin nervuri cu suprafața interioară a pistonului.
Relația de calcul este:
f = 0,5pmaxD2 /(du2 – d2) < a
în care:
pmax – este presiunea maximă din cilindru pmax = 6,81 Mpa.
D – este diametrul exterior al pistonului D = 76 mm.
du – este diametrul exterior al umărului du = 32 mm.
di – este diametrul interior al umărului egal cu diametrul exterior al bolțului, deci di = deb =
26 mm.
a – este tensiunea tangențială admisibilă (a = 25 … 40 MPa), pentru aliajele din aluminiu.
Înlocuind valorile determinate mai sus în relația de calcul a tensiunii de forfecare rezultă:
f = 38,86 MPa < a
3.3.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BOLȚULUI
3.3.1.Rol, condiții funcționale, construcție
Bolțul este organul care stabilește legătura dintre piston și biela prin intermediul lui transmițându-se forța de presiune a gazelor de la piston la bielă. Bolțul, fiind o piesă în mișcare, dezvoltă o forță de inerție care se transmite mecanismului motor, de aceea se impune ca masa lui să fie cât mai redusă. El este supus solicitărilor mecanice datorate forței de presiune a gazelor și forțelor de inerție. Aceste forțe produc încovoierea bolțului în plan longitudinal și ovalizarea în plan transversal. De asemenea, în secțiunea A – A bolțul este solicitat la forfecare. Mărimea și caracterul variabil al sarcinilor mecanice solicită bolțul la oboseală. În afara acestor solicitări bolțul este supus unei uzuri intense datorită dificultăților de ungere care determină un regim termic ridicat, datorită deformațiilor și șocurilor care întrerup pelicula de ulei, mai ales în cazul jocurilor mari. Ca urmare, față de bolț se impun următoarele cerințe: rezistență la încovoiere și la șoc, rezistență ridicată la uzură, rezistență ridicată la oboseală. Constructiv, bolțul are forma tubulară în diferite variante: cea mai des utilizată este forma cu secțiune constantă, deoarece este cel mai simplu de realizat din punct de vedere tehnic. Celelalte soluții sunt construite în ideea ”bolț de egală rezistență”, ținându-se cont de solicitările menționate anterior. Apar însă unele dificultăți tehnologice din care cauză au o răspândire redusă.
3.3.2.Asamblarea bolț-bielă-piston
Există la ora actuală trei tipuri de asamblare bolț – bielă – piston:
A.Bolțul flotant – asamblare ce presupune montarea cu joc a bolțului atât în piciorul bielei cât și în umerii pistonului. Ca urmare bolțul, în timpul funcționării, are posibilitatea atât de rotire cât și de deplasare axială. Biela, fiind confecționată tot din oțel ca și bolțul, pentru a evita uzura celor două piese ca urmare a mișcării relative dintre are dispusă în piciorul ei o bucșă antifricțiune. De asemenea, pentru a împiedica lovirea sau zgârierea oglinzii cilindrului de către bolț, ca urmare a posibilității de deplasare axială, aceasta se fixează de obicei cu două inele de siguranță din oțel de arc cu secțiune circulară sau dreptunghiulară, montate în șanțurile anume practicate în umerii pistonului. Pentru ungerea bolțului în bielă, se execută în piciorul acesteia un orificiu ce străbate și bucșa antifricțiune, prin care pătrunde uleiul din ceața ce se formează sub capul pistonului. Uneori însă, dar cu complicații tehnologice, se poate realiza ungerea sub presiune a bolțului în piciorul bielei prin practicarea unui orificiu ce străbate corpul bielei, de la fusul maneton la bolț, prin care circulă uleiul.
B.Bolț fix în piciorul bielei și liber în umerii pistonului – la motoarele de automobil asamblarea se realizează prin încălzirea piciorului bielei la 240 – 280 C înainte de montarea bolțului. După montare și în urma răcirii alezajului pentru bolț din piciorul bielei se micșorează realizând strângerea și fixarea bolțului. Acesta nu va mai avea nici posibilitatea rotirii, nici a deplasării axiale, deci între el și bielă nu va exista mișcare relativă, iar bucșa antifricțiune și ungerea bolțului în această zonă nu mai sunt necesare. În plus deplasarea axială a bolțului (care nu poate avea loc decât împreună cu biela) este limitată la jocul axial al bielei pe fusul maneton, care este foarte mic, ceea ce face imposibilă lovirea oglinzii cilindrului. Ca atare vor lipsi și inelele de siguranță pentru fixarea axială a bolțului.
C.Bolț liber în piciorul bielei și fix în umerii pistonului – asamblarea se realizează prin fixarea bolțului în umeri , cu ajutorul șuruburilor care străbat bolțul în dreptul umerilor. Bolțul devine mai puțin rigid, deoarece la îmbinarea cu șurub apar concentratori de tensiune. În plus crește masa în mișcare alternativă de translație. Soluția practic nu se utilizează la motoarele de automobil ci doar la cele de locomotive sau nave.
3.3.3.Materiale pentru bolț
Bolțul se confecționează prin strunjire din bare laminate. Materialul pentru bolț trebuie să aibă o duritate ridicata (55 … 65 HRC) a stratului superficial, pentru a rezista la uzură și oboseală, și o tenacitate ridicată a miezului (35 … 45 HRC). Se utilizează oțelul carbon de calitate sau oțeluri aliate. După execuție bolțul se supune unui tratament termochimic de cementare sau de călire superficială, pe o adâncime de cca.1 … 1,5 mm. Voi adopta pentru soluția mea un bolț flotant din OLC 45.
3.3.4.Alegerea dimensiunilor caracteristice
În general bolțul se dimensionează pe baza datelor constructive.
La alegerea dimensiunilor trebuie să se aibă în vedere trei criterii:
greutate redusă;
presiuni specifice mici;
rigiditate sporită.
Date constructive (figura 49):
lungimea bolțului l = 0,8 • D = 60 mm;
lungimea lb = 0,35 • D = 26 mm;
diametrul exterior d = 0,34 • D = 25,5 mm;
diametrul interior di = 0,68 • d = 13,5 mm.
Figura 49 – Date constructive
3.3.5.Calculul de rezistență al bolțului
Calculul de rezistență al bolțului constă în:
a.Verificarea bolțului la oboseală prin încovoiere
Bolțul se verifică la oboseală prin încovoiere, la forfecare și ovalizare. Pentru verificarea la oboseală prin încovoiere se admite schema de calcul unde pe porțiunile de lungime cuprinse între umerii pistonului se consideră o distribuție liniară, iar pe porțiunea cuprinsă în piciorul bielei o distribuție uniformă.
Secțiunea periculoasă la încovoiere este la mijlocul bolțului unde momentul încovoietor este:
M = F/12(l + 0,5lb + 4j) (3.33)
unde :
l și lb – au valorile adoptate mai sus.
j – este jocul dintre piciorul bielei și umerii pistonului, j = 2 mm.
F – este forța care acționează asupra bolțului.
Ea reprezintă de fapt rezultanta dintre forța de presiune a gazelor și forța de inerție a masei pistonului și segmenților.
Așadar:
F = Fp + Fj (3.34)
unde:
Fpmax și Fjmax – sunt forța maximă de presiune a gazelor respectiv forța maximă de inerție.
Fpmin și Fjmin – sunt forța minimă de presiune a gazelor respectiv forța minimă de inerție.
Deci Fmax = 63615,7 N, iar Fmin = 14242,9 N.
Tensiunea maximă (minimă) se calculează cu relația:
imax (min) = Mimax (min)/Wz (3.35)
unde:
Wz – este modulul de rezistență care are expresia:
(3.36)
Înlocuind relațiile (3.33) și (3.36) în (3.35) rezultă:
imax (min) = 8 Fmax (min) (l + 0,5lb + 4j)/(3 deb3(1 – 4 ) (3.37)
în care s-a notat:
= dib/ deb (3.38)
Înlocuind valorile în relația de mai sus rezultă max = 184,68 MPa. La bolțul flotant se consideră ca ciclul de încărcare este simetric, presupunând că bolțul se rotește cu 1800 în fiecare ciclu motor.
În acest caz coeficientul de siguranță la oboseală se calculează cu relația:
(3.39)
unde:
-1 – este rezistența la oboseală prin ciclu simetric de încovoiere -1 = 280 Mpa.
max – este tensiunea maximă de încovoiere max = 184,68 Mpa.
k = 1.
= 1,5.
– este coeficient dimensional = 0,75.
Înlocuind valorile rezultă c = 1,7 care este mai mare decât coeficientul de siguranță impus cimp = 1,5.
b.Verificarea bolțului la forfecare
Această verificare se face pentru secțiunea unde forța tăietoare este maximă, Tmax = F/2. Se știe că tensiunea tangențială maximă max se găsește în axa neutră și este constantă de-a lungul acestei axe.
Înlocuind în relația lui Juravski f = TSz x Iz forța tăietoare Tmax = F/2, momentul static al secțiunii suprafeței față de axa și momentul de inerție al întregii secțiuni față de axa Oz se obține:
(3.40)
în care:
= dib/ deb.
F – este forța maximă.
Înlocuind în relația de mai sus rezultă max = 118,27 MPa valoare care este cuprinsă între valorile admise [80 … 120] MPa.
c.Verificarea bolțului la ovalizare
Pentru verificarea la ovalizare a bolțului, acesta se consideră ca o bară curbă încărcată simetric, pe circumferința definită de raza medie rm = (deb+ dib)/4, cu o sarcină (p) distribuită sinusoidal. S-a considerat pe suprafața superioară presiunea ce ia naștere între bolț și umerii pistonului, iar pe suprafața inferioară presiunea ce ia naștere între bolț și piciorul bielei. De remarcat că acestea apar în secțiuni transversale diferite, nu același plan cum s-a considerat în schema de calcul.
Din acest motiv forța F se multiplică cu coeficientul:
(3.41)
stabilit experimental.
Având în vedere simetria încărcării, se poate lua în studiu jumătate din bară, cu precizarea că în secțiunile de simetrie apar doar forțe axiale și momente încovoietoare.
Din proiecția pe verticală:
(3.42)
Rezultă:
Po = 2Fk/rm
Prin aplicarea metodei eforturilor sau altei metode se determină Mo, efort static nedeterminat.
Eforturile unitare dintr-o secțiune oarecare definită de unghiul [0 … /2] se calculează cu relațiile:
N= – F k rm (cos/2 + sin/ – cos/ – 4/2) (3.43)
Tensiunile din fibrele exterioare și interioare se calculează cu relațiile:
e = [ 2M(6rm + h)/h(2 rm + h) + N]1/lh
(3.44)
i = [ – 2M(6rm-h)/h(2 rm-h) + N]1/lh
în care:
h = (deb – dib)/2 – este grosimea peretelui.
Tensiunea maximă este de compresiune în fibra interioară pentru = 0 și are expresia:
= F k/(l deb) [0,19 (1+ 2)(1+ )/(1 – ) + 1/1-] (3.45)
în care:
F = Fmax iar k s-a calculat mai sus, deci = 167,86 MPa care nu trebuie să depășească tensiunea admisibilă a = r/cr unde cr este coeficientul de siguranță la rupere și are valoarea 3, iar r = 640 MPa este tensiunea de rupere a materialului, deci <a=213 MPa.
Deformația maximă de ovalizare se produce în plan perpendicular pe axa pistonului. Deci fb/2 este deplasarea pe orizontală a capătului liber al barei.
Aplicând Mohr-Maxwell, se deduce:
(3.46)
în care:
E – este modulul de elasticitate longitudinal E = 2,1 105 Mpa.
k – este calculat mai sus.
= dib/deb.
l – este lungimea bolțului în mm.
Înlocuind valorile în relația de mai sus rezultă fb = 0,052, se recomandă ca fb să fie mai mic ca 0,5, iar = (0,001 … 0,005) deb – jocul diametral la cald, deci 0,052 < 0,073.
3.4.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL SEGMENȚILOR
3.4.1.Rol, condiții funcționale, construcție
Segmenții sunt piese inelare de diferite secțiuni, montate în lăcașurile din regiunea portsegment a pistonului, având rolul de a realiza etanșarea camerei de ardere, de a regla cantitatea de ulei de pe oglinda cilindrului și de a transmite căldura de la piston la cilindru. La alegerea numărului de segmenți se ține cont de aceste roluri ale segmenților, dar în primul rând de gradul de etanșare al camerei de ardere. Astfel sarcina principală de etanșare o are primul segment (segmentul de foc). Eficiența segmenților următori este mai redusă, dar nu neglijabilă. În mod obișnuit, la MAS se utilizează 2 segmenți de compresie, iar la MAC 3 segmenți de compresie. La MAC deoarece jocul între piston și cilindru este mare, pentru a împiedica trecerea uleiului spre camera de ardere se folosesc, la motoarele de mare putere, doi segmenți de ungere, dintre care unul la partea inferioară a mantalei. La alegerea numărului de segmenți ai pistonului se va avea în vedere faptul că un număr mare de segmenți nu îmbunătățește etanșarea, dar mărește în schimb înălțimea pistonului, caz în care trebuie redus nivelul termic al acestuia. Se consideră că eficiența de etanșare a sistemului de segmenți este normală, dacă presiunea gazelor după ultimul segment este 3 … 4% din presiunea gazelor din camera de ardere, iar volumul de gaze scăpate este cuprins între 0,2 … 1,0 % din volumul de aer sau amestec proaspăt aspirat în cilindru. Din punct de vedere constructiv cel mai mult se folosesc segmenții de secțiune dreptunghiulară, prezentând avantajul unei tehnologii simple de fabricație. O construcție specială o reprezintă segmenții din lamele de oțel cu grosimea în jur de 0,7 mm care măresc durabilitatea în schimb se accentuează uzura cămășilor de cilindru, impunând măsuri pentru ridicarea rezistenței la uzură a oglinzilor acestora. Constructiv segmenții de ungere se grupează astfel: segmenți cu secțiune unitară sau neperforați și segmenți cu secțiune radială perforată. Segmentul neperforat evacuează o cantitate mai mică de ulei în comparație cu cel perforat. În cel de al doilea caz segmenții sunt prevăzuți cu o degajare pe o suprafață laterală dublând numărul fețelor răzuitoare, sporindu-se prin aceasta eficiența raclării și evacuarea uleiului. Orificiile din segmenții perforați se obțin prin găurire sau prin frezare, ultima soluție fiind mai utilizată deoarece fabricația este mai simplă.
3.4.2.Materiale pentru segmenți
Pentru a satisface exigențele impuse segmenților, materialele din acre aceștia se execută trebuie să posede următoarele proprietăți:
a.calități bune de alunecare pentru a atenua pierderile mecanice în condițiile unei ungeri semilichide;
b.duritate ridicată pentru a prelua sarcini mari de contact și pentru a rezista la uzura adezivă și abrazivă;
c.rezistența la coroziune, pentru a atenua efectul atacurilor chimice și electrochimice;
d.rezistența mecanică ridicată la temperaturi relativ mari, pentru a realiza un segment ușor și cu dimensiuni reduse;
e.modul de elasticitate superior la temperaturi relativ mari, invariabil în timp, pentru a preveni vibrațiile;
f.calități bune de adaptabilitate rapidă la forma cilindrului.
Față de această cerință fonta pentru segment care satisface cerințele unui material antifricțiune este fonta cenușie perlitică cu grafit lamelar. La această varietate de fontă, faza antigripantă o constituie grafitul care are o plasticitate redusă, reține uleiul de ungere și rezistă la atacul acizilor. La MAC supraalimentat primul segment suportă sarcini termice mari și se rupe frecvent când este confecționat din fontă. În asemenea cazuri se înlocuiește cu unul din oțel care se grafitează pentru a îmbunătăți comportarea la alunecare. Aplicarea pe segment a unor straturi superficiale dure mărește rezistența la uzare. În scopul măririi durității segmentului i se aplică un tratament de cromare poroasă. Stratul superficial de cromare o duritate mare și o temperatură de topire ridicată. Cromarea se aplică mai ales primului segment de fontă care lucrează la temperaturi înalte și se uzează cel mai mult. Având în vedere considerentele de mai sus voi adopta un segment din fontă cenușie având E = 1,0 10 MPa .
Figura 50 – Segment din fontă cenușie
3.4.3.Calculul de rezistență al segmenților
Calculul de rezistență al segmenților constă în:
verificarea segmentului la dilatare;
calculul efortului unitar maxim în timpul funcționării;
stabilirea jocului segmentului în canal.
Figura 51 – Calculul de rezistență al segemenților
a.Stabilirea presiunii medii pe care o dezvoltă segmentul, pe
Pentru realizarea unei etanșări eficiente, pe se stabilește în corelație cu presiunea radială a gazelor care participă activ la aplicarea segmenților pe cilindru. La motoarele rapide presiunea radială a gazelor are valori mult mai mici, ceea ce obligă la sporirea lui pe. La motoarele de autovehicule cu turații foarte mari, din cauza vibrației, presiunea pe ia valori cu atât mai mari cu cât turația este mai mare. Dar trebuie manifestată o anumită rezervă pentru valori prea ridicate ale presiunii pe deoarece ele provoacă uzuri însemnate. Valori superioare pentru pe se întâlnesc la motoarele cu alezaj mic de obicei puternic turate. Pentru proiectare se alege presiunea medie funcție de turația medie de funcționare a motorului. Deci pe = 0,2 MPa.
b.Calculul grosimii radiale a segmentului
Raportul D/a reprezintă un factor constructiv de bază al segmentului.
Grosimea radială a segmentului se calculează din următoarea relație:
D/a = 0,816 ,
unde:
– este tensiunea admisibilă cu valori cuprinse între 300 și 400 MPa, = 350Mpa.
pe – este presiunea medie pe = 0,2 Mpa.
k – este un coeficient având valoarea, k = 1,8.
Înlocuind valorile în relația de mai sus rezultă D/a = 16,26 dar cunoscând valoarea alezajului D = 76 mm rezultă a = 4,87 mm.
c.Verificarea segmentului la dilatare
Rostul la cald Sc se limitează deoarece la valori mari etanșarea este nesatisfăcătoare, iar la valori mici apare pericolul de impact.
Ca urmare, se determină valoarea rostului la montaj Sm, care asigură rostul la cald propus:
Sm = D[s(Ts – To) – c(Ts – To)] + Sc/[1+s(Ts – To)], (3.47)
în care:
s, c – sunt coeficienți de dilatare pentru materialul segmentului și respectiv pentru materialul
cilindrului s = c = 10 10-6 1/k.
Ts – este temperatura segmentului.
Tc – este temperatura cilindrului.
To – este temperatura la montaj.
Sc – este rostul la cald.
Pentru calcul se admite Ts – To = 150 K, Tc – To = 110 K. Rostul la cald se stabilește în funcție de alezaj și tipul motorului. Se admite Sc = 0,003 D = 0,36 mm pentru motoarele răcite cu apă. Înlocuind valorile în relația de mai sus rezultă Sm = 0,58 mm. Rostul de montaj variază, după norma DIN, între 0,2 … 0,7mm, valoarea inferioară fiind pentru alezaj D = 50 mm, iar cea superioară pentru D = 200 mm.
d.Calculul efortului unitar maxim în timpul funcționării
Efortul unitar maxim în timpul funcționării, fmax se obține din formula lui Navier pentru secțiunea transversală a segmentului și anume:
= M/W (3.48)
Cu condiția ca M să fie maxim și anume pentru secțiunea = 0 se obține efortul unitar maxim în timpul funcționării:
(3.49)
în care:
g – are valoarea g = 0,149.
E în MPa – este modulul de elasticitate care are valoarea 1,2 105 MPa pentru fonta cenușie.
So – este distanța între capete, măsurată pe fibra medie în stare liberă va fi:
So = (3 – g) Rm B (3.50)
unde:
Rm – este raza medie, calculată cu relația Rm = (D – a)/2 = 35 mm.
B – este parametru fundamental al segmentului dat de relația:
B = c Rm3 pe/E I (3.51)
unde:
c – este parametru constructiv al segmentului dat de relația c = h D/a/(D/a – 1) = 3,85 mm. pe – este presiunea medie pe = 0,2 Mpa.
I – este momentul de inerție I = ha3 /12 = 56,16 mm; valori care înlocuite în relația lui B rezultă B = 0,0388, So = 24,03 mm, iar f max = 336,35 MPa.
Valorile admisibile pentru efortul unitar în timpul funcționării sunt f adm = 300…400 MPa. Condiția este ca f max < f adm, ceea ce este adevărat.
e.Stabilirea jocului segmentului în canal
Jocurile axiale a, ale segmentului trebuie să fie cât mai mici pentru a reduce scăpările de gaze dar ele nu pot fi micșorate sub o anumită limită deoarece apare pericolul de blocare. Jocurile axiale la MAS variază între 0,02 … 0,05 mm (jocuri mai mari la primul segment). Jocurile radiale nu pot nici ele să se reducă sub o anumită limită, deoarece în acest caz nu permit gazelor să ajungă în spatele segmentului. Ele trebuie să asigure securitatea segmentului față de tendința de dilatare a pistonului. Jocurile radiale sunt mai mari decât cele axiale.
Joc axial: a = 0,03 mm la primul segment a = 0,1mm la segmentul de foc
Joc radial: r = 0,5 mm la segmenții de compresie
r = 1,1mm la segmenții de ungere
3.5.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BIELEI
3.5.1.Rol, componență, condiții funcționale
Biela transmite forța de presiune a gazelor Fp și forța de inerție a grupului piston Fgp de la piston la arborele cotit. Împreună cu arborele cotit, biela transformă mișcarea alternativă de translație în mișcare de rotație.
Componentele bielei sunt (figura52):
piciorul, ce servește la articularea cu pistonul;
capul, prin care se asamblează cu arborele cotit;
corpul, care constitue zona centrală.
Capul are o parte detașabilă numită capac, care permite prinderea cu șuruburi pe fusul maneton. Condițiile severe de lucru impun ca biela să aibă rezistența și rigiditatea superioare, asigurate prin concepție și fabricație; la dimensiunile date, materialul și execuția bielei trebuie să-i confere masă minimă, limitând forțele de inerție și capacitatea maximă de preluare a eforturilor. În funcționarea bielei pot interveni accidente cu consecințe însemnate. Deficiențele de ungere provoacă supraîncălzirea suprafețelor de frecare, fiind posibilă degradarea sau chiar topirea stratului antifricțiune.
Figura 52 – Componentele bielei
Cauze diverse, (erori de execuție, loviri la montaj infiltrarea lichidului de răcire a motorului în cilindru etc.), pot genera deformații avansate ale bielei, care constituie premise ale ruperii ei, griparea pistonului și altor avarii.
3.5.2. Alegerea materialelor bielei, bucșei antifricțiune, cuzineților și șuruburilor
de bielă
Bielele se confecționează din oțeluri carbon de calitate, oțeluri aliate sau aliaje din duraluminiu. Am adoptat pentru soluția mea biele din oțel marca 41MoC11 având limita de curgere 900 MPa, iar rezisțenta la rupere de 1300 MPa. Determinarea rezistențelor la oboseală se face pe baza unor relații empirice, mai mult sau mai puțin exacte, ele exprimând legătura dintre rezistența la oboseală și rezistența la rupere statică a materialului.
Pentru oțeluri:
-1 = 0,8r -1t = 0,8-1
Cuzineții bielei
La motoarele pentru autovehicule se folosesc pe scara largă cuzineții subțiri formați din două părți semicilindrice. Cuzineții se confecționează din bandă de oțel cu conținut redus de carbon pe suprafața interioară aplicându-se un material antifricțiune în grosime de 0,10 … 0,25 mm. Cuzinetul se montează cu strângere necesar pentru evacuarea căldurii. Pentru evitarea rotirii cuzinetului, care ar duce la obturarea orificiului de ungere, acesta este prevăzut cu un prag de fixare (pinten).
3.5.3. Stabilirea soluției constructive a bielei
3.5.3.1.Piciorul bielei
Acesta are formă tubulară și este solidarizat cu corpul bielei printr-o rază de racordare. În partea laterală sau superioară se prevede cu o proeminență pentru corectarea masei prin îndepărtarea de material. În piciorul bielei se montează o bucșă antifricțiune dacă bolțul este montat cu joc în picior (bolț flotant – soluție cel mai frecvent utilizată). Pentru ungerea bolțului se prevăd orificii și locașuri cu rol de colectare a uleiului din ceața existentă în carterul motorului. Aceste locașuri pot fi realizate în următoarele variante: prelucrarea unui canal pe bucșă; echiparea piciorului cu două bucșe între care se formează spațiul de acumulare; bucșa rulantă din banda la care șanțurile se practică simultan cu debitarea; practicarea unui orificiu sau a unei tăieturi în partea superioară a piciorului.
Diametrul interior al piciorului bucșei se calculează cu relația:
Di = deb + 2hb (3.52)
unde s-a notat cu deb diametrul exterior al bolțului, deb =0,246D, unde D este alezajul deci deb =28 mm și cu hb grosimea bucșei antifricțiune.
Pentru MAC:
diametrul exterior al piciorului De este egal cu 1,5 deb rezultă De = 42 mm;
grosimea peretelui piciorului h = 0,18 deb rezultă h = 5,04 mm;
grosimea peretelui bucșei hb = 0,082 deb rezultă hb = 2,3 mm.
Înlocuind valorile în relația diametrului interior rezultă Di = 33 mm. Lungimea piciorului b, este cunoscută de la calculul bolțului, fiind identică cu lungimea bolțului, deci b = 42 mm.
3.5.3.2.Corpul bielei
La proiectarea corpului bielei se caută soluții care să asigure o rezistență și o rigiditate maximă în condițiile unei mase reduse.
Dimensiunile secțiunii transversale se determină cu relații empirice, deduse pe baza datelor statistice:
Suprafața secțiunii transversale, trebuie să fie mai mică sau cel mult egală cu suprafața secțiunii reale. Lățimea corpului bielei crește liniar între valorile Hp (la începutul racordării cu piciorul) și Hc (la începutul racordării cu capul); frecvent, Hp =0,5De =21 mm si Hc = 1,2Hp = 25,2 mm. După determinarea valorilor de mai sus, se determină lățimea medie H = (Hp+ Hc)/2 = 23,1 mm.
3.5.3.3.Capul bielei
Diametrul interior (dc) al capului bielei și lungimea capului (bc) depind de diametrul (dM) și lungimea (lM) ale fusului maneton. Se adoptă dM = 0,65D unde D este alezajul, deci dM = 78 mm, iar lM = 0,52dM = 40,5 mm. Se determină dc = dm + 2hc unde hc este grosimea peretelui cuzinetului, care se ia hc = 2mm. Deci dc = 82 mm. Pentru stabilirea celorlalte dimensiuni ale capului, se are în vedere că acesta trebuie să satisfacă mai multe cerințe: să aibă rigiditate sporită pentru a asigura strângerea corespunzătoare a cuzineților; să aibă dimensiuni reduse, deoarece acestea impun dimensiunile carterului; să permită trecerea bielei prin cilindru pentru montare și demontare; să fie prevăzut cu raze de racordare mari pentru diminuarea efectului de concentrare al tensiunilor. Gabarite reduse se obțin dacă distanța (lc) dintre axele șuruburilor de asamblare este mică. În acest scop trebuie ca grosimea minimă a peretelui interior să nu depășească 1,5 mm sau să lipsească, deci voi adopta pentru hi valoarea 1,5 mm. De asemenea un gabarit redus se obține prin folosirea soluției cu separarea capului după un plan înclinat la 45, mai rar la 30 sau 90 față de axa bielei. În acest caz diametrul șuruburilor rezultă mai mic, deoarece forța de întindere (Fa) este mai mică, iar componenta (Fa) este preluată de danturi triunghiulare, praguri de descărcare sau bucșe de centrare. Stabilirea distanței dintre axele șuruburilor presupune cunoașterea diametrului acestora.
Se face o predimensionare a șuruburilor solicitate la tracțiune cu relația:
ds= (3.53)
în care:
ds – este diametrul interior al filetului;
limita de curgere a materialului șurubului c = 900 Mpa.
c- este coeficient de siguranță la curgere care se ia c = 3;
F – este forța care acționează asupra unui șurub în timpul funcționării motorului. Forța F se calculează cu relația:
(3.54)
în care:
mj = 5 kg;
– este raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei = 0,25;
m2 = 3,29 kg;
mc – este masa capacului bielei care se determină cu relația mc = 0,27mb = 1,22 kg;
– este viteza unghiulară a arborelui cotit în regim de turație maximă = 293 rad/s.
Înlocuind valorile în relația de mai sus, rezultă F = 79825 N. Înlocuind valoarea forței, se obține pentru diametrul interior al filetului valoarea ds = 4,9mm. Din STAS se alege filetul care are diametrul interior imediat superior celui calculat, deci voi alege un șurub M9 cu pasul p = 1,25, iar ds = 5.
Cunoscute fiind: diametrul interior al capului bielei (dc), grosimea interioara (hi) și diametrul exterior al filetului se calculează distanța dintre axele șuruburilor (lc) cu relația:
lc = dc + 2hi + ds’ = 92 mm
3.5.3.4.Șuruburi pentru bielă
Pentru asamblarea capului bielei se utilizează frecvent șuruburi cu piulițe. Montarea și demontarea sunt înlesnite plasând piulițe la capac, când el este singura componentă detașabilă a bielei. Se prelucrează cu o fațetă sau cu un prag care intră în locaș pe care se sprijină capul șurubului, prevenind astfel rotirea acestuia. Șurubul este profilat, el având zone de centrare sub cap și în dreptul planului de separare al acestuia, iar celelalte porțiuni lise au diametrul mai mic decât diametrul interior al filetului; forma zveltă rezultă, împreună cu trecerea lină spre partea lisă și filet și cu pasul mic al acestuia, conferă șurubului o rezistență mare la oboseală și îi limitează masa. În unele cazuri, componentele capului bielei se asambleză cu șuruburi fără piulițe. Rezultă astfel gabarite și mase mai mici, însa fabricația este mai dificilă, deoarece filetul trebuie să fie riguros concentric cu partea lisă, pentru a garanta centrarea. Șuruburile pot fi strânse în capacul bielei; sub capul fiecăruia se prevede un guler, din care o porțiune este rabătută într-un șant al capului bielei reduce mai mult gabaritele acestuia, dar eventuala degradare a filetului reclamă înlocuirea bielei; soluția folosește bucșa de centrare și șaibe de tablă, îndoite pentru blocare. Gabaritele minime se obțin executând prezoane dintr-o bucată cu partea superioară a capului bielei. Biela trebuie construită atunci din oțel mai scump, având calitățile impuse organelor de asamblare.
3.5.4. Calculul de rezistență al bielei
Piciorul bielei este solicitat de:
forța de inerție (Fi) a grupului piston, care are valoarea maxima atunci când pistonul se afla la pmi, la începutul cursei de admisie; ea se determină cu relația:
Fi = mgpr2 (1+) (3.55)
în care:
mgp= 4,55 kg.
Deci:
Fi =14296 N
presiunea pf care apare datorită îmbinării cu strângere a bucșei antifricțiune sau a bolțului;
forța rezultantă (Fc) dată de forța de presiune a gazelor (Fp) și de forța de inerție (Fi), adică:
Fi’ = mgpr2 (cosy’ + cos2y’) (3.56)
în care:
mgp = 0,65 kg.
= 293 rot/s.
y’ – este unghiul corespunzător presiunii maxime y’ = 370.
Înlocuind în relația de mai sus rezultă Fi’ = 127254, deci Fc’ = 47105 N. Forțele Fi’ și Fc’ fiind variabile în timp, impun un calcul la oboseală al piciorului. Așadar calculul de oboseală constă în determinarea unui coeficient de siguranță la oboseală și compararea acestuia cu valoarea coeficientului de siguranță impus.
a.Calculul tensiunilor datorate forței Fi
Pentru stabilirea schemei de calcul se fac următoarele ipoteze:
se consideră că forța Fi se distribuie uniform pe jumătatea superioară a piciorului bielei, de-a lungul diametrului mediu;
se schematizează piciorul bielei sub forma unei bare curbe, cu secțiunea dreptunghiulară constantă, încastrată în zona de racordare între picior și corp.
Figura 53 – Calculul tensiunilor datorate forței Fi
Unghiul c, care marchează începutul racordării piciorului cu corpul bielei se determină constructiv desenând la scară diametrul exterior al piciorului (De) și lățimea Hp a corpului bielei. La stabilirea razei de racordare se are în vedere fenomenul de concentrare a tensiunilor care reclamă o raza cât mai mare, dar se va ține seama și de creșterea masei ce implică forțe de inerție mai mari.
Raza medie rm se determină cu relația:
rm = (De+ Di)/4 = 18,7 mm (3.57)
Pe baza primei ipoteze, din condiția de mai jos:
(3.58)
se determină expresia sarcinii uniform distribuite:
q = Fi/2rm = 3402,5 N/m (3.59)
Având în vedere simetria barei, a legăturilor și a încărcăturii față de axa bielei, se ia în studiu jumătate din bară. În secțiunea de simetrie apar eforturile static nedeterminate No si Mo.
Se ridică nedeterminarea și rezultă expresiile eforturilor No și Mo:
No = (1022 – 1220)/( 122 – 1122)
(3.60)
Mo = (1120 – 1012)/( 122 – 1122)
în care:
11 = rm3/E I(3c/2 – 2sinc +1/4sin2c)
12= rm3/E I(c – sinc)
11= rm/E I c
10 = Fi rm3/2E I(3/4 – /2 – c/2+ sinc+ cosc – 1/4 sin2c – 1/4cos2c)
20= Fi rm3/2E I(sinc+ cosc – /2)
Pe baza relațiilor de mai sus s-a completat tabelul:
Tabelul 4
Având în vedere că unghiul c determinat constructiv are valoarea c=125 rezultă:
No/(Fi 10 ) = 472,3 rezultă No = 61460,5 N
Mo/(Fi rm 10 ) = 8,74 rezultă Mo = 36200 Nm
Având valorile eforturilor No și Mo din secțiunea de simetrie se pot calcula valorile forței axiale N și momentului încovoietor M în orice secțiune a piciorului bielei cu relațiile:
(3.61)
(3.62)
pentru o secțiune în care unghiul = 80.
Deci:
N = 64550,6 N iar M = 66726,7 N m
Având eforturile N și M se pot determina tensiunile (e) în fibrele exterioare (r = re = De/2) și tensiunile (i) din fibrele interioare (r = ri = Di/2) cu relațiile de mai jos, deduse pe baza teoriei barelor cu rază mică de curbură:
e = [-2M (6rm+ h)/[h(2rm+ h)] + kN] 1/bh
i = [-2M (6rm – h)/[h(2rm – h)] + kN] 1/bh
Figura 54 – Barele cu rază mică de curbură
în care:
rm – este raza medie a piciorului bielei rm = 32,63 mm.
h – este grosimea piciorului bielei h = 8,2.
b – este lungimea piciorului b = 42 mm.
k – este coeficient ce ține seama de faptul că o parte din forța axială N este preluată de bucșa
presată în piciorul bielei.
Acesta se calculează cu relația:
k = 1/[1+Ebhb/Eh]
unde:
E și Eb – sunt modulele de elasticitate ale materialului piciorului și respectiv bucșei E = 2,1
105 MPa, Eb = 1,15 105 MPa.
h, hb – sunt grosimile pereților piciorului respectiv bucșei h = 5,04 mm , hb = 2,3 mm.
Înlocuind valorile în relația lui k se obține k = 0,7.
Introducând valoarea lui k și a celorlalte mărimi în relațiile tensiunilor se obține:
e = 15,96 MPa
i = 258,34 MPa
b.Calculul tensiunilor datorate montării cu strângere a bucșei sau a bolțului
La strângerea So ce apare la montajul bucșei sau bolțului în piciorul bielei, se adaugă strângerea St datorată temperaturii (bucșa se dilată mai mult decât piciorul). Strângerea totală (So+ St) determină pe suprafața de contact dintre bucșă și picior o presiune pf.
Strângerea So se determină cu relația:
So = (de max – Dimin)/2 (3.63)
în care:
de max – este diametrul exterior maxim al bucșei (diametrul nominal exterior plus abaterea
superioară) de max = 32 mm.
Dimin – este diametrul interior minim al piciorului (diametrul nominal interior minus abaterea
inferioară) Dimin = 32,5 mm.
Deci:
So = 0,35 mm
Strângerea St se calculează cu relația:
St = do(b – )(t – to)/2 (3.64)
unde:
do – este diametrul nominal exterior (de) al bucșei egal cu diametrul nominal interior (Di) al
piciorului do = 32,5 mm.
b, – sunt coeficienții de dilatare termică ai materialelor bucșei și respectiv piciorului,
b = 18 10-5 grd, = 10 10-5 grd.
t – este temperatura de regim care are valoarea t = 130 C0.
to – este temperatura de montaj ce se poate lua 15 C0.
Înlocuind valorile în relația de mai sus rezultă St = 0,19 mm.
Considerând ansamblul bucșă -picior ca fiind două tuburi fretate, se poate determina presiunea pf cu relația:
pf = (3.65)
în care:
So și St – sunt strângerile date de relațiile de mai sus.
do = 32,5 mm.
E și Eb – sunt modulele de elasticitate ale materialului piciorului și respectiv bucșei E = 2,1
105 MPa, Eb=1,15 105 Mpa.
b, – sunt coeficienții lui Poisson pentru materialele bucșei și respectiv bielei, b = = 0,3.
De, Di, de, di – sunt diametrele nominale exterioare și interioare ale piciorului și respectiv
bucșei, di = de – hb = 29,7 mm, De = 42 mm, Di = 32,5 mm, de = 32 mm.
Înlocuind în relația de mai sus obținem: pf = 153,57 MPa.
Tensiunile care iau naștere în piciorul bielei datorită presiunii pf se determină cu relațiile tubului cu pereți groși supus la presiune interioară:
(3.66)
în care:
re, ri – sunt razele exterioară, respectiv interioară ale piciorului re = De/2 = 21 mm, ri = Di/2 =
16,5 mm.
pf = 153,57 Mpa.
r – este o rază oarecare cuprinsă în intervalul [re, ri], r = 18 mm.
Înlocuind în relația de mai sus rezultă; = 119,78 MPa, r = 695,14 MPa. Tensiunile sunt perpendiculare pe secțiunile făcute cu plane ce conțin axa piciorului, iar tensiunile r sunt normale la suprafețele obținute prin secționare cu cilindrii concentrici cu cei de raze ri și re.
c.Calculul tensiunilor datorate forței Fc
Schema pentru calculul de rezistență are la bază următoarele ipoteze:
piciorul bielei se o consideră o bară curbă cu secțiune dreptunghiulară constantă încastrată în secțiunea de racordare dintre picior și corp;
forța Fc se distribuie pe suprafața interioară a piciorului de-a lungul razei medii rm după lege sinusoidală, conform relației:
q = qosin( – /2) (3.67)
în care:
= [/2; 3/2] și qo are expresia:
qo = 2Fc/rm = 896,42 N
dedusă din relația:
Fc = (3.68)
Ținând seama de cele două ipoteze de mai sus și de simetria încastrărilor și încărcării, se ridică nedeterminarea și rezultă expresiile eforturilor No și Mo din axa de simetrie a bielei:
No’= (1022 – 1220)/( 122 – 1122)
(3.69)
Mo’=(1120 – 1012)/( 122 – 1122)
în care:
11 = rm3/E I(3c/2 – 2sinc +1/4sin2c)
12 = rm3/E I(c – sinc)
11 = rm/E I c
10 = – Fi rm3/E I[( – /2)(cosc – 1/4 cos2c + ˝)-2(sinc –1) + 3/8 sin2c]
20 = – Fcrm2/EI[2(1-sinc)+( c – /2)cosc )
Pe baza relațiilor de mai sus s-a completat tabelul:
Tabelul 5
Având valorile eforturilor No și Mo se pot determina eforturile N și M, în orice secțiune longitudinală.
Considerând o secțiune printr-un punct având = 125, avem relațiile:
N’ = No’ cos
M’ = -No’ rm(1 – cos) – Mo’ (3.69)
Tensiunile care iau naștere în fibrele exterioare e și în cele interioare i se determină cu relațiile:
(3.70)
în care:
N = – 36571,52 N m, M = -20126,18 N m
rm – este raza medie a piciorului bielei rm = 18 mm.
h – este grosimea piciorului bielei h = 5,04.
b – este lungimea piciorului b = 42 mm.
k – este coeficient ce ține seama de faptul că o parte din forța axială N este preluată de bucșa
presată în piciorul bielei.
Acesta se calculează cu relația:
k = 1/[1+ Eb hb/E h] (3.71)
unde:
E și Eb – sunt modulele de elasticitate ale materialului piciorului și respectiv bucșei E = 2,1
105 MPa, Eb =1,15 105 MPa.
Înlocuind valorile în relația lui k se obține k = 0,81.
Înlocuind valorile lui k și a celorlalte mărimi în expresiile tensiunilor rezultă:
e = – 88,57 MPa, iar i = 116,47 MPa
d.Calculul coeficientului de siguranță la oboseală
Se determină tensiunile extreme ale ciclului de solicitare corespunzător punctelor din interiorul piciorului.
Cu precizările că tensiunile e și e nu apar în același timp și că tensiunile ,e solicită permanent piciorul cu valoare constantă în timp, tensiunile extreme se determină cu relațiile de mai jos:
max = (e+e)/2
(3.72)
min = (e+e)/2
în care tensiunea e se determină prin înlocuirea lui r cu re în relația lui deci e = 506,6MPa.
Înlocuind valorile tensiunilor calculate anterior se obțin valorile:
max = 200,02 MPa, min = 204,16 MPa
Pentru calculul tensiunilor extreme ale ciclului de solicitare corespunzător punctelor din interiorul piciorului se determină mai întâi tensiunea echivalentă ech.
După teoria tensiunilor tangențiale maxime, fiind o solicitare biaxială de întindere-compresiune, tensiunea echivalentă are expresia:
ech = i – ri; (3.73)
în care i, ri se determină prin înlocuirea razei r cu ri in relațiile respectiv r, deci i = 2,66 MPa, ri = -167,58 MPa.
Tensiunile maxime se calculează cu relațiile:
max = (i + ech)/2
(3.74)
min = (i + ech)/2
Introducând tensiunile în relațiile de mai sus rezultă:
imax = 276,67 MPa, imin = -287,41 MPa
Se determină tensiunile medii m și amplitudinile tensiunilor v cu relațiile de mai jos:
m = (max + min)/2
v = (max – min)/2
în care se înlocuiesc pe rând, valorile maxime și minime date de relațiile de mai sus:
m = -5,37 MPa; v = 282,04 MPa;
m = 2,07 MPa; v = 5,18 MPa
Se calculează coeficienții de siguranță la oboseală, pentru punctele aflate în exteriorul piciorului și pentru punctele aflate în interiorul acestuia, cu relația lui Serensen:
C = -1/[(k/) v + m] (3.75)
în care:
-1 – este rezistența la oboseală pentru un ciclu simetric de încovoiere -1 = 0,45r =
1120 Mpa.
k – este coeficient de concentrare al tensiunilor care se poate lua egal cu 1.
– este coeficient dimensional = 0,9.
– este coeficient de calitate al suprafeței = 0,85.
coeficient de material ce se determină cu expresia:
= (2-1 – 0)/o
în care o este rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere egală cu 1,6-1.
Înlocuind valorile tensiunilor se obține = 0,25.
Înlocuind pe rând valorile tensiunilor și amplitudinilor în relațiile coeficientului de oboseală se obține:
c = 15,36
Coeficienul de siguranță calculat se va compara cu coeficientul de siguranță impus. Trebuie să îndeplinească condiția ccalc>cimp. În funcție de precizia cu care se determină mărimile care intră în relația coeficientului de oboseală, coeficientul de siguranță impus se găsește între limitele: c = 2,5 … 5. Se observă că ccalc = 7,69 > cimp.
e.Verificarea corpului bielei
Corpul bielei se verifică la oboseală, fiind solicitat printr-un ciclu alternant întindere-compresiune. Întinderea este dată de forța de inerție maximă Fi a grupului piston și a părții din bielă aflată deasupra secțiunii care se verifică.
Fi = m r 2 (1+ ) = 63615,78 N (3.76)
Compresiunea este produsă de rezultanta FC a forței de presiune maximă și a forței de inerție corespunzătoare unghiului de presiune maximă.
(3.77)
Se calculează mărimile caracteristice ale ciclului de solicitare:
tensiunea maximă:
(3.78)
tensiunea minimă:
(3.79)
tensiunea medie:
(3.80)
amplitudinea tensiunii:
(3.81)
unde:
A – reprezintă aria secțiunii medii a corpului bielei.
H = (Hp + Hc)/2 = 23,1 mm
B = 0,75H = 17,32 mm
a = 0,167H = 3,7 mm
h = 0,666H = 15,38 mm
e = 0,583H = 13,46 mm
A = h(B – 2e/2)
Deci:
A = 59,36 mm
Se calculează coeficientul de siguranță cu relația:
(3.82)
în care:
m = 416 MPa, v = 656 MPa.
-1 = 414,4 MP
k – este coeficient de concentrare al tensiunilor care se poate lua egal cu 1.
– este coeficient dimensional = 0,9.
– este coeficient de calitate al suprafeței = 0,85.
– este coeficient de material ce se determină cu expresia:
= (2-1 – 0)/o
în care o este rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere egală cu 1,6-1.
Înlocuind valorile tensiunilor se obține = 0,15.
Făcând înlocuirile în relația coeficientului de siguranță se obține:
c = 3,71
Coeficientul de siguranță calculat trebuie să fie mai mare decât coeficientul de siguranță impus, dar aproape de acesta. În caz contrar se măresc dimensiunile secțiunii transversale sau se prescrie alt material cu caracteristici mecanice superioare. Coeficientul de siguranță impus se alege în domeniul (2 … 3) în funcție de precizia cu care s-au stabilit mărimile care intră în relație, c = 3 < ccalc.
f.Calculul capului bielei
Calculul capului bielei constă în verificarea la oboseală a dimensiunilor stabilite. Cazul cel mai defavorabil apare la funcționarea motorului la turație maximă de mers în gol. În această situație asupra bielei acționează componenta Bj a forței de inerție Fj și forța Frb.
Ele sunt date de:
Bj = Fj/cos; Frb = m2 r
Translatând forța Bj ca vector alunecător până când punctul de aplicație ajunge în centrul fusului maneton, prin compunere cu Frb rezultă:
Fj = Bj + Frb (3.83)
În continuare se va lua în considerație numai componenta forței de inerție Fi care acționează pe direcția bielei în sensul de la cap spre picior (Fic).
Dacă se determină alura de variație a acesteia pe intervalul unui ciclu se constată că pentru = 0 se obține valoarea maximă a acestei componente dată de relația:
Fic = [mj(1+)+ m2] r 2 (3.84)
Așadar forța Fic solicită capul bielei la oboseală printr-un ciclu pulsator. Calculul capului bielei va consta deci din determinarea unui coeficient de siguranță la oboseală și compararea lui cu un coeficient impus.
Pentru stabilirea schemei de calcul se fac următoarele ipoteze:
datorită strângerii capului bielei, capul se consideră o bară curbă continuă, încastrată în corpul bielei;
bara are secțiune constantă, egală cu aria de încastrare;
raza fibrei medii se consideră egală cu jumătatea distanței (lc) dintre axele șuruburilor;
forța Fic se consideră uniform distribuită pe jumătatea inferioară a capului;
nu se va ține seama de prezența cuzineților care preiau o parte din eforturi, dar introduc și tensiuni de fretaj datorită montării cu strângere.
Raza medie rm se determină cu relația:
rm = lc/2 = 46 mm
Pe baza primei ipoteze, din condiția de mai jos:
Fi = (3.85)
Se determină expresia sarcinii uniform distribuite:
q = Fic/2rm = 1753,42 N/m (3.86)
Având în vedere simetria barei, a legăturilor și a încărcăturii față de axa bielei, se ia în studiu jumătate din bară. În secțiunea de simetrie apar eforturile static nedeterminate No și Mo. Se ridică nedeterminarea și rezultă expresiile eforturilor No și Mo.
No =(1022 – 1220)/( 122 – 1122)
(3.87)
Mo =(1120 – 1012)/( 122 – 1122)
în care:
11 = rm/E I(3c/2 – 2sinc +1/4sin2c)
12 = rm/E I(c – sinc)
11 = rm/E I c
10 = Fi rm/2E I (3/4 – /2 – c/2+ sinc+ cosc – 1/4 sin2c – 1/4cos2c)
20 = Fi rm/2E I(sinc+ cosc – /2)
Pe baza relațiilor de mai sus s-a completat tabelul:
Tabelul 6
Având în vedere că unghiul c determinat constructiv are valoarea c =125 rezultă:
No/(Fic 10 ) = 472,3 rezultă No =1069,551 N
Mo/(Fic rm 10 ) = 8,74 rezultă Mo = 1198,8 Nm
Având valorile eforturilor No și Mo din secțiunea de simetrie se pot calcula valorile forței axiale N și momentului încovoietor M în orice secțiune a piciorului bielei cu relațiile:
N = Nocos + Fic/2(1 – cos) (3.88)
M = – Mo – rm(No – Fic/2)(1 – cos) pentru o secțiune în care unghiul = 800.
Deci:
N = – 4,41 N, iar M = – 93035 N m
Având eforturile N și M se pot determina tensiunile (e) în fibrele exterioare (r = re = De/2) și tensiunile i din fibrele interioare (r = ri = Di/2) cu relațiile de mai jos, deduse pe baza teoriei barelor cu rază mică de curbură:
e = [- 2M (6rm+ h)/[h(2rm+ h)] + kN] 1/bh (3.89)
i = [- 2M (6rm – h)/[h(2rm – h)] + kN] 1/bh
în care:
N = – 4,41 N, M=-93035 N m
rm – este raza medie a piciorului bielei rm=18 mm.
h – este grosimea piciorului bielei h = 5,04.
b – este lungimea piciorului b = 42 mm.
k – este coeficient ce ține seama de faptul că o parte din forța axială N este preluată de bucșa
presată în piciorul bielei.
Acesta se calculează cu relația:
k = 1/[1+ Eb hb/E h] (3.90)
unde:
E și Eb – sunt modulele de elasticitate ale materialului piciorului și respectiv bucșei E = 2,1
105 MPa, Eb = 1,15 105 MPa.
h, hb – sunt grosimile pereților piciorului respectiv bucșei h = 5,04 mm, hb = 2,3 mm.
Înlocuind valorile în relația lui k se obține k = 0,65.
Introducând valoarea lui k și a celorlalte mărimi în relațiile tensiunilor se obține:
e = 311 MPa
i = 169 MPa
Se calculează coeficientul de siguranță la oboseală pentru ciclul pulsator cu relația:
c = 2 – 1/[(k/) max(1+)] (3.91)
în care:
max – reprezintă tensiunea e din fibrele exterioare ale capului (e>i), deci e = 261,16MPa.
k – este coeficient de concentrare al tensiunilor k = 1,2.
-1 – este rezistența la oboseală pentru un ciclu simetric de încovoiere -1 = 0,45r =
1120 MPa.
– este coeficient dimensional = 0,9.
– este coeficient de calitate al suprafeței = 0,85;
– este coeficient de material ce se determină cu expresia:
= (2-1 – 0)/o (3.92)
în care o este rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere egală cu 1,6-1.
Înlocuind valorile tensiunilor se obține = 0,14. Înlocuind valorile în relația coeficientului de siguranță rezultă: c = 3,76. Coeficientul de siguranță calculat trebuie să fie mai mare decât coeficientul de siguranță impus care se ia în domeniul (2 … 3), deci ccalc>cimp.
g.Verificarea deformației capului bielei
Deformația maximă se produce în planul diametral perpendicular pe axa bielei și se calculează cu relația:
c = 0,0024 Fic lc/[E (Ic + Icuz)]
în care:
Fic – este forța de inerție Fic = 63615,78 N.
lc – este distanța dintre axele șuruburilor lc = 92 mm.
E – este modul de elasticitate longitudinal al materialului bielei E = 2,1 105 MPa.
Ic, Icuz – sunt momentele de inerție axiale ale capului bielei și respectiv cuzinetului, care se determină cu relațiile:
Ic = bc hc3/12; Icuz = bcuz hcuz3/12
unde:
bc – este lungimea capului bc = 42 mm.
hc – este grosimea capului în secțiune periculoasă hc = 5 mm.
bcuz = bc – (2 … 4) mm = 40 mm.
hcuz = 2 mm grosimea cuzinetului.
Înlocuind valorile în relațiile anterioare obținem: c = 0,045 ce trebuie să fie mai mic decât jumătate din jocul dintre fusul maneton și cuzineți cu. Se recomandă cu= 0,003 dm = 0,003 78 = 0,23 > .
3.6.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL ARBORELUI COTIT
3.6.1.Rol, componență, condiții funcționale
Arborele cotit transformă, cu ajutorul bielei, mișcarea de translație în mișcare proprie de rotație și transmite spre utilizare momentul motor dezvoltat de forța de presiune a gazelor. De asemenea arborele cotit antrenează în mișcare unele sisteme auxiliare ale motorului cum ar fi: mecanismul de distribuție, pompa de injecție, pompa de lichid, alternatorul, ventilatorul etc.. Elementele componente ale arborelui cotit sunt: capătul liber; fusurile paliere; fusurile manetoane; brațele; contragreutățile; partea posterioară de care se fixează volantul. În majoritatea cazurilor pe capătul liber al arborelui cotit se amplasează elemente de etanșare pentru ulei cum ar fi deflectorul și garnitura de etanșare, pinionul pentru acționarea distribuției, fulia pentru ventilator, clichetul (racul) pentru pornire manuală. Pentru montarea acestor organe capătul liber se execută în trepte. Uneori pe capătul din față al arborelui se montează amortizoare de vibrații torsionale. Acestea pot fi cu frecare uscată sau lichidă. Fusurile paliere sunt fusurile ce se găsesc pe axa de rotație a arborelui cotit și prin intermediul cărora se sprijină în lagărele executate în carterul superior al motorului. Fusurile manetoane sunt fusurile ce se găsesc de-a lungul și în jurul axei de rotație a arborelui cotit la distanta r = S/2 față de acesta, servind pentru articularea bielelor. Brațele sunt părțile arborelui cotit ce realizează legăturile dintre cele două tipuri de fusuri și pot avea diferite forme constructive. Contragreutățile sunt mase dispuse pe prelungirea brațelor, în sens opus fusului maneton, cu scopul de a ameliora echilibrajul forțelor de inerție și al momentelor lor și a descărca parțial lagărele. Partea posterioară sau capătul din spate se execută cu o flanșă pentru montarea volantului. Fixarea volantului se face cu șuruburi care trebuie să asigure prin strângere, pe suprafața îmbinării dintre flanșe și volant, un moment de frecare mai mare decât momentul motor. Etanșarea capătului din spate se obține prin combinarea inelelor deflectoare cu garnituri inelare din plasă sau cauciuc și prin efect de labirint creat printr-o porțiune filetată a arborelui cotit, filetul fiind practicat în sens invers sensului de rotație al acestuia. Așadar, în principal, arborele cotit este compus dintr-un număr de coturi ce depinde de numărul și dispunerea cilindrilor, coturi ce sunt amplasate de-a lungul și în jurul axei de rotație. Dispunerea lor este condiționată de o buna echilibrare naturală a motorului policilindric, precum și asigurarea unei uniformități a aprinderilor pe ciclu care la rândul ei determină o uniformitate a momentului motor total. În cea mai simplă alcătuire orice cot al arborelui cuprinde un fus maneton și două brațe încadrate de doua fusuri paliere. La motoarele cu cilindri în linie, arborele are câte un cot pentru fiecare cilindru. Soluția clasică se obține când numărul de fusuri paliere este I+1 ( I numărul de cilindri). Ea asigură încărcări moderate ale elementelor arborelui, masa și uzura lui fiind corespunzător limitate. Pentru unele MAS-uri de automobil, arborele cotit se construiește cu un număr mai mic de fusuri paliere, dacă forțele preluate sunt reduse, datorită nivelului coborât al presiunii maxime a gazelor. Se realizează în acest fel un motor compact (arbore scurt), dar se majorează solicitarea arborelui cotit la încovoiere, ca rezultat a creșterii distanțelor dintre reazeme. De aceea este necesară sporirea rigidității arborelui, ceea ce se realizează prin creșterea diametrului fusurilor și scăderea lungimilor, precum și prin mărirea dimensiunilor brațelor. În consecință, există în prezent tendința de revenire la soluția cu I+1 fusuri paliere, pentru motoare rapide și cu cilindree ridicate. Solicitările arborelui au și caracter de șoc, datorită jocurilor din articulații, vitezei mari de creștere a presiunii în timpul arderii și schimbărilor de sens ale forțelor aplicate. Suplimentar fusurile arborelui sunt supuse frecării și uzurii. Din cauza solicitărilor de încovoiere, arborele cotit se deformează astfel încât compromite coaxialitatea fusurilor și cuzineților, ceea ce determină uzura lagărelor. În plus o rigiditate insuficientă a carterului ca și a brațului însuși provoacă ruperea cotului. Momentele care solicită arborele cotit generează vibrații de încovoiere și torsiune ale acestuia. Vibrațiile de încovoiere se asociază cu vibrațiile axiale întrucât deformațiile radiale ale cotului provoacă deplasări axiale întrucât deformațiile radiale ale cotului provoacă deplasări axiale ale fusurilor paliere. Deoarece amplitudinile vibrațiilor de încovoiere sunt limitate datorită montării fusurilor în lagăre, aceste vibrații devin periculoase numai dacă jocurile din lagăre se măresc exagerat. Mult mai importante pot fi implicațiile vibrațiilor de torsiune, deoarece deformațiile unghiulare ale arborelui nu sunt controlate decât de rigiditatea lui. La rezonanță, când una din frecvențele proprii ale arborelui, egalează o frecvență a excitației, amplitudinile vibrației cresc considerabil ceea ce poate produce adesea ruperi caracteristice după o diagonală, în deosebi la ultimul fus palier precum și uzuri suplimentare ale fusurilor și cuzineților. Se observă așadar că dintre toate organele motorului arborele cotit suportă cele mai mari solicitări. De aceea nivelul și varietatea solicitărilor impun ca arborele cotit să prezinte valori înalte ale rezistenței la oboseală, rigidității și rezistenței la uzură a fusurilor, precum și susceptibilitatea redusă la rezonanță a vibraților de torsiune. De o deosebită importanță pentru controlul deformațiilor este realizarea unei rigidități ridicate care implică însă o masă mare a arborelui, ceea ce se reflectă prin supradimensionarea elementelor lui. Dimensionarea prea largă nu este recomandabilă pentru a preveni creșterea exagerată a masei motorului, din care masa arborelui cotit reprezintă 8,5 … 14 %; în plus, limitând masa arborelui cotit se evită forțele de inerție excesive și turațiile critice de rezonanță coborâte. Calitățile cerute arborelui cotit se asigură prin utilizarea unui material superior și prin forma constructivă și execuții adecvate.
3.6.2.Construcția arborelui cotit
Arborele cotit este de două feluri: demontabil și nedemontabil; ultima soluție se utilizează pe scară largă. Fusurile arborelui cotit se construiesc astfel încât suprafața portantă să fie cât mai mare. Diametrele fusurilor cu același rol sunt esențiale, dp la fusurile paliere și dm la fusurile manetoane. Se preferă de obicei ca dm<dp. Lungimile fusurilor paliere depind de încărcarea fiecăruia. Adesea fusul palier din mijlocul arborelui cotit este mai lung decât celelalte determinat de forțele care încarcă fusul și articulațiile constructive care permit dispunerea în lungul acestui fus a unor elemente de fixare axială a arborelui cotit. Fusurile manetoane au aceiași lungime lm datorită identității bielelor prinse direct pe ele. Scurtarea excesivă a fusului maneton este opțională, întrucât antrenează importante scăpări laterale de ulei, impunând supradimensionarea pompei de ulei. Lungimea lm este mărită de aproape două ori la motoarele în V cu biele alăturate. O construcție mai simplă se obține dacă fusurile arborelui cotit nu au canale axiale. Pentru a micșora masa arborelui cotit și forțele de inerție se recurge deseori la găurirea axială a fusurilor. Soluția este convenabilă și din punct de vedere al rezistenței la oboseală deoarece asigură o distribuție favorabilă a fluxului de forțe. La fusul maneton este avantajoasă deplasarea găurii în raport cu axa acestuia; datorită excentricității efectul de concentrare al eforturilor unitare la trecerea spre braț este atenuat mai mult, iar rezistența la oboseală crește cu 10 … 15%; de asemenea se micșorează forța de inerție a cotului și deci încărcarea lagărelor. Pentru a executa canalul ce transmite uleiul de la fusul palier la fusul maneton, este uneori necesară și excentricitatea laterală. Brațele arborelui cotit au formă dreptunghiulară la unele motoare lente, ceea ce asigură simplitatea construcției. Mai rațională sub aspectul reducerii masei arborelui și a costului de fabricație sunt formele obținute prin îndepărtarea materialului din zonele care nu participă la transmiterea eforturilor. Pentru a mări lungimile fusurilor (reducerea uzurii), în cazul distanței fixate între două coturi consecutive se micșorează grosimea brațelor, realizând secțiunea necesară prin mărirea lățimii. Se obțin astfel brațe de formă ovală sau circulară. Arborii cotiți cu asemenea brațe se utilizează frecvent la motoare rapide, de puteri mari. Execuția lor este mai costisitoare dar antrenează reducerea importantă a masei creșterea rezistenței și a rigidității. În aceste privințe cea mai avantajoasă este forma ovală ce asigură o foarte bună comportare la oboseală. O cerință deosebită constă în eliminarea efectului de concentrare a eforturilor la trecerile fus-braț. În acest scop, fusurile se racordează cu brațele sau cu praguri intermediare; întrucât racordarea se rectifică simultan cu fusul, pragul previne contactul pietrei de rectificat cu brațul. Contragreutățile ce echipează arborele cotit determină mărirea masei lui și deci a masei motorului; creșterea masei motorului este mai puțin însemnată, deoarece utilizarea contragreutăților permite reducerea dimensiunilor volantului, la același grad de neregularitate. Aportul de masă datorat contragreutăților micșorează frecvențele proprii ale arborelui cotit favorizând rezonanța. Contragreutățile introduc și importante dificultăți de fabricație. Aceste impedimente, îndeosebi execuția mai dificilă, impun anumite rezerve în folosirea contragreutăților. Adesea, arborele cotit nu are contragreutăți dacă cerințele privind echilibrajul și descărcarea lagărelor sunt îndeplinite într-o măsură satisfăcătoare pe alte căi: când se realizează un echilibraj avansat în dispunerea relativă a coturilor și distanțe scurte între lagăre, ca în cazul arborelui cotit ce are plan central de simetrie și fusuri palier alternând cu fusurile manetoane; când motorul este dotat cu un bloc-carter, ceea ce conferă rigiditate sporită lagărelor. Se prevăd în schimb contragreutăti la arbori cu număr redus de fusuri paliere. Sub aspectul descărcării lagărelor, se recomandă utilizarea contragreutăților pentru a limita produsul dintre presiunea medie pe fusul palier și viteza sa periferică, ce exprimă în primă instanță rezistența lagărului la uzură. Pentru obținerea unei mase cât mai mici, contragreutățile trebuie astfel construite încât să aibă centrul de masă cât mai departe de axa de rotație a arborelui cotit. Dimensiunile în direcția radială sunt limitate de spațiul disponibil față de carter, cilindru și pistonul aflat la pme. Respectând aceste condiții, contragreutățile au frecvent forma unui sector de cerc sau a unui segment de cerc. Grosimea lor poate depăși grosimea brațelor, dacă nu afectează spațiul necesar mișcării bielei. Prin contragreutăți se echilibrează de regulă 60-70% din forța de inerție a maselor cu mișcare de rotație aferente unui cot. În unele cazuri (motoare mici) contragreutățile fac corp comun cu brațele ceea ce este posibil datorită dimensiunilor mai reduse. Pentru ungerea fusurilor, în arborele cotit se prevăd canale de vehiculare a uleiului. De regulă, uleiul este adus la periferia fiecărui fus palier prin canale practicate în carter, din rampa centrală de ungere; pătrunzând prin orificiile executate în fusurile paliere uleiul este transmis spre fusurile maneton, traseele traversând brațele. Este necesar să se dispună canalele din brațe cât mai departe de zonele periculoase de la racorduri. Când se prevăd găuri longitudinale în fusuri, se evită intersecția lor de către canalele din brațe sau se adoptă alte măsuri. Astfel uleiul este uneori dirijat prin conducte încorporate la turnare în arbore. Alteori se obturează canalul longitudinal al fusului palier, de exemplu cu capace presate, și se execută canal de intrare; fusul maneton nu se închide la capete, pentru a limita forța centrifugă.
Figura 55 – Fusul maneton
1 – capătul liber al arborelui cotit; 2 – fusuri paliere; 3 – fusuri manetoane;
4 – brațe; 5 – contragreutăți; 6 – partea posterioară; 7 – flanșă.
3.6.3.Materiale pentru arbori cotiți
Materialul pentru arborele cotit depinde de procedeul de fabricație și de dimensiunile arborelui. Arborele cotit se confecționează prin două procedee prin forjare și prin turnare. Forjarea se executa liber sau în matriță, când lungimea arborelui nu depășește aproximativ 2 m. Forjarea la matriță prezintă avantajul că fibrele, urmând conturul presei, nu comportă întrerupere. Arborii cotiți forjați se confecționează din oțel, cei turnați se confecționează din fontă sau oțel. Pentru turnarea arborelui cotit se utilizează în deosebi fonta care s-a dovedit foarte avantajoasă. Fonta posedă proprietăți de turnare mai bune decât oțelul ceea ce simplifică fabricația și are un preț de cost mai redus. Ea însă are o rezistență mică la încovoiere, dar utilizarea ei este posibilă atribuind fusurilor și brațelor dimensiuni mai mari și rezemând fiecare cot pe două fusuri paliere, ceea ce este în concordanță cu tendința modernă de rigidizare a arborelui cotit. Fonta este un material cu calități antificțiune superioare, datorită incluziunilor de grafit, de aceea uzura fusurilor este inferioară. Datorită acțiunii lubrefiante a grafitului, fonta suportă presiuni specifice mai mari, ceea ce face posibilă utilizarea cuzineților din bronz cu plumb. De asemenea, este de remarcat capacitatea mai înalta a fontei de a amortiza vibrațiile torsionale, determinată de aceleași incluziuni de grafit. Având în vedere cele de mai sus am adoptat pentru soluția aleasă un arbore cotit din fontă cu grafit nodular având limita de curgere de 450 MPa, rezistența la rupere de 700 MPa.
3.6.4.Calculul de rezistență pentru soluția adoptată
a.Verificarea arborelui cotit la oboseală
Ipoteze de calcul:
se consideră fiecare cot izolat de restul arborelui cotit ca fiind un sistem de bare simplu rezemat pe lagărele paliere corespunzătoare;
reazemele sunt rigide și coaxiale;
în reazemul din stânga cotului se consideră că acționează un moment de torsiune Ns care reprezintă suma momentelor de torsiune a coturilor care preced cotul considerat, iar în reazemul din dreapta acționează un moment de torsiune care este dat de suma dintre momentul Ns și momentul de torsiune al cotului considerat;
se înlocuiește sarcina distribuită transmisă de bielă cu o forță concentrată S care acționează pe direcția axei bielei; această forță se descompune în două componente, o componenta Z ce acționează în planul sistemului de bare și o componentă T perpendiculară pe acest plan; pe suportul componentei Z acționează forța de inerție a manetonului Frm și forța de inerție a masei m a bielei aferentă manetonului Frb;
lagărele paliere se înlocuiesc cu reazeme simple care acționează la jumătatea lor și preiau forțe atât în planul cotului cât și în plan perpendicular pe acesta; se iau în considerare forțele de inerție ale brațelor Frbr și ale contragreutăților Frcg.
Stabilirea sarcinilor care acționează asupra cotului și determinarea reacțiunilor
Se calculează:
forțele de inerție ale maselor neechilibrate ale celor două brațe
Frbr = mbr rbr (3.93)
unde:
mbr – este masa neechilibrată a unui braț.
rbr – este raza cercurilor pe care se deplasează centrele de masă ale brațelor cotului.
– este viteza unghiulară a arborelui cotit.
Forțele de inerție ale maselor contragreutăților; se consideră cazul în care pe prelungirea fiecărui braț se găsește câte o contragreutate.
Ele sunt definite de relația:
Frcg = mcg rcg (3.94)
unde:
mcg – este masa unei contragreutăți.
rcg – este raza cercurilor pe care se deplasează centrele de masă ale contragreutăților.
Forța de inerție a masei manetonului Frm definită de relația:
Frm = mmrm 2 (3.95)
unde:
mm = dm2/4 lm , dm = 78 mm diametrul manetonului.
lm = 23 mm lungimea manetonului.
– este densitatea fontei = 7850 kg/m, deci mm = 4,35 kg.
rm = r = 86,4 mm
Se calculează masa contragreutății:
mcg = (R12 – R22 ) h (3.96)
în care:
– este pentru arborii cotiti ai motoarelor de automobil este = 70 = 1,22 rad.
h = 0,2D =24 mm.
– este densitatea fontei = 7850 kg/m.
R1 = r + dm/2+5 = 130,4 mm.
R2 = dp/2 + 7 = 64,6 mm.
Înlocuind valorile în relația de mai sus rezultă:
mcg = 2,9 kg
Raza rcg se calculează cu relația:
rcg = 2/3 sin/ (R12 + R1R2 + R22 )/(R1+ R2)
în care:
R1, R2, – au valorile de mai sus, deci: rcg = 51 mm.
Contragreutățile dispuse pe cele două brațe se calculează din condiția ca ele să echilibreze numai o fracțiune f = 65% din forța totală de inerție a maselor în mișcare de rotație ce acționează asupra unui cot.
Deci:
2Frg = f (Frb + Frm+ 2Frb) (3.97)
sau folosind relațiile lor de definiție:
mcg rcg = f/2(m2 r + mm r + 2mbr rbr) (3.98)
Celelalte mărimi fiind calculate mai sus se poate determina mbr = 1,24 kg.
Cunoscând mărimile ce intervin în relațiile forțelor, acestea se pot determina:
FRbr = 12714 N ; FRcg = 15874 N ; FRM = 7586 N
Reacțiunile se calculează cu ajutorul ecuațiilor de echilibru static ale solidului rigid.
Luând în considerare numai sarcinile care acționează în planul cotului și acceptând că fusurile paliere au aceeași lungime se determină Zs și Zd cu relația:
Zs = Zd = FRbr – FRcg + (FRbr+ FRM)/2 – Z/2 = F – Z/2 (3.99)
în care:
Z = Zmax = 61179,83 N
FRbr = 12714 N
Din condiția de echilibru a momentelor față de axa fusurilor paliere, rezultă:
Md = Ms+Tr (3.100)
în care:
Ms = 0
T = 26888 N deci, Md = 1944 N m
b.Calculul la oboseala al fusului maneton
Fusul este solicitat la încovoiere în planul cotului și în planul perpendicular pe planul cotului, precum și la torsiune, eforturile maxime aflându-se la mijlocul fusului. Deoarece tot aici se află și orificiul de ungere, aceasta este secțiunea periculoasă unde se va dezvolta calculul în continuare. Variația eforturilor în timpul rotației arborelui cotit impune luarea în considerare a fenomenului de oboseală a materialului. În concluzie fusul maneton se verifică la oboseală pentru un ciclu asimetric de încovoiere și torsiune.
Relațiile momentelor în secțiunile periculoase au expresiile:
Mv = – Zs l/2 – (Frcg – Frbr)(l/2 – a)
Mh = – T l/2 (3.101)
Mt = Ms – T r/2
Deși în dreptul orificiului de ungere, pe suprafața exterioară a manetonului tensiunea este mai mică, aici se consideră punctul periculos datorită fenomenului de concentrare a tensiunii.
= (- Mv cos + Mh sin)/Wi (3.102)
în care:
Mv și Mh se determină cu relațiile de mai sus, pentru = 0,15, 30 … 720.
– este unghiul de înclinare al orificiului de ungere = 600.
Modulul de rezistență la încovoiere (Wi) se calculează cu relația:
Wi = (3.103)
în care:
dm – este diametrul exterior al manetonului.
Tensiunea tangențială () se determină cu relația:
= Mt/Wp (3.104)
în care:
Mt – este momentul de torsiune care se calculează cu relația de mai sus.
Wp – este dublul modulului de rezistență la încovoiere (Wi).
Rezultă:
= – 8325 MPa
Tensiunile principale 1 și 2 se determină cu expresiile:
1,2 = /2 (3.105)
unde:
se introduce cu semnul care rezultă din relația de definiție.
Semnul pozitiv în fața radicalului corespunde tensiunii principale 1.
Se determină tensiunea echivalentă (ech) cu teoria de rezistență a tensiunilor tangențiale maxime:
ech = 1 – 2
în care:
1 și 2 se introduc cu semnele ce rezultă din relația (4.105).
Se calculează coeficientul de siguranță la oboseală care după Serensen are expresia:
c = -1/[(k/) v+ m] (3.106)
în care:
-1 – este rezistența la oboseală pentru un ciclu simetric de încovoiere -1 = 0,3 r, r pentru
fontă având valoarea 700 MPa, deci -1 = 210 MPa.
k – este coeficient de concentrare al tensiunilor care se poate lua egal cu 2.
– este coeficient dimensional = 0,7.
– este coeficient de calitate al suprafeței = 1,1.;
– este coeficient de material = 0,1.
v și m – sunt amplitudinea tensiunii și tensiunea medie:
v = (max – min)/2 (3.107)
m = (max + min)/2
Înlocuind valorile în relațiile de mai sus obținem:
v = 90,7 MPa
m= 65,75 MPa
Vom obține: c = 1,81.
c.Calculul brațului
Pe lângă eforturile Mv, Mh și Mt, în braț apare și efortul axial N. Aceste eforturi variabile în timp, solicită brațul la oboseală prin încovoiere în planul cotului și perpendicular pe planul cotului, prin torsiune și prin întindere-compresiune.
Momentul Mh determină tensiunea normală ih care variază liniar pe înălțimea secțiunii și valoarea maximă este dată de relația:
ih = Mh/Wz (3.108)
în care:
Wz = h b2 /6.
Momentul încovoietor Mv determină tensiunile iv care variază liniar pe înălțimea secțiunii și valoarea maximă se calculează cu relația:
iv = Mv/Wy (3.109)
în care:
Wy = bh2 /6.
Momentul de torsiune Mt determină tensiuni tangențiale xy și xz care se calculează cu relațiile:
xy = Mt/(k1 b h ); xy = k2 xy
Forța axială N determină tensiuni normale t constante pe suprafața secțiunii transversale.
Aceste tensiuni se calculează cu relația:
t = N/A (3.110)
în care:
N =Zs – Frcg , iar A este aria secțiunii transversale a brațului.
Deoarece celelalte eforturi Mv, Mt și N sunt constante pe lungimea brațului, secțiunea periculoasă este dată de existența concentratorilor de tensiune care se află la racordarea dintre fusuri și braț.
Prin suprapunere de efecte se calculează tensiunea normală de încovoiere și compresiune:
= iv + t (3.111)
Dacă în relația (4.111) se înlocuiesc (4.109) și (4.110) se obține:
= Mv/Wy + N/A
Dacă se ține seama că N = Zs+FRcg rezultă:
= Zs(6a/b h + 1/b h) + FRcg/b h
Tensiunile maxime și minime se determină cu relațiile:
min = Zsmin(6a/b h2 + 1/b h) + FRcg/b h (3.112)
max = Zsmax (6a/b2 h + 1/b h) + Frcg/b h (3.113)
Înlocuind valorile obținem:
min = 130 MPa; max = 432 MPa;
Tensiunea tangențială xy este:
xy =T a/2k1 b h (3.114)
Forța T fiind variabilă determină tensiunile variabile:
max = Tmax a/2k1 b h; min = Tmin a/2k1 b h (3.115)
Înlocuind valorile obținem:
max = 5327 MPa; min = – 5037 MPa
Considerând ciclurile tensiunilor și periodice și în fază se determină coeficientul de siguranță global pentru solicitări compuse:
c = c c/ c + c (3.116)
Coeficientul de siguranță parțial c se calculează cu relația:
c = -1/[(k/) v + m] (3.117)
în care:
-1 – este rezistența la oboseală pentru un ciclu simetric de încovoiere -1 = 210 MPa.
– este coeficient dimensional = 0,75.
– este coeficient de calitate al suprafeței =1,1.
– este coeficient de material ce se calculează cu relația = (2-1 – o)/o= 0,25.
v și m – sunt amplitudinea tensiunii și tensiunea medie:
v =(max – min)/2
m = (max + min)/2
Înlocuind valorile în relațiile de mai sus obținem:
v = 151 MPa; m= 281 MPa
Coeficientul de concentrare al tensiunilor k se calculează ca produs al unor coeficienți care țin seama, fiecare în parte, de influența unor factori:
k = (k)ref ()b ()dMi ()e ()s ()
(3.118)
k = (k)ref ()b ()h ()s ()e
în care:
(k)ref – este coeficientul de concentrare a eforturilor unitare la încovoiere pentru cotul de
referință (k)ref = 2,15.
()b – este coeficient de corecție care ține seama de lățimea brațului ()b=1,1.
()dMi – este coeficient de corecție care ține seama de diametrul interior al găurii din fusul
maneton ()dMi = 0,9.
()e – este coeficient de corecție care ține seama de excentricitatea găurii din fusul maneton
()e = 0,97.
()s – este coeficient de corecție care ține seama de suprapunerea “s” a fusurilor maneton
()s = 0,85;
() – este coeficient de corecție care ține seama de grosimea ““ () = 1,12.
(k)ref – este coeficientul de concentrare a eforturilor unitare la torsiune în punctul de racordare
(k)ref =1,5.
()b – este coeficientul de corecție care ține seama de lățimea brațului ()b =1,23.
()h – este coeficientul de corecție care ține seama de grosimea brațului ()h = 0,95.
()s – este coeficientul de corecție care ține seama de suprapunerea fusurilor ()s = 0,9.
()e – este coeficientul de corecție care ține seama de excentricitatea “e” a găurilor din fusul
maneton ()e = 0,94.
Înlocuind valorile coeficienților se obține:
k = 1,89; k = 1,42.
Deci:
c = 3,25
Coeficientul de siguranță c se calculează cu relația:
c = -1/[(k/) v + m] (3.119)
în care:
-1 – este rezistența la oboseală pentru un ciclu simetric de torsiune și este egal cu 50MPa.
– este coeficient dimensional = 0,9.
– este coeficient de calitate al suprafeței =1,1.
– estecoeficient de material ce se calculează cu relația = (2-1 – o)/o= 0,2.
v și m – sunt amplitudinea tensiunii și tensiunea medie:
v = (max – min)/2; (3.120)
m= (max + min)/2
Înlocuind valorile în relațiile de mai sus obținem:
v = 5182 MPa; m = 145 MPa
Coeficientul de concentrare al tensiunilor k se calculează cu relația de mai sus.
Înlocuind valorile obținem:
c = 5,8
Coeficientul de siguranță total va fi:
c = c c/ c + c, deci c = 2,08 (3.121)
Coeficientul de siguranță calculat trebuie să fie cuprins în intervalul 2 … 3.
CAPITOLUL IV
INJECȚIA ELECTRONICĂ DIESEL
4.1.OBIECTIVE ALE INJECȚIEI DIESEL DIRECTE
Sistemul de injecție Common Rail a fost dezvoltat pentru a se obține:
o reducere a zgomotului;
o reducere a emisiilor poluante;
o reducere a consumului de carburant;
o creștere a performanțelor (creșterea cuplului motor la regimurile joase).
4.2.REDUCEREA ZGOMOTULUI
Zgomotul este rezultatul creșterii rapide de presiune din cilindrii motorului. Într-un motor Diesel, arderea nu începe imediat dupa injectarea carburantului în cilindru; inițial, picăturile mici de motorină se vaporizează, apoi se formează așa numiții compuși instabili. Arderea – și deci creșterea de presiune care rezultă – este cu atật mai brutală cu cật cantitatea de carburant disponibilă este mai importantă. Pentru a diminua zgomotul arderii, este necesară reducerea întậrzierii la autoaprindere care este suma dintre timpul <fizic> de vaporizare si timpul <chimic> de formare a compușilor instabili. Vaporizarea motorinei este cu atật mai rapidă cu cật temperatura și presiunea din cilindru sunt mai ridicate, la fel ca și viteza de formare a compușilor instabili. Micșorarea întârzierii la autoaprindere, implică deci o mărire a presiunii și temperaturii din cilindru. Această creștere ar putea fi generată prin injectarea unei cantități scăzute de motorină cu câteva grade RAC înainte de injecția principală. Este ceea ce numim injecție pilot (preinjecție).
4.3.REDUCEREA EMISIILOR POLUANTE
Normele anti-poluare reglementează următorii poluanți în figura 56:
particulele solide;
monoxidul de carbon (CO);
hidrocarburile nearse (HC);
oxizi de azot (NOx).
Figura 56 – Diagrama reducerilor emisiilor poluante
Oxizii de azot (Nox)
Oxizii de azot (NOx) sunt produși prin oxidarea azotului din aer. Această reacție nu apare decât la o temperatură foarte înaltă (>1800°C), atunci când motorul funcționează cu exces de aer. Pentru a limita producerea de oxizi de azot, se utilizează un sistem care permite retrimiterea unei părți din gazele de evacuare în colectorul de admisie cu scopul de a limita cantitatea de aer admis în motor. Acest dispozitiv-numit EGR (Exhaust Gas Recirculation) – este pilotat electric pentru a putea permite un control precis al cantității de gaze de evacuare trimise în admisie. Dacă această cantitate este prea mică, eficacitatea sistemului este scăzută, iar dacă această cantitate devine importantă, se constată o creștere a fumului și a particulelor. Reducerea emisiilor de oxizi de azot poate să se facă și printr-o post tratare a gazului de evacuare într-un catalizator DENOX. Principiul constă în reducerea moleculelor de NOx formate în timpul arderii, obținându-se molecule de oxigen pe o parte și molecule de azot pe de altă parte. Motorina constituie un «catalizator» al reducerii NOx. Pentru a favoriza reducerea NOx în catalizatorul DENOX, se injectează o mică cantitate de motorină chiar înainte de deschiderea supapei de evacuare. Este ceea ce se cheama post injecție.
Particulele
Fumul și particulele sunt rezultatul unei pulverizări defectuoase a carburantului în camera de ardere. Cu cât mărimea picăturilor pulverizate de carburant este mai mare, cu atât timpul necesar vaporizării este mai mare. Dacă acest timp devine prea important, partea centrală a picăturii nu va mai avea timp să se vaporizeze. Sub efectul unei temperaturi foarte înalte (> 1800°C) care există în camera de ardere, moleculele de carburant nevaporizate sunt supuse fenomenului de răcire. Acest fenomen fizic produce compușsi carbonici foarte duri (particulele solide) ce caracterizează motoarele Diesel. Injecția directă sub înaltă presiune permite utilizarea unor orificii ale injectoarelor extrem de mici. Rezultă astfel un grad de pulverizare ce face ca evaporarea picăturilor sa fie completă, rezultat ce conduce la diminuarea sensibilă a formării de particule solide și fum.
Hidrocarburile nearse HC
Hidrocarburile nearse sunt rezultatul unei lipse de oxigen local (proastă repartizare a carburantului) sau unei injecții de carburant în zonele reci ale camerei de ardere (atunci când carburantul atinge peretii cilindrului).
Camera de ardere toroidală combinată cu injecție directă permite obținerea:
unui grad de turbulentă foarte ridicat ce garantează o repartizare foarte bună a carburantului în camera de ardere; se evită astfel formarea de zone cu amestec bogat unde iau naștere particulele nearse;
unei camere de ardere compactă ai cărei pereți sunt suficient de calzi pentru a evita formarea acestor poluanți.
Monoxidul de carbon CO
Prezența monoxidului de carbon în gazele de evacuare este rezultatul oxidarii incomplete a carbonului conținut în motorină. Această oxidare incompletă este consecința unei arderi care se derulează global sau local, pe fondul unui amestec bogat. Motorul diesel funcționând cu un amestec în exces de aer, emisiile de CO sunt deci reduse. Totuși, este posibil de a se reduce și mai mult aceste emisii de CO prin eliminarea zonelor ce au amestec bogat din camera de ardere. Pentru a face acestea, trebuie să se optimizeze aerodinamica camerei de ardere astfel încât să se genereze un grad de turbulență foarte ridicat.
4.4.REDUCEREA CONSUMULUI DE CARBURANT
Reducerea consumului este obținută ameliorând controlul arderii, adică adaptând debitul, avansul la injecție și presiunea de injecție în funcție de nevoile motorului pe toată plaja de funcționare. Injecția directă participă în egală măsură la ameliorarea randamentului motorului datorită scăderii pierderilor de căldură prin pereții cilindruli din figura 57.
Figura 57 – Schema injectării motorinei în camera de ardere
4.5.CREȘTEREA PERFORMANȚELOR
Creșterea cuplului motor la turațiile joase necesită injectarea unei cantități importante de carburant. Pentru a crește debitul trebuie să se mărească presiunea de injecție pentru că timpul disponibil pentru a injecta carburantul în cilindru este limitat (figura 58).
Figura 58 – Mărirea presiunii de injecție
4.6.FUNCȚIONAREA SISTEMULUI DE INJECȚIE DIRECTĂ
PREZENTAREA INJECȚIEI COMMON RAIL «DELPHI»
Sistemul de injecție Diesel Common Rail (rampa comună) este fabricat de DELPHI.
Sistemul este constituit din trei părți principale (figura 59):
circuitul de alimentare de joasă presiune;
circuitul de alimentare de înaltă presiune;
calculator (EDC), senzori și actuatori.
Figura 59 – Elemente componente injecție
1 – pompa de înaltă presiune; 2 – rampa sferică; 3 – captor de presiune;
4 – captor accelerometric; 5 – injectoare.
Figura 60 – Schemă
1. Calculator de injecție A.Captor punct mort superior
2. Rampă de injecție B.Captor al arborelui cu came
3. Pompă de înaltă presiune C. Captor pedală de accelerație
4. Actuator de joasă presiune (de debit) D.Captor de presiune de supraalimentare
5. Injectoare E.Captor de temperatură de aer
6. Filtru de motorină F.Captor de temperatură de apă
7. Rezervor de carburant G.Captor accelerometric
8. Captor de temperatură a motorinei H.Debimetru de aer
9. Captor de presiune din rampa de injecție *în funcție de indicele motorului
10.Tub Venturi
Calculatorul de injecție permite comandarea injecției și a presiunii din rampă.
Principalele intrări sunt reprezentate în figura 61:
temperatura motorinei din pompa de înaltă presiune;
presiunea din rampă;
parametrii motorului (turație, poziție motor, poziție pedală de accelerație, presiune de supraalimentare etc.).
Principalele ieșiri:
curentul de comandă a supapei injectorului;
curentul de comandă al actuatorului de joasă presiune
4.7.CIRCUITUL HIDRAULIC
Figura 61 – Circuitul hidraulic
4.8.CIRCUITUL DE JOASĂ PRESIUNE
Circuitul de alimentare de joasă presiune alimentează sistemul de carburant cu motorină filtrată și sub presiune.
Componența sistemului de joasă presiune este următoarea:
rezervorul de combustibil;
pompa mecanică de alimentare;
actuatorul de debit;
conductele de alimentare;
filtrul de combustibil.
Pompa de transfer
Este integrată în pompa de înaltă presiune (figura 62). Este de tip volumetric și are 4 palete dispuse la 90º, menținute în contact cu profilul statorului prin arcuri.
Figura 62 – Pompa de transfer
Depresiunea generată prin rotația pompei de transfer este suficientă pentru a aspira motorina ce traversează filtrul. Presiunea de transfer crește în funcție de regimul motor. O supapă de reglare permite limitarea presiunii de transfer la o valoare cvasiconstantă (în jur de 6 bari) pe toată plaja de funcționare a motorului, trimițând o parte din carburant înapoi la intrarea în pompă.
Figura 63 – Diagrama pompei de transfer
Caracteristicile pompei de transfer figura 64:
presiunea reglată (maxima) – 6 bari;
volumul dislocuit – 5,6 cm3/rot;
debitul – 90 l/h la 300 rot/min;
– 650 l/h la 2500 rot/min.
depresiune creată – 65 mbar la 100 rot/min.
Conductele de joasă presiune
Sunt prevăzute cu conectori rapizi și sunt realizate din material plastic transparent. În cazul apariției unor neetanșeități, înlocuirea conectorilor este obligatorie. Atunci când motorul funcționează la interiorul conductelor nu trebuie sa apară bule de aer.
Filtrul de combustibil
Ansamblul filtrului de combustibil conține 4 ștuțuri:
unul de legătură cu rezervorul;
unul de legătură cu pompa;
unul pentru returul de la pompă;
unul pentru legătură de retur cu rezervorul.
Combustibilul care se introduce de la pompă nu este sub presiune, iar temperatura acestuia este apropiată de cea atmosferică. Pentru climat rece filtrele sunt prevăzute cu un termostat care conduce combustibilul de pe retur la intrarea în pompă și nu spre rezervor.
Actuatorul de debit
Este amplasat între pompa de joasă presiune și cea de înaltă presiune cu scopul de a modifica umplerea cu combustibil a celei din urmă. Actuatorul de JP – numit și Inlet Metering Valve (IMV) – este utilizat pentru a controla presiunea din rampă prin controlul cantității de motorină trimisă elementelor de pompaj ale pompei IP.
Scopul acestui actuator este dublu figura 64:
pe de o parte, permite ameliorarea randamentului sistemului de injecție, pentru că pompa IP nu comprimă decât cantitatea de carburant necesară pentru mentinerea presiunii în rampă la nivelul cerut de sistem, în funcție de condițiile de funcționare ale motorului.
Figura 64 – Diagrama de funcționare a actuatorului de debit
pe de altă parte, permite scăderea temperaturii în rezervorul de carburant; într-adevăr, atunci când excedentul de motorină este trimis în rezervor prin circuitul de retur, fluidul aflat la o presiune înaltă are și o temperatură înaltă; aceasta generează o creștere a temperaturii carburantului evacuat în rezervor; pentru a evita atingerea de temperaturi foarte rdicate ale motorinei din rezervor, trebuie:
-să se răcească motorina într-un schimbător de căldură (soluție costisitoare, complicată și puțin
eficace);
-să se limiteze căldura generată de carburant limitând debitul de retur de combustibil; pentru a
reduce acest debit, este suficient să se adapteze debitul generat de pompă IT pentru toate
regimurile și plaja de funcționare a motorului.
Figura 65 – Temperatura motorinei în circuitul de retur
IMV este amplasată în capul hidraulic al pompei. Ea este alimentată cu carburant de pompă de transfer prin două canale radiale. Un filtru cilindric este montat pe orificiile de alimentare IMV, permițând protejarea nu numai a actuatorului de JP, cât și a tuturor organelor sistemului de injecție situate în aval de acesta.
IMV se compune din elementele următoare figura 66:
un piston obținut la capăt de cursă (deschidere maximă) de către un resort;
o bobină comandată cu RCO;
un piston și o tijă menținut în echilibru de un alt resort al cărui taraj este inferior primului;
un corp prevăzut cu două orificii radiale de alimentare și cu unul axial de refulare;
un filtru cilindric poziționat pe orificiile de alimentare;
două inele de etanșare între capul hidraulic și corpul actuatorului JP.
Figura 66 – Schema de funcționare a unui IMV
Principiul de funcționare
Actuatorul de JP este utilizat pentru a controla cantitatea de carburant trimisă elementelor de pompaj ale pompei IP, astfel încât presiunea măsurată de captorul de IP să fie egală cu cererea de presiune formulată de calculator.
În fiecare moment de funcționare, trebuie să avem:
Debitul introdus in pompa IP = Debitul injectat + Debitul de retur al injectorului +
Debitul de control al injectorului.
IMV este normal deschisă atunci când nu este alimentată, deci ea nu poate fi utilizată ca un element de securitate pentru oprirea motorului în caz de necesitate.
Legea debit/curent este reprezentată în figura următoare:
Figura 67 – Legea debit/current
Atunci când cererea de presiune a pompei de injecție scade, curentul de alimentare crește, și invers.
Calculatorul determina valoarea curentului trimis spre IMV in funcție de:
turația motorului;
cererea de debit;
cererea de presiune în rampă;
presiunea măsurată în rampă.
Caracteristici IMV:
cursă pistonului – 1,4 mm;
diametrul orificiilor – 3,4 mm;
rezistența bobinei – 5,4 Ω la 25ºC;
tensiunea de alimentare – U (Interdicție de alimentare directă a IMV-ului la tensiune
bateriei în timpul unui diagnostic!);
– I maxim – 1 A;
– masă – 260 g.
temperatura de funcționare – – 40ºC < T < 125ºC
temperatura motorinei – – 40ºC < T < 90ºC
4.9.CIRCUITUL DE ÎNALTĂ PRESIUNE
Componența circuitului de înaltă presiune este următoarea:
pompa de înaltă presiune;
conductele de înaltă presiune;
rampa de combustibil;
injectoarele.
Circuitul de înaltă presiune este echipat cu o pompă de înaltă presiune a cărei funcție este să crească presiunea motorinei care ajunge din circuitul de joasă presiune si să o trimită spre rampa comună prin intermediul conductei de înaltă presiune. Rampa are ca funcție acumularea motorinei cu înaltă presiune. Aceasta este conectată la injectoare prin intermediul unor conducte de înaltă presiune. Injectoarele cu comanda electronică (unul pe cilindru) asigură introducerea volumului necesar de motorină la momentul oportun in cilindrii.
Pompa de înaltă presiune
Este fixată direct pe chiulasă. Corpul pompei integrează o pompă de transfer cu palete (1) și o pompă de înaltă presiune cu dublu piston (2). Un captor de temperatură (3) și un actuator de joasă presiune (4) sunt implantate pe capul hidraulic (5). Trebuie notat faptul că pompa este echipată cu o supapă de securitate. Aceasta permite securizarea rampei în caz de suprapresiune. Descriere: figura 68. Pompa de înaltă presiune reia conceptul camei și pistoanelor radiate care a fost deja probat pe pompele rotative DPC si EPIC. Pentru motoarele ce necesită un debit important, pompa este echipată cu pistoane având axele decalate unghiuar la 45º. Acest decalaj permite să se reducă vârfurile de cuplu rezistent și fluctuațiile de presiune în rampă. Cama cu patru lobi este identică cu aceea unei pompe rotative convenționale, dar pentru că pompa nu mai determină legea de injecție, este posibil să se mărească faza de pompaj, ceea ce va conduce la o reducere sensibilă a cuplului de antrenare, a vibrațiilor și a zgomotului. Diferența în raport cu pompele rotative convenționale rezidă din faptul că aceasta nu mai are rotor care se roteste în camă, ci o camă care se rotește în jurul pistonașelor.
Figura 68 – Pompele de înaltă presiune
Pompa de transfer
Pompa de îmnaltă presiune
Captor de temperatură
Actuator de joasă presiune
Cap hidraulic
Găuri de fixare
Detaliu element de pompaj (2 pistoane)
Figura 69 – Schema pompei de înaltă presiune în detaliu
Cama rotativă
Element de pompaj cu pistoane radiale
Electrovană
Motorul antrenează cama rotativă (1). În timp ce electrovana (3) se deschide, galeții diametral opuși sunt menținuți în contact cu cama cu ajutorul a două arcuri plasate de o parte și de alta a fiecărui piston, iar carburantul aflat la presiunea de transfer deschide supapa de admisie și departează pistoanele (2). Spațiul liber cuprins între cele două pistoane plonjoare se umple cu motorină. Atunci când galeții diametral opuși întâlnesc simultan profilul de atac al camei, pistoanele sunt împinse unul către altul. Presiunea crește rapid în spațiul cuprins între ele. Electrovana se închide dupa ce cantitatea de carburant necesar este admisă. Odată ce presiunea devine superioară presiunii de transfer, supapa de admisie se închide. Când presiunea devine superioară presiunii existente în rampă, supapa de refulare se deschide. Din acest moment, fluidul aflat sub presiune ridicată este refulat către rampă.
Ungerea și răcirea pompei de înaltă presiune
Ungerea și răcirea pompei sunt asigurate de carburant. Debitul minim necesar pentru asigurarea unei bune funcționări a pompei este 50l/h. Punerea la punct a pompei de înaltă presiune (figura 70). Pompele de injecție convenționale asigură distribuirea carburantului sub presiune la injectoare. Este deci indispensabilă punerea la punct a pompei, astfel încât ieșirea către un injector să se producă la momentul dorit al ciclului motor. Pompa de înaltă presiune a sistemului «Common Rail» nu mai asigură distribuirea carburantului, deci nu mai este necesar să se pună în față pompa și motorul.
Cu toate acestea, punerea la punct a pompei asigură două avantaje:
permite sincronizarea variațiilor de cuplu ale arborelui cu came și ale pompei de injecție, limitând astfel eforturile la nivelul curelei de distribuție;
permite ameliorarea controlului presiunii sincronizând vârfurile de presiune produse de pompa cu scăderile de presiune generate la fiecare injecție; acest fazaj permite ameliorarea stabilității presiunii în rampă, ceea ce contribuie la reducerea diferențelor de debit între cilindrii.
Captorul de poziție cilindru (1) și profilul (2) de pe fulia pompei de injecție permit calculatorului să facă diferența între cilindrul 1 și cilindrul 4. În cazul demontării pompei sau a curelei de distribuție, este necesară alinierea reperului (3) de pe fulie cu reperul (4) de pe cureaua de distrbuție.
Figura 70 – Schema puneri la punct a pompei de injecție
Captor de poziție cilindru
Profil fulie
Reper de poziție fulie
Reper pe cureaua de distribuție
Performanța pompei de IP DIAGRAMA (figura 71)
Timpul necesar pentru atingerea unei presiuni în rampă, care să poată permite pornirea motorului, depinde de volumul sistemului de injecție (volumul rampei, lungimea conductelor…). Obiectivul este de a putea atinge o presiune de 200 de bari în 1,5 ture (la a treia compresie a motorului).
Figura 71 – Diagrama performanțelor pompei IP
Atenție!
Este interzisă demontarea interiorului pompei sau separarea actuatorului de joasă presiune.
Rampa comună figura 72
Rampa comună (1) are o formă sferică cu ieșirile dispuse în stea. Captorul de presiune (2) informează calculatorul despre presiunea motorinei din rampă. Acesta nu este demontabil. Presiunea internă din circuitul de înaltă presiune este variabilă și poate atinge 1600 de bari.
Figura 72 – Rampa comună
Rampa comună
Captor de presiune
Intrare înaltă presiune
Ieșire spre injectoare
Trebuie avut grijă la aplicarea lubrifiantului furnizat odată cu conductele, lubrifiant ce se aplică pe filetul acestora cu scopul de a reduce riscul apariției exfolierilor de metal de la suprafețele ce vin în contact ca urmare a strângerilor de cablu.
Atenție!
Se verifică înaintea fiecărei intervenții că rampa de injecție nu mai este sub presiune și că temperatura carburantului nu este prea ridicată. Din aceleași motive este strict interzisă deșurubarea unui racord al conductei de înaltă presiune atunci când motorul este pornit. În caz de necesitate, descărcarea presiunii din rampă se efectuează printr-o scăpare controlată în circuitul de retur al injectoarelor. Deci, nu este nevoie de actuatorul de înaltă presiune pe rampă.
Injectorul
Injectorul sistemului Common Rail este cu orificii și este pilotat electronic.
El a fost conceput pentru:
a permite injecții multiple separate foarte puțin în timp;
a fi controlat în mod electronic;
a degaja o mică cantitate de căldură.
Presiunile de injecție maxime sunt de ordinul 1600 bari. Eforturile de învins pentru a ridica acul injectorului sunt deci foarte importante. Datorită acestui fapt, este posibil să pilotezi direct acul injectorului cu ajutorul unui actuator electromagnetic, mai ales că pentru utilizarea curenților foarte mari, timpii de stabilizare ar fi imcompatibili cu cei de reacție ceruți pentru injecțiile multiple. Pe de altă parte, utilizarea curenților mari necesită o electronică de putere voluminoasă, scumpă și care provoacă o încălzire importantă a actuatorului și a calculatorului. Deci acul injectorlui trebuie pilotat indirect cu ajutorul unei supape care comandă punerea sub presiune sau descărcarea camerei de control situată deasupra acului. Când acul trebuie să se ridice (la debitul injectiei), supapa este deschisă astfel încât să descarce camera de control în circuitul de retur. Când acul trebuie să închidă (la sfârșitul injecției), supapa va fi închisă pentru ca să se stabilească o noua presiune în camera de control.
Supapa de control
Cu scopul de a avea un timp de răspuns și un consum de energie minime:
supapa trebuie să fie cât mai ușoara cu putință;
cursa supapei trebuie să fie cât mai scurtă posibil;
efortul exercitat pentru deplasarea supapei trebuie să fie minim, ceea ce implică ca supapa să fie în echilibru hidraulic în poziția închis; un resort asigură contactul supapei figura 73 cu scaunul acesteia; pentru a deschide supapa, este suficient să se învingă forța exercitată de acest resort.
Figura 73 – Supapa de control a injectorului
Antretoaza
Antretoaza este situată sub suportul supapei. Ea integrează camera de control și cele trei orificii calibrate care asigură funcționarea injectorului.
Aceste orificii sunt:
orificiul de alimentare al injectorului (Nozzle Path Orifice: NPO);
orificiul de descărcare al camerei de control (Spill Orifice: SPO);
orificiul de umplere al camerei de control (Inlet Orifice: INO).
În concluzie, injectorul din figura 74 se compune din următoarele elemente:
un injector cu găuri și acul său;
un corp port-injector prevăzut cu orificii de alimentare și de retur ;
o bobină integrată în corpul port-injectorului;
un conector în partea de sus a port-injectorului;
un filtru tija la nivelul orificiului de alimentare cu carburant;
o antretoaza prevăzută cu o camera de control și cu jicloare calibrate necesare pentru controlul acului;
o supapă și suportul său;
o piuliță.
Figura 74 – Elementele componente ale injectorului
Un inel colorat (2) diferențiază caracteristicile mecanice ale injectorului. Capetele injectoarelor (3) au valori specifice în funcție de puterea și de cuplul motorului.
Figura 75 – Injector
Conector electric
Inel colorat
Capul injectorului
Figura 76 – Schemă injector
Selenoid
Supapa de comandă
Injectorul
Resortul supapei de comandă
Resortul injectorului
Intrare motorină
Spre retur
Faza 1: supapa este Faza 2: deoarece supapa este deschisă, apare o
închisă, injectorul este descărcare de presiune. Motorina prezentă sub supapă
închis, nu are loc injecția. scapă prin aceasta diminuand presiunea din canal:
Solenoidul nu este avem faza de descărcare.
alimentat, supapa este Solenoidul este alimentat electric.
închisă. Presiunea aplicată deasupra acului injectorului scade
Presiunea în cameră este de asemenea, dar cu o ușoară întârziere. Injectorul nu
aceeași cu cea din rampă, este încă deschis.
injectorul este menținut Acest decalaj între deschiderea supapei și cea a
închis de către arc. injectorului este posibil datorită diferitelor calibrări ale
ajutatelor prezente.
Figura 77 – Injector
Faza 3: Supapa este Faza 4: Calculatorul nu mai alimentează
deschisă, injectorul este solenoidul supapei de comandă.
deschis. Presiunea deasupra Supapa este închisă, injectorul se închide.
injectorului a scăzut suficient Supapa își reia pozitia inițială datorită forței
pentru a permite motorinei sub resortului solenoidului. Echilibrul presiunilor este
înaltă presiune să ridice acul și restabilit de o parte și de alta a injectorului.
să fie pulverizată în camera de Supapa este închisă, injectorul este închis, nu are
ardere. loc injecția.
Comanda injectoarelor
Curentul de comandă al bobinei arată în felul următor:
Figura 78 – Comanda injectoarelor
Curentul pulsatoriu reduce pierderile prin efectul Joule la nivelul calculatorului i injectorului.
Curentul de apel este superior curentului de menținere pentru că în faza de menținere:
intrefierul dintre supapă și bobină este redus (valoarea cursei valvei este în jur de 30 μm), forța electromagnetică aplicată valvei putânt atunci să fie redusă;
nu mai este necesar sa se învingă inerția valvei din repaus.
Descărcarea rampei prin injectoare
Când cererea de presiune în rampa comună scade brusc (în caz de ridicare a piciorului de pe accelerație sau în cazul unui defect ce necesită descărcarea rapidă a rampei), închiderea IMV-ului nu este suficientă pentru a se atinge repede noul consemn de presiune definit de calculator. Sistemul utilizează injectoarele pentru descărcarea rampei. Acest mod de funcționare se bazează pe timpii de răspuns ai injectoarelor. Pentru a descărca circuitul de înaltă presiune. Fără a risca introducerea de carburant în cilindrii, trebuie să se alimenteze bobina cu impulsuri de curent suficient de lungiu pentru a deschide supapa de control și astfel să se puna în comunicație directă rampa cu circuitul de retur al injectorului, dar suficient de scurte pentru a evita ca acul injectorului să se ridice și să provoace astfel introducerea de carburant în camera de ardere. Acest mod de funcționare nu este posibil decât dacă se stăpânesc perfect timpii de răspuns al injectoarelor, adică timpii cuprinși între debutul alimentării electrovanei și momentul când acul injectorului se ridică. Acest tip este evident diferit pentru fiecare injector pentru că el depinde de caracteristicile inițiale ale injectorului (C2l) și de starea de uzura a injectorului (adaptări). Este deci indispensabilă cunoașterea cu precizie a caracteristicilor inițiale și a deviațiilor de funcționare ale fiecarui injector.
Atenție!
Acest tip de injector nu necesită tratare.
Pentru curațarea injectorului este absolut interzisă utilizarea:
unei perii metalice;
unui element abraziv;
ultrasunetelor.
Atenție!
Acest tip de injector nu necesită tratare.
Pentru curațarea injectorului este absolut interzisă utilizarea:
unei perii metalice;
unui element abraziv;
ultrasunetelor.
Calibrarea Individuală a Injectoarelor (c2l)
Pe fiecare port-injector este înscris un cod din 16 caractere alfanumerice (ex: 46AC644A769273). Acest cod corespunde debitului injectorului măsurat pe bancul de control la diferite presiuni. Acest cod trebuie să fie memorat de calculatorul de injecție. Scopul este de a ajusta timpul de comandă al fiecărui injector pentru a injecta o anumită cantitate de combustibil în cilindru.
Figura 79 – Calibrarea Individuală a Injectoarelor(c2l)
Injectoarele sunt piese de foarte mare precizie. Ele sunt capabile să injecteze debite variind de la 0,5 la 100 mg/cp la o presiune cuprinsă între 150 și 1600 de bari. Precizia cerută necesită toleranțe de fabricație extrem de mici (câțiva microni) la nivelul diametrelor jicloarelor și a jocului funcțional dintre diferitele piese aflate în mișcare. Totuși, datorită toleranțelor de fabricare, pierderilor de sarcină, frecărilor mecanice între piesele aflate în mișcare, efortul magnetic de ridicare a valvei variază de la un injector la altul, ceea ce face ca diferențele de debit să poată atinge valori de 5 mg/cp. Mai clar, dacă aplicăm aceeași valoare a pulsului de curent la doua injectoare, se poate obține o diferență de 5mg/cp.
REMARCĂ:
Poziția fiecărui injector trebuie reparată înaintea demontării sale în raport cu cilindrii motorului. În cazul înlocuirii unui injector, noul cod trebuie memorat în calculator cu ajutorul dispozitivului de diagnosticare.
4.10.CIRCUITUL DE RETUR
Circuitul de retur are doua funcții principale:
recuperarea motorinei de la pompa și dirijarea sa către rezervor;
recuperarea motorinei de la injector; această funcție este asistată prin prezenta unui tub Venturi pentru a crea o depresiune în conducta de retur de joasă presiune.
4.11.CALCULATORUL DE INJECȚIE
Calculatorul «DELPHI» este un calculator reprogramabil figura 81.
El permite:
scrierea codului specific al fiecărui injector (C2l) și asocierea la un cilindru;
în cazul înlocuirii sale, transferarea datelor (cum ar fi corecțiile adaptative și codurile C2l) la calculatorul nou.
Figura 80 – Calculator injecție (UCE)
REMARCĂ:
Dacă transferul de date este imposibil, trebuiesc introduse manual codurile injectoarelor și efectuarea unui test de drum pentru a învăța corectiile adaptative ale fiecarui injector calculatorul de injecție.
4.12.STRATEGIILE DE CONTROL
Strategia presiunii
Controlul presiunii se compune din două module principale:
primul determină valoarea cererii de presiune în rampă în funcție de conditiile de funcționare ale motorului;
al doilea este pilotarea IMV pentru ca presiunea din rampă să atingă consemnul.
Cererea de presiune
Cererea de presiune este determinată în funcție de turația și sarcina motorului.
Obiectivul este de a adapta presiunea de inerție la nevoile motorului:
când turația și sarcina sunt ridicate, gradul de turbulență este foarte important și se poate injecta carburantul cu o foarte mare presiune cu scopul de a optimiza arderea;
la sarcini mici sau turații joase, umplerea și coeficientul de turbulență sunt scazuți; dacă presiune de injecție este prea ridicată, penetrarea jetului este prea importantă și o parte a carburantului este proiectată direct pe pereții cilindrului, ceea ce provoacă formarea fumului, a hidrocarburilor nearse și poate să ducă chiar la distrugerea pistonului.
Cererea de presiune este corectată în funcție de temperatura aerului, temperatura apei și de presiunea atmosferică pentru a lua în calcul creșterea întârzierii la autoaprindere provocată de un rulaj la altitudine sau de o funcționare la rece. O cerere de presiune specifică este necesară pentru a putea obține debitul de suprasarcină cerut la pornire. Această cerere este determinată în funcție de debitul injectat și de temperatura apei. Cererea de presiune este limitată în funcție de temperatura carburantului. Într-adevar, nu toată motorina comprimată de pompa de IP este injectată în motor. O parte a motorinei comprimate este trimisă către rezervor prin circuitul de retur. Descărcarea motorinei de la presiunea din rampă la presiunea atmosferică provoacă o creștere de căldura importantă în rezervorul de carburant.
Controlul presiunii
Controlul presiunii din rampă este realizat prin reglarea în bucla închisă a actuatorului de debit. O cartogramă – numită buclă deschisă – determină curentul de comandă al actuatorului de JP pentru a obține debitul cerut de calculator.
Bucla închisă vine să corecteze valoarea curentului în funcție de diferența între cerere și presiunea efectivă măsurată de captorul de presiune:
când presiunea este inferioară cererii, curentul este diminuat pentru ca debitul trimis pompei IP să fie mai mare;
când presiunea este superioară cererii, curentul crește astfel ca debitul trimis pompei de IP să scadă.
Controlul injecției
Această strategie este utilizată pentru a determina caracteristicile impulsului de curent trimis bobinelor injectoarelor.
Strategia constă în:
calcularea cererii de avans;
calcularea cererii de debit;
traducerea acestor date în valori care pot fi interpretate pentru comanda injectoarelor:
-un dinte de referință al volantului,
-timpul între acest dinte si debutul impulsului curent,
-durata impulsului.
CAPITOLUL V
INJECȚIA CU COMANDĂ ELECTRONICĂ LA MOTOARELE DIESEL ALTE VARIANTE
După cum s-a prevăzut în trecut, introducerea în circulație a motoarelor Diesel a crescut în procent de peste 40% pe piața europeană și este usor de anticipat creșterea în următorii ani cu aproximativ 50%. Acest mare succes se datorează tehnologiei avantajoase din anii 90 care inovează sistemul de distribuție a combustibilului, cunoscut sub numele de "common rail" și a pompei-injector, care au dus la îmbunătățirea potențialului motorului cu injecție directă, oferind o reducere a consumului de motorină și plăcerea de a conduce, totodată garantând controlul ridicat al emisiilor de gaze, izolarea fonică, acestea fiind puctele slabe ale automobilelor cu motoare Diesel. Sunt necesare mari eforturi în cercetare atât în industria constructoare de mațini, cât și în laboratoarele specializate pentru a studia procesul fundamental pe care motoarele Diesel îl implică, în scopul definirii curentelor tehnice și al planului strategic spre nivelul de emisie al gazelor "zero". Implementarea electronicii în sfera sistemului de alimentare a motoarelor Diesel reprezintă în esență suspendarea reglărilor mecanice ale debitului, presiunii de injecție, ale avansului la injecție și realizarea reglajelor procesului de injecție pe baza comenzilor date de o unitate electronică de comandă. În prezent încă mai coexista în fabricație, sisteme de injecție cu elemente mecanice (pompa – injector) la care s-au adaptat o serie de sisteme electronice de comandă și control, alături de o aparatura de injecție în întregime comandată și controlată electronic.
5.1.CONDIȚIILE REGLĂRII IDEALE A ALIMENTĂRII CU COMBUSTIBIL
A MOTOARELOR DIESEL
Optimizarea injecției Diesel se poate realiza pe baza urmatoarelor informații:
poziția pedalei de accelerație;
turația motorului;
sarcina instantanee a motorului – măsurarea presiunii în colectorul de admisie și a presiunii mediului;
influența factorilor de corecție: temperatura lichidului de răcire, temperatura uleiului;
temperatura aerului aspirat și a combustibilului;
temperatura gazelor de evacuare;
poziția unghiulara a arborelui motor în raport cu PMS;
avansul la injecție;
dozajul combustibilului și cantitatea de aer aspirat.
La sistemele mecanice (clasice) de injecție, pot fi obținute și utilizate numai o parte din aceste informații, așa cum se prezintă în figura 81. În cazul construcțiilor de tranziție ale echipamentelor de injecție, care utilizează elemente mecanice de pompare și injectoare mecanice, unitatea electronică de comandă a injecției preia și prelucrează semnalele provenite de la senzori, iar semnalele de ieșire sunt convertite în acționări mecanice pentru comandă și reglarea injecției, prin diverse sisteme de poziționare, așa cum se prezinta în figura 82. Prin urmare, elementele principale ale reglării electronice în acest caz sunt senzorii, ECU și dispozitivele de reglaj. Pentru exemplificarea unui astfel de sistem, este prezentata în figura 83 schema generală de comandă electronică a injecției utilizată la firma VW.
Figura 81 – Informațiile obținute la sistemele mecanice
Figura 82 – Schema de comandă a injecției
Figura 83 – Schema injecției utilizată de VW
Părțile componente ale schemei de mai sus sunt:
1 – senzor de poziție a pedalei de accelerație; 2 – senzor de turație; 3 – injector (cu senzor de poziție a acului); 4 – senzor de presiune a aerului de admisie; 5 – senzor de temperatură; 6 – releu pentru lagărele hidraulice la turbine de supraalimentare; 7 – motor hidroelectric; 8 – senzor de temperatură a combustibilului; 9 – potențiometrul doatorului; 10 – servomotor de oprire; ll – ventil de oprire; 12 – opritor al sistemului de avans; 13 – releu de alimentare; 14 – senzor al temperaturii lichidului de răcire; 15 – climatizor; 16 – senzor de viteză; 17 – întrerupător lampă stop; 18 – întrerupător GRA a lămpii stop; 19 – contactor la arborele motor; 20 – barometru; 21 – releu de pornire; 22 – ventil cu 2 căi; 23 – priza de diagnosticare; 24 – bujii incandescente.
5.2.SISTEME DE INJECȚIE ELECTRONICE
Satisfacerea reglementărilor severe referitoare la reducerea noxelor și a zgomotelor la motoarele Diesel, este posibilă numai prin utilizarea echipamentelor de injecție Diesel electronice, care pot realiza dezvolta presiuni mari, un control strict al cantității injectate în funcție de sarcină și turațtia motorului, controlul fin al presiunii de injecție și flexibilitatea avansului la injecție. Creșterea presiunii de injecție la 120-140 MPa (1200-1400 bar) îmbunătățește hotărâtor procesul de omogenizare și de ardere a amestecului în consecință, se reduc emisiile poluante prin scăderea dimensiunii particulelor de combustibil pulverizate în camera de ardere. Injecția de mare presiune s-a dovedit a fi un factor crucial, introducindu-se trei sisteme noi de injecție (Bosch), pentru a satisface cererea vastă și în creștere, sisteme controlate de pompa de distribuție care există deja în producția de serie, sistemul de înaltă presiune common rail și pompa injector. Sistemul de control de ultimă generație se numește EDC (Electronic Diesel Control) și solicită o presiune de până la 2000 bari, care este cuplată de calculatorul ce reglează debitul de combustibil și secventele injecției.
5.2.1.Sistemul de injecție common rail
Vechiul sistem Diesel însemnăa o pompă care avea patru capete de ieșire, pentru fiecare injector câte o conductă, iar în prezent pompa de înaltă presiune are o singură iețire, care se duce într-o rampă. Pompa de înaltă presiune este montată pe motor și este angrenată pe sistemul de distribuție al motorului prin intermediul unei curele de transmisie în cele mai multe cazuri. Această pompă ajunge la o turație maxima de 3000 rot/min, debitând presiuni mari 1350 … 1600 bari și chiar 2000 de bari. Piesele aflate în mișcare se ung cu ajutorul combustibilului care intră și iese din pompa, combustibilului care este pompat către o rampa comună de alimentare a injectoarelor.
Figura 84 – Sistemul de control EDC Common rail
Cerințele optimizării procesului de injecție arătate mai înainte pot fi realizate cu un sistem de injecție cu rampă comună de acumulare (common rail ), exemplificat prin modelul ECD-112, prezentat în figura 85.
Figura 85 – Modelul de injecție cu rampa de acumulare ECD-112
1 – pulverizator (duza); 2 – piston hydraulic; 3 – camera de comandă a pistonului; 4 – supapa unisons; 5 – valvă cu trei căi (TWV); 6 – rampa de acumulare; 7 – senzor de presiune; 8 – supapa de control cu două căi a pompei (PVC); 9 – senzor de control de impulsuri ale pompei; 10 – pompa de injecție de înaltă presiune; 11 – senzor de turație; 12 – senzor de cursă a pistonului din cilindrul 1 al motorului; 13 – senzor de sarcină (pedala de accelerație); 14 – rezervor; 15 – informații adiționale; 16 – comanda supapei cu trei căi.
Reperele funcționale ale acestui sistem sunt prezentate în cele ce urmează: sistemul cuprinde o pompă de injecție de înaltă presiune, rampa comună de acumulare (acumulator), injectoare, ECU și senzori. Presiunea în acumulator este menținută în permanență la o valoare cerută de motor, prin reglarea cantității de combustibil livrate de pompa de înaltă presiune cu ajutorul supapei de control a pompei (8). Presiunea din acumulator este detectată de un senzor (7), instalat în acumulator. Controlul presiunii fiind de tip feed-back este necesar pentru ca presiunea din acumulator să coincidă cu setul de valori optime în concordanță cu turația și sarcina motorului.Această presiune din acumulator este aplicată camerei de presiune a pulverizatorului și camerei de comandă a pistonului (3), legate de acid injectorului. Cotrolul cantității și a timpului de injecție se face de către acul injectorului, care este deschis sau închis de pistonul hidraulic. Acul injectorului, la rândul său, este controlat prin presiunea din camera de comandă (3), care este aplicată sau nu, printr-o supapă cu trei cai (5). Combustibilul aflat la presiune ridicată este evacuat parțial în afara camerei (3) când ventilul cu trei căi – TWN – este activat, acul injectorului ridicându-se datorită presiunii mari din camera de presiune pulverizatorului, moment în care începe injecția. Când TWN (5) este dezactivat, presiunea se aplică camerei de comandă a pistonului hidraulic (3) pentru a coborâ acul, ceea ce duce la oprirea injecției. Pe această cale, timpul de injecție este comandat electronic prin temporizarea activării triplei valve TWV (5) și implicit se controlează astfel și cantitatea de combustibil injectat, prin durata de activare a TWV.
a.Controlul presiunii de injectie
Presiunea de injecție sau presiunea din acumulator este reglată prin modificarea cantității de combustibil refulată de pompa de injecție de înaltă presiune (10) ca raspuns feed-back la semnalele senzorului de presiune (7). Compensarea feed-back se obține ca urmare a diferenței între presiunea țintă impusă "ținta" (impusă) și presiunea prezentă în acumulator, semnalizată prin senzorul de presiune (7). Apoi valoarea de comandă a presiunii este obținută din compensarea feed-back și timpul de bază de activare. În final, impulsurile sunt transmise supapei pompei (8) – PVC, după timpul inițiat de detectarea semnalelor de la senzorul de cursa (12).
b.Pornirea motorului
La pornirea motorului este realizat un algoritm diferit, deoarece mai întâi trebuie generată o presiune care va fi utilizată ca bază de operații în sistem. Algoritmul este utilizat în perioada de timp în care semnalele de la senzorul de cursa (12) nu pot fi citite datorită turației reduse a arborelui motor. În această perioadă de pornire, combustibilul este livrat de către pompa de injecție la presiunea maximă care poate fi atinsă de pompă, indiferent de turația motorului. Timpul de alimentare cu combustibil de la pompa de injecție este sincronizat cu injecția și acolo nu apare supraalimentare sau subalimentare cu combustibil, și astfel presiunea din acumulator rămâne constantă.
c.Pompa de injecție (de alimentare)
Funcțiile pompei de injecție sunt controlate de presiunea din acumulator și de controlul cantității de combustibil livrat. Supapa 8 (PVC) este deschisă când pistonașul coboară, și combustibilul la presiune joasă este admis în pompa de injecție (deasupra pistonașului pompei, în camera pistonașului). Când pistonașul se ridică, combustibilul este întors în conducta de combustibil, dacă PVC este deschis, fără a se realiza o creștere de presiune. Data PVC este închis, calea de întoarcere este blocată și presiunea în camera pistonașului crește, combustibilul fiind livrat acumulatorului prin supapa de refulare. În această situație volumul cursei efectuate de pistonaș după închiderea PVC este chiar cantitatea de combustibil livrat. Livrarea, deci și presiunea din acumulator sunt controlate prin reglarea timpului de start al activării PVC și astfel presiunea de 100 MPa din acumulator poate fi stabilită chiar și pentru o turație de 500 rot/min..
Figura 86 – Pompa de injecție de înaltă presine
utilizată la sistemul common rail
d.Pornirea motorului
La pornirea motorului presiunea din acumulator trebuie să atingă rapid valoarea presiunii de deschidere a acului injectorului. Presiunea de deschidere a pulverizatorului este de 20 MPa, așadar presiunea din acumulator va trebui să depășească cu 3 doze de pompă, presiunea de deschidere a pulverizatorului. Presiunea din acumulator atinge valoarea de deschidere de 20 MPa în 0,5 secunde, făcând posibilă injecția. Turația de rulanți este atinsă de motor în 0,6 secunde, ceea ce reprezintă o bună caracteristică de pornire a motorului.
e.Controlul cantității de combustibil
ECU calculează cantitatea optimă a combustibilul de injectat, pe baza regimului de funcționare a motorului, în funcție de datele transmise de senzori, iar cantitatea injectată este controlată prin comanda unei plaje de impulsuri către TWV montată pe injector. În calculul cantității de injecție (debitul pe ciclu), atât debitul de bază (Qbaza – determinat de turație sș poziția clapetei de accelerație) cât și debitul maxim permis (Qmax – determinat de turație, variația presiunii și temperaturii aerului admis), sunt comparate și cea mai mică valoare este aleasă pentru fiecare dintre ele pentru a obține debitul maxim ( Qoptim ) sau debitul "țintă’’. Ambele valori Qb și Qmax pot fi programate ca un model flexlbil, valorificand avantajele controlului electronic ECD-U2. Cantitatea de combustibil injectat este obținută în sistemul U2 care este un sistem perfect de măsurare "timp-presiune".
f.Comanda injectorului
În momentul în care este transmis impulsul de comandă de la ECU la TWV, combustibilul de ânaltă presiune din camera de comanda din injector (3) se intoarce prin retur la rezervorul de combustibil. În acest moment presiunea sub TWV este rapid redusă (față de acumulator) la presiunea atmosferică, însă presiunea din camera de comandă, de sub supapa unisens (4) este redusă treptat (gradual) în funcție de diametrul orificiului unisens ("drosel"). Datorită efectului orificului droselului (4), acul injectorului, legat de pistonul hidraulic, se ridică treptat, obținându-se astfel așa-numită rata de injecție de formă "delta". TWV revine la poziția inițială și presiunea acumulatorului este aplicată camerei de comandă a pistonului hidraulic (3), când TWV este dezactivată. Orificiul unisens (4) nu lucrează în sensul creșterii presiunii. Astfel pulverizatorul este închis rapid și se obține o întrerupere bruscă a injecției. Sfârșitul injecției este modificată prin creșterea sau micșorarea timpului de comandă, iar cantitatea injectată este controlată prin reglarea perioadei de injecție.
g.Performanța controlului cantității de combustibil
Sistemul ECD-U2 poate măsura cu mare precizie combustibilul, chiar pentru cantități mici injectate, lmm3 sau mai puțin, deoarece și o mică ridicare a acului injectorului poate fi precis controlată datorită răspunsului rapid al distribuitorului cu 3 căi TWV și al modului de operare restrictiv al orificiului unisens (4). În plus, în cele din urmă, caracteristica de bună manevrabilitate (guvernare) este asigurată pe toată gama de regimuri de funcționare ale motorului. Sistemul ECD-U2 este un sistem perfect contralat electronic, pe baza măsurării "presiune-timp", ceea ce realizează un control ideal al cantității de combustibil injectate, realmente cerută de regimul respectiv de funcționare al motorului.
Prin acest sistem nu mai apar neajunsurile care sunt inerente la sistemele de injecție conventionale:
control ineficient la turații mici datorită capacității reduse de control a elementelor de comandă ;
cursa acului greu de controlat sau de necontrolat, datorită propagării presiunii în sistemul de injecție.
h.Controlul programării în timp a injecției
Coordonarea în timp a injecției este realizată independent, prin coordonarea momentului de deschidere a TWV. Cel mai bun control al programării poate fi atins prin simpla schimbare a momentului deschiderii TWV, care este independentă de rata de injecție și de cantitate. Aceasta este una din caracteristicile superioare ale sistemului ECD-U2 care realizează adaptarea optimă la cerințele tot mai severe de reducere a fumului și al consumului de combustibil.
i.Controlul ratei de injecție
Controlul ratei de injecție este foarte eficient în obținerea economiei de combustibil și reducerea fumului, și a zgomotului în același timp. Presiunea din camera de comandă a pistonașului hidraulic (3), poate fi redusă restrictiv prin orificiul unisens (4) . În acest caz , ridicarea initială a acului pulverizatorului este oprită și se obține o rată de injecție care crește gradual împreună cu o tăiere bruscă a injecției , în final (forma "delta"). Injecția "pilot" (inițială) se poate obține printr-o plajă îngustăa de impulsuri asupra TWV înainte de injecția principală, ceea ce înseamnă că supapa TWV este acționată de două ori pentru fiecare injecție. ECD-U2 este un sistem care este caracterizat printr-o mare flexibilitate a managementului injecției, fără scăderea performanțelor de bază ale motorului, care are în componență pompa de injecție (alimentare) de înaltă presiune, având funcții de control a presiunii, cu injectoare care au funcții de control a ratei injecției, acumulator hidraulic, ECU și senzori. Numai printr-un astfel de management al procesului de injecție motoarele Diesel pot satisface normele severe privind emisiile poluante, cerințele de maniabilitate, economie de combustibil și silențiozitate. Delphi este lider în industria constructoare a injecției asistate electronic, fiind implicate activ în dezvoltarea avansată a tehnologiei Diesel, în scopul realizării injecției ce îndeplinește cu strictețe condiția emisiilor de gaze poluante reducând consumul de combustibil și sporind performanța. Experiența pe arii extinse în ceea ce privește tehnologia injecției de înaltă presiune a ajutat uzina Delphi în dezvoltarea mai multor modele inovatoare și controlarea strategiei privind întâmpinarea promptă a așteptărilor clienților, legate de raportul preț-calitate, sistemul performant de injecție ce asigură fiabilitate pe toată durata de funcționare, ajutând totodată la reducerea emisiei de noxe, dar și la asigurarea unei performanțe îndelungate, și o funcționare silențioasă. Motorul Diesel cu injecție common rail (DCR) conține un sistem de injecție ce cuprinde modele cu presiuni de până la 1800 bar. Este utilizat un injector având o formă unică – solenoidală – creat pentru optimizarea consumului, a mărimii pulberilor de combustibil și performanței. Sistemul common rail „Multec" este extrem de inovator, furnizând cea mai scăzută cantitate de combustibili celui mai mic injector, și ca urmare a strategiilor îndeaproape studiate, asigură cantitatea exactă de combustibil. ,,Multec" DCR depășește cerințele euro IV prin optimizarea de drept a emisiei de gaze și a comportamentului injecției. Acest sistem poate realiza până la cinci injecții pe ciclu, permițând o flexibilitate ridicată în ceea ce privește consumul.
Sistemul „Multec" DCR este disponibil în forma:
a.tubulară;
b.sferica – aceasta favorizând obținerea unor dimensiuni scăzute ale motorului .
Până în anul 2005 a fost utilizat în producție sistemul DCR cu presiuni de 1600 bar, iar apoi a fost introdus cel de până la 1800 bar – care este și cel mai performant la ora actuală.
Figura 87 – DCR cu formă sferică 1800 bar
Figura 88 – DCR de formă tubulară 1600 bar
a.Avantajele injectoarelor:
injectorele sunt deschise cu ajutorul unei supape solenoidale la o tensiune de alimentare de 12V;
injectorul are un diametru de doar 17 mm;
este posibilă realizarea injecțiilor multiple pe ciclu;
performanța este susținută prin caracteristicile fiecărui injector privit ca individualitate;
DCR nu necesită o supapă de înaltă presiune care să descarce această presiune dinspre injecție pe injector.
b.Pompa de înaltă presiune:
atinge presiuni de până la 1800 bar;
cuprinde o supapă de măsurare, un limitator de presiune, un senzor de temperatură și un senzor de transfer.
c.Injecția:
este disponibilă în formă tubulară și sferică;
cele cinci injecții sunt acționate hidraulic (prin impuls electric), realizându-se astfel o precizie optimă.
d.Filtrul de combustibil:
este validat pentru folosirea acestuia pe sistemul DCR.
e.Unitatea de control (ECU):
conține un procesor de 32 bit;
este realizat conform standardelor euro IV;
permite utilizarea opțiunii de pilot automat, motorul accelerând sau decelerând în funcție de condițiile de drum, fără intervenția conducătorului auto aupra pedalei de accelerație.
5.2.2.Sistemul de injecțtie common rail cu injectoare piezo-electrice
Injectoarele piezo în linie reprezintă indubitabil cea mai importantă inovație a noului sistem common rail. Cristalele piezo excitabile electric îndeplinesc funcția de declanșare a injectoarelor. De îndată ce se aplica tensiune pe cristale, acestea se contractă și, asistate de un element hidraulic, declanțează în mod mecanic deschiderea acului injectorului.
Figura 89 – Injectorul piezo-electric
Injectoarele piezo oferă avantaje multiple în comparație cu electrovalvele convenționale. Masele aplicate pentru deplasarea acelor injectoarelor, de exemplu, pot fi micșorate cu nu mai puțin de 75%, de la șaisprezece la patru grame, în fiecare caz. Aceasta permite cantități injectate considerabil mai mici și controlate cu precizie. Concomitent, tehnologia piezo permite o viteză mai mare a acului injectorului, cu o valoare de 1,3 metri pe secundă, sistemul cu injectoare piezo oferă un răspuns de două ori mai rapid față de alte injectoare common rail. Numărul proceselor de injecție pe ciclul de combustie poate varia astfel aproape după preferințe. În cazul motorului 3,0 V6, echipa de proiectare Audi TDI a hotărât să includă până la patru injecții. În intervalul de turație redusă al motorului există o injecție dublă, pe lângă injecția principală și o singură pre-injecție în intervalul de mijloc. Această strategie produce un proces de combustie mai silențios, ale cărui beneficii se regăsesc în mod evident în comportamentul acustic al motorului. Motorul 3,0 TDI a devenit încă o dată semnificativ mai puțin zgomotos și mai lin în funcționare, chiar și în comparație cu ilustrul său predecesor, reprezentand fără îndoială standardul în clasa sa, în această privință.
Figura 90 – Sistemul common rail
cu injectoare piezo-electrice (AUDI)
Combustibilul este injectat direct în camera de combustie prin cele opt orificii de pulverizare. Acestea joacă și ele un rol major în realizarea unui proces de combustie extrem de eficient, îmbunătățind astfel calitatea emisiilor, prin distribuția omogenă a combustibilului în camera de combustie.
5.3.POMPA DE INJECȚIE ASISTATĂ ELECTRONIC (VP-44)
Injecția este controlată printr-o supapă solenoidală electrică – ce se află pe distribuitorul pompei de injecție, astfel încât permite un grad mare de flexibilitate în privința înregistrării consumului și a variabilității pornirii injecției. Acest sistem mai conține un calculator ECU montat în partea superioară a pompei și folosește alte tehnici – hibrid.
Pompa, în afară de exploatarea mecanică la care este supusă datorită condițiilor dure de rulare a vehiculului, mai trebuie să îndeplinească și următoarele:
verificarea semnalului ECU de la senzorul de rotație;
verificarea supapei de înaltă presiune și a dispozitivului de măsurare a timpului.
Parametrii de funcționare ai motorului sunt stocați de calculatorul ECU al pompei care nu țin cont doar de datele setate pentru diferitele aplicații și de caracteristicile variabile ale motorului, dar are și posibilitatea recepționării semnalelor dinspre calculator, pentru verificarea concordonatelor cu cifrele admisibile. Presiunea combustibilului este generată în camera de înaltă presiune (pompa de alimentare cu pistonul axial împinge combustibilul cu ajutorul unui dispozitiv port-role, care angrenează o flanșă cu came, și care mai departe, transmite o mișcare axial a pistonului pompei, asigurându-i revenirea cu ajutorul unui resort), deschizând supapa de refulare a presiunii (ventil) și combustibilul este împins prin conductele de înaltă presiune, către injector. Presiunea injecției la ieșire este de 1400 bar. Excesul de combustibil este redirecționat către rezervor printr-o linie de retur. Dacă supapa solenoidala de înaltă presiune ar ceda, sistemul de injecție s-ar opri. Acest lucru previne oprirea "necontrolată" a motorului.
Figura 91 – Pompa de injecție controlată electric
cu supapa solenoidala de înaltă presiune (VP- 44)
5.4.SISTEMUL DE INJECȚIE POMPA-INJECTOR (UIS, UPS)
Sistemul pompa-injector a fost folosit în formă sa de bază, pe motoare Diesel mari cu injecție directă. Ultimele descoperiri în domeniu în ceea ce privește sistemele de controlare electronică a motorului arata că sistemul a fost redefinit pentru utilizarea lui pe motoarele autoturismelor și autoutilitarelor, cum ar fi VW, Audi și Land Rover printre constructorii ce au vândut motoare echipate cu acest sistem. Așa cum se înțelege din denumire, "pompa-injector", ea constă dintr-o pompa de injecție a combustibilului combinată cu un injector. Fiecare cilindru al motorului este prevăzut cu o pompă-injector, care îndepărtează necesitatea utilizării unei pompe de înaltă presiune, și a unei linii de înaltă presiune (cazul common rail). Pompele-injector sunt antrenate de arborele cu came al motorului și pot genera presiuni extrem de înalte (până la 2000 bar pe anumite sisteme). Pompa-injector este montată în chiulasă, deasupra capului cilindrului, și este alimentată printr-o conductă de combustibil montată, de asemenea, deasupra capului cilindrului. Fiecare pompă-injector este controlată individual prin semnalele transmise de către vehicul la unitatea electronică de control (ECU). Pompa-injector este asistată electromagnetic. Supapele de limitare a presiunii, mențin constantă presiunea de combustibil la alimentare și la refulare. Datorită presiunii injecției extrem de ridicate, combustibilul devine foarte încins la refulare și astfel, este utilizat un sistem de răcire-pentru a răci acest combustibil – înainte de a ajunge înapoi în rezervor. În afară de efectul evident al siguranței, dacă combustibilul nu este răcit, temperatura acestuia când va ajunge în rezervor va crește, și astfel, și combustibilul ce alimentează injectoarele va avea temperaturi ridicate. În condițiile unei presiuni de injecție foarte mari, combustibilul fierbinte va reduce debitul pe injectoare; deși computerul de motor ECU poate compensa într-o anumită măsură variațiile de temperatură ale combustibilului, sistemul de răcire este cel care realizează arderea superioară și, de aici, și o eficacitate îmbunătățită a motorului .
Figura 92 – Sistemul de injecție pompa – injector (UIS)
1 – arbore cu came; 2 – rola culbutorului; 3 -culbutor; 4 – axul culbutorului;
5 – sistem de reglare; 6 – pompa injector; 7 – linie de retur a combustibilului;
8 – conductor de alimentare; 9 -bujie incandescentă; 10 – chiulasa.
Constructorul german Volkswagen furnizează celebrele TDI-uri (titulatura completă fiind TDI-PD, adică injecție turbodiesel pompa-diuza) și le montează și pe alte mărci ale grupului, printre care Audi, Seat și Skoda. În corpul injectorului este inclusă și o pompă, deci nu mai există pompa de injecție de înaltă presiune. Există o pompă de alimentare ce furnizează o presiune intermediară către aceste injectoare-pompa, injectorul recăpătându-și rolul mai vechi de corp comun cu pompa. Este o soluție performanță, deoarece este mult mai ușor să fie compresate două miligrame de combustibil, cât sunt necesare la o injecție la 2.000 de bari, față de 100 de mililitri sau chiar mai mult la modelele common-rail.
Figura 93 – Schema hidraulică a sistemului pompă-injector
Sistemul pompă-injector (UPS)
Acest sistem este amplasat pe fiecare cilindru al unui motor, și cuprinde o pompă de înaltă presiune și supape solenoidale integrate o conductă de înaltă presiune, un fitting de presiune, și un sistem convențional alcătuit dintr-un injector și un braț de susținere a acestuia.
Avantajele sistemului UPS sunt următoarele:
presiuni ridicate de până la 2100 bar;
lipsa necesității de schimbări în privința design-ului, dacă se transforma un sistem de injecție cu rampa comună într-un sistem cu pompa de distribuție UPS;
este ușor de înlocuit în atelierele specializate, întrucât pur și simplu se schimbă pompa.
Figura 94 – Sistemul pompă-injector UPS
Funcționarea injectorului
Forțele necesare pentru a deschide și a închide acul duzei nu pot fi generate doar de supapa solenoidala în sine. De aceea, acul duzei este indirect antrenat de un sistem hidraulic de amplificare a forței.
1.Injector închis
Când supapa solenoidala este închisă, volumul complet al camerei și al injecției se afla la aceeași presiune. Acul duzei este forțat de la locul lui printr-un arc.
Figura 95 – Acul duzei
2.Începutul injecției
Când supapa solenoidală se deschide, combustibilul circulă printr-un canal până la acul duzei și se întoarce. Conducta de alimentare împiedica egalizarea completă a presiunii, și astfel scade presiunea din canal. Excesul de presiune din camera de volum învinge forța arcului și ridică duza astfel încât să poată începe injecția.
3.Sfârșitul injecției
Supapa solenoidal nemaifiind antrenată, închide circuitul combustibilului la retur. Duza se închide și injecția se oprește.
5.5.ECU (ENGINE CONTROL UNIT)
Dezvoltarea foarte rapidă a tehnologiei în ultimele 2 decenii s-a reflectat bineînțeles și asupra industriei de automobile, aceasta beneficiind foarte mult de noile tehnologii dar, de fapt, cel mai mult beneficiind utilizatorul automobilelor. Putem observa la automobilele noi motoare foarte performanțe, consumuri scăzute, ușurință în conducere și siguranță crescută. În prezent automobilele moderne au sisteme electronice de gestiune al motorului, indiferent dace motorul are sistem de alimentare cu carburator central monopunct, multipunct sau injecție directă cu tehnologie common rail cu controlul electronic al presiunii din injectoare. Cea mai mare dezvoltare a avut-o bineînțeles ECU (engine control unit). Acest device constă în unul sau mai multe microcomputere care gestionează reglajele motorului. Microcomputer-ul executa programele care sunt stocate în Memory (Eprom/Flash) device. ECU este responsabil de întregul management al motorului și controlează, verifică și ajustează toate funcțiile importante ale mașinii (motorului). Toate acestea se întâmplă cu luarea în considerare a condițiilor de lucru a motorului cumulate cu turația și variabilele de mediu (temperatura exterioară, densitatea aerului, temperatura motorului, (…). Acestea sunt posibile datorită multitudinii de senzori cu care este dotată mașina, senzori ce măsoară presiunea, temperatura, turația, viteza și cantitatea de aer ce intră în motor cu o foarte mare precizie.
Figura 96 – Calculatorul motorului (ECU)
Computerul motorului este montat în camera de rezonanță, în partea stângă-față, și conține trei conectori electrici, ce realizează 128 de funcții și primește semnale cu ajutorul senzorilor, semnale cu privire la procesele din afară. Injectoarele, supapa de înregistrare a combustibilului și presiunii, sunt de asemenea controlate prin PCM. ECU citește valorile memorate în Memory device prin intermediul unor hărți predefinite pentru injecție, aprindere, presiunea din turbine, coeficientul lambda. Astfel este posibil ca tot timpul să fie cele mai bune valori pentru momentul aprinderii și cantitatea optimă de combustibil cu o corectă presume în turbina, acestea fiind citite în permaneta din hărțile predefinite și corelate cu valorile senzorilor.
Figura 97 – Senzori de temperatură, presiune, turație,
viteza și senzori ce măsoară cantitatea de aer
5.6.COMPONENȚA ELECTRICĂ A ECHIPAMENTULUI DE INJECȚIE
1 – injectoare piezoelectrice; 2 – bujii incandescente; 3 – întrerupător de inerție; 4 – regulator de presiune a combustibilului; 5 – releu de timp bujii incandescente; 6 – electrovalva EGR; 7 – comanda aer condiționat; 8 – reostat cu 4 funcții; 9 – detector poziție pedala accelerație; 10 – senzor de presiune; 11 – detector de poziție a axelor cu came; 12 – senzor RPM; 13 – senzor de presiune turbo; 14 – debitmetru de aer cu senzor de temperatură; 15 – senzor de temperatură a combustibilului; 16 – senzor temperatură motor; l7 – întrerupător pedală frână; l8 – întrerupător pedală ambreiaj; 19 – calculator motor ECU.
Figura 98 – Componentele electrice ale echipamentului
de injecție (modelul Alfa Romeo 154)
5.7.EVOLUȚIA SISTEMELOR DIESEL DUPĂ ANUL 1990
Sisteme Diesel Mărci utilizatoare
5.8.EVOLUȚIA ÎN TIMP A SISTEMULUI DE INJECȚIE LA DIESEL
Figura 99 – Sistemul de injecție la Diesel
VP – pompă de injecție mecanică;
VP (34,37,44) – pompă de injecție controlată electronic;
UI – pompa injector;
CR – common rail.
5.9.INSTALAȚIE DE CURĂȚAT SISTEME DE INJECȚIE
Două pompe separate cu regulator de debit
Manometru pentru controlul presiunii ridicate (0-7 bar)
Manometru pentru controlul presiunii scăzute (0-2 bar)
Sistem de control al duratei unui ciclu
Regulator de presiune pentru circuit
Sistem de avertizare sonoră pentru: încheierea unui ciclu, presiune insuficientă, nivel ridicat al presiunii, deconectarea accidentală a furtunelor
Kit de 22 de adaptori pentru conectarea la sistemele de injecție
Alimentare de la acumulatorul autovehiculului
Rezervoare de 2 l pentru agentul de curățare
Tensiune de luru: 12 Vcc
Putere: 0,192 Kw
Dimensiuni: 500 x 380 x 950 mm
Masă: 34 kg
Aplicații: Curățarea sistemelor de injecție pentru motoare pe benzină și Diesel.
Avantaje: Îmbunătățește capacitatea de pulverizare a carburantului și de pornire a motorului la temperaturi scăzute; reducere consumul și gazele de eșapament; prelungește durata de viață a injectorului; compatibil cu sisteme electronice diesel TDI, CDI, CHI, HDI etc..
Figura 100 – Instalație de curățat sisteme de injecție
CAPITOLUL VI
CALCULUL UNUI ATELIER DE REPARAȚII PREVENTIVE PENTRU 130 DE AUTOVEHICULE LOGAN MCV DESTINATE DIVIZIEI MEDICALE BGS
6.1.INTRODUCERE
6.1.1.Caracteristicile mentenanței automobilelor
Menținerea și restabilirea periodică a capacității de funcționare a automobilelor la nivelul calitativ impus de cerințele actuale, nu se pot realiza fără cunoașterea cauzelor care provoacă defecțiunile și avariile. În rândul acestor cauze, ponderea principală o dețin procesele de uzare, corodare, îmbătrânire, obosire, deteriorare mecanică etc.
6.2.INTERVENȚII TEHNICE
Pentru prevenirea defecțiunilor tehnice, refacerea periodică a capacității de lucru și adaptarea automobilului la condiții deosebite de exploatare, se execută o serie de lucrări periodice sau neperiodice, cu caracter preventiv sau corectiv și de complexitate diferită, denumite generic intervenții tehnice.
După caracterul lor, intervențiile tehnice se pot clasifica astfel:
Intervenții tehnice
preventive – întrețineri tehnice – zilnice;
– periodice.
– lucrări de conservare – periodice;
– ocazionale.
corective – reparații – curente;
– mijlocii (generale);
– capitale.
modificări constructive – pentru îmbunătățirea parametrilor de funcționare;
– pentru schimbarea destinației.
6.3.NECESITATEA MENTENANȚEI AUTOMOBILELOR
În automobilele care se exploatează, paralel cu procesele de lucru utile se produc și o serie de procese dăunătoare care influențează negative procesele de lucru utile. Aceste procese dăunătoare determină scăderea nivelului indicilor de exploatare ai automobilelor. Procesele de lucru utile se produc numai în timpul funcționării automobilelor, pe când procesele dăunătoare se produc pe toată durata existenței lui. În rândul proceselor dăunătoare se includ: uzarea și corodarea pieselor, îmbătrânirea materialelor, obosirea metalelor, deformarea și deteriorarea subansamblurilor și altele. Interacțiunea dintre automobile și procesele dăunătoare se poate prezenta sub forma unui sistem de reglare automată cu circuit închis. Procesele dăunătoare modifică mărimile de ieșire ale automobilului cu viteze diferite și, după viteza cu care se produc, pot fi lente, de viteză medie și rapide. În rândul proceselor lente, a căror durată se măsoară în zile, luni și ani, intră uzarea, corodarea, îmbătrânirea, degradarea fluidului pentru ungere și altele. Procesele cu viteză medie de producere, a căror durată se măsoară în minute și ore, sunt provocate de variația condițiilor de exploatare (temperatura mediului ambiant, umiditatea aerului, regimul termic al motorului, declivitățile drumului etc.). Procesele dăunătoare rapide au o durată ce poate fi exprimată în secunde și fracțiuni de secundă. În această categorie sunt incluse vibrațiile, modificarea forțelor de frecare în îmbinările mobile, variația sarcinilor de lucru și altele. Creșterea în timp a acțiunii proceselor dăunătoare determină sporirea numărului de defecțiuni și înrăutățirea stării tehnice a automobilului. Reducerea acțiunii și consecințelor acestor procese este posibilă și necesară și se obține prin intervenții tehnice. Intervențiile tehnice se realizează cu consum suplimentar de muncă și au rolul de a menține automobilul în stare de funcționare normală până la sfârșitul perioadei medii de viață a lui, stabilită după criterii tehnice și economice. În general, la proiectarea și fabricarea automobilelor, se urmărește să se asigure pieselor componente o durată de funcționare cât mai lungă. În ultimul timp, s-au realizat progrese importante în creșterea durabilității automobilelor pe baza modernizării construcției, creșterii preciziei de prelucrare, îmbunătățirii calității suprafețelor, folosirii unor materiale mai rezistente, aplicării unor tratamente termochimice mai eficiente etc.. Datorită acestor progrese importante au apărut automobile care pot să parcurgă 250000-300000 km fără reparații. Tot pe această bază s-au putut reduce considerabil numărul de reparații și volumul de lucrări de întreținere ce se aplică automobilelor pe întreaga lor durată de viață. Cu toate acestea, nu există în prezent automobile sau alte mașini, care să lucreze toată perioada normată de viață, fără să necesite lucrări de întreținere și reparare de un anumit volum. Această situație este impusă, în primul rând, de faptul că, în actuala etapă de dezvoltare a tehnicii, nu se pot realiza mașini ale căror piese componente să aibă durate egale de lucru și să se înlocuiască la aceleași termene.
Dintre factorii care se opun egalizării duratelor de lucru ale pieselor putem aminti:
uzarea neegală a pieselor componente ale automobilelor, ca urmare a condițiilor de lucru diferite în care lucrează;
existența în componența automobilelor a pieselor pasive și active, cu viteze diferite de degradare;
varietatea formelor de frecare și corodare;
folosirea în cadrul îmbinărilor mobile a pieselor executate din materiale diferite, în scopul reducerii pierderilor de putere provocate de frecare;
existența abaterilor de la precizia de prelucrare a pieselor, de la prescripțiile de montaj și de la calitatea materialelor folosite;
imposibilitatea prevenirii complete a dereglărilor, slăbirilor și defecțiunilor accidentale;
influența diferită a condițiilor de exploatare asupra sistemului de degradare a pieselor.
Datorită acestor factori, între duratele de serviciu ale pieselor componente ale automobilului există diferențe foarte mari. După unele date, durata de serviciu a pieselor automobilelor actuale oscilează între 25000 și 450000 km, iar parcursurile dintre reparații ale agregatelor principale se înscriu în limitele 60000-250000 km. Prelucrarea statistică a datelor obținute din urmărirea comportării la durabilitate a unui număr mare de componente ale automobilelor a permis să se constate că 30% din componentele urmărite au o durabilitate mai mică de 50 000 km, 30% lucrează între 50000-100000 km, iar restul au dovedit o durabilitate mai mare decât a motorului sau a întregului automobile. Această inegalitate a duratelor de funcționare ale pieselor și subansamblurilor impune necesitatea înlocuirii la diferite termene a componentelor ajunse la limita de uzare, în cadrul unor intervenții tehnice cu caracter corectiv de complexitate diferită.
În scopul ilustrării necesității reparațiilor de diferite grade, se poate presupune, cu aproximație acceptabilă, că automobilul este compus, în afara cadrului și a altor câteva subansamble, din trei categorii de piese cu durate de lucru diferite, astfel:
piese cu viteză de uzare rapidă și cu durată de folosință redusă, care se înlocuiesc după o perioadă relativ scurtă de timp;
piese cu viteză de uzare mijlocie, care se înlocuiesc după o perioadă de lucru dublă față de cele din prima categorie;
piese cu viteză de uzare lentă, care se înlocuiesc după perioade de funcționare relative lungi.
Prin înlocuirea sau recondiționarea pieselor uzate, refacerea reglajelor și înlăturarea defecțiunilor accidentale, capacitatea de lucru a automobilului este readusă la valoarea nominală și acesta poate să funcționeze o nouă perioadă de timp până la următoarea intervenție.
6.4.ÎNTREȚINEREA TEHNICĂ PREVENTIVĂ
Lucrările de întreținere au un caracter de prevenire a uzurilor anormale și a defecțiunilor tehnice ce pot interveni în timpul exploatării, precum și de asigurare a unui aspect estetic corespunzător circulației pe drumurile publice.
Lucrările de întreținere preventivă la automobile, constau din:
controlul și îngrijirea zilnică (CIZ);
spălarea (S);
revizia tehnică de gradul I (RT-1);
revizia tehnică de gradul II (RT-2);
revizia tehnică sezonieră (RTS).
1.Controlul și îngrijirea zilnică (CIZ) – cuprinde lucrările de pregătire și verificare a stării tehnice generale sau pe agregatele, ansamblurile și subansamblurile componente ale automobilelor, legate în special de siguranța circulației, înainte de plecarea și după sosirea din cursă, precum și în parcurs. Cu această ocazie se execută și lucrările de asigurare a unei stări de curățenie a cabinei automobilelor, a caroseriei lor, a salonului autobuzelor și autoturismelor. Operațiunile din cadrul controlului și îngrijirii zilnice (CIZ) pentru automobilele de producție internă sunt prevăzute în Anexa nr. 4 din Ordinul MTTc nr. 2/1983. Controlul și îngrijirea zilnică, înainte de plecarea și după sosirea din cursă, se execută de regulă de către șoferii autovehiculelor respective în timpul lor normal de lucru, fie în incinta unității, fie la locurile de parcare stabilite în afara unității.
2.Spălarea (S) automobilelor – constă din lucrări care au drept scop menținerea lor în stare de curățenie și facilitarea efectuării celorlalte lucrări de deservire tehnică. După anumite categorii de transport, în cadrul spălării se execută și lucrări de salubrizare și dezinfectare. Operațiunile care se execută cu ocazia spălării sunt prevăzute în Anexa nr. 5 din Ordinul MTTc nr. 2/1983. Spălarea se poate executa manual sau mecanizat, de către spălătorii auto prevăzuți de normativul de personal al întreprinderii.
3.Revizia tehnică de gradul I (RT-1) – constă în verificarea, reglarea, strângerea și ungerea ansamblurilor și subansamblurilor automobilelor în scopul menținerii stării lor tehnice corespunzătoare și prevenirii defecțiunilor tehnice în parcurs. Revizia tehnică de gradul 1 (RT-1) se execută de personal calificat în incinta stațiilor de întreținere auto (SIA) sau a garajelor, la punctele de întreținere din cadrul unităților de transport auto și la autocoloanele exterioare stabilite de către întreprinderea deținătoare de parc auto în măsura asigurării bazei tehnico-materiale necesare. Lucrările din cadrul RT-1 pentru automobilele de producție internă sunt prevăzute în Anexele nr. 6 și 7 din Ordinul MTTc nr. 2/1983. Pentru alte tipuri de automobile se vor utiliza recomandările uzinelor constructoare.
4.Revizia tehnică de gradul II (RT-2) – cuprinde pe lângă lucrările prevăzute la revizia tehnică de gradul I, o serie de lucrări suplimentare, a căror necesitate apare la o periodicitate mai mare. Lucrările din cadrul reviziei de gradul II (RT-2) pentru automobilele de producție internă sunt prevăzute în Anexele nr.9 și 10 din Ordinul MTTc nr. 2/1983. Pentru alte tipuri de automobile se vor utiliza recomandările uzinelor constructoare. Revizia tehnică de gradul II (RT-2) se execută de regulă în incinta stațiilor de întreținere auto (SIA) și a garajelor, de către personal calificat. Întreprinderile de transport auto, precum și celelalte unități deținătoare de parc auto, pot executa revizii tehnice de gradul II și în afara stațiilor de întreținere sau garajelor, cu condiția asigurării bazei tehnico-materiale corespunzătoare, precum și la alte unități specializate.
5.Revizia tehnică sezonieră (RTS) – se execută numai la automobile și constă din operații specifice trecerii de la exploatarea din sezonul de vară la cea de iarnă și invers, sau din operații cu periodicitate mare. Lucrările din cadrul reviziei tehnice sezoniere (RTS) pentru automobilele de producție internă sunt prevăzute în Anexa nr.12 din Ordinul MTTc nr.2/1983 și se efectuează în cadrul unei RT-1 sau RT-2. Pentru alte tipuri de automobile se vor utiliza recomandările uzinelor constructoare. Reviziile tehnice sezoniere se execută de regulă de același personal la aceleași locuri de muncă ca și reviziile tehnice de gradul I sau II odată cu care se execută.
6.Termenele scadente, execuția, recepția și evidența lucrărilor de întreținere preventivă
Evidențierea termenelor scadente pentru executarea reviziilor tehnice de gradul I, gradul II și sezoniere, se face pentru fiecare automobile în parte în “ Fișa activității zilnice“ (FAZ) a acestora. Pentru unitățile de transporturi auto care au organizate autocoloane, fișele activității zilnice ale automobilelor se găsesc la sediul acestora. Evidențierea termenelor scadente pentru efectuarea reviziilor tehnice și înlocuirii uleiului, ca și înscrierea lor în fișele activității zilnice, se face de către impiegatul autocoloanei. Executarea lucrărilor de întreținere a automobilelor, cu excepția lucrărilor de control și îngrijire zilnică și spălare, se face pe bază de foaie de comandă. La unitățile de transport auto la care parcul auto este organizat pe autocoloane, foile de comandă se eliberează de către impiegatul autocoloanei, iar circuitul acestora de la emitere până la înregistrarea lor în contabilitatea unității, se face conform dispozițiilor cu caracter intern. Recepția calitativă a lucrărilor de revizie tehnică se execută de revizorii tehnici împreună cu șoferii automobilelor respective. La autocoloanele fără revizor tehnic, precum și la unitățile care în normativul de personal nu au prevăzută funcția de revizor tehnic, în locul acestuia la recepția lucrărilor de revizie tehnică, va participa maistrul, șeful de garaj, șeful de autocoloană sau o altă persoană competentă numită de conducerea unității. În lipsa șoferului titular comisia se întregește cu un alt șofer numit de conducerea unității. Cazurile de repetare a reparațiilor privind aceeași defecțiune pe parcursul dintre două revizii tehnice vor fi analizate de comisia tehnică a unității, care va stabili cauzele și va propune măsuri în consecință. Procesul de producție al întreținerii tehnice, la mijloacele de transport, se caracterizează prin conținutul și ordinea executării operațiilor la fiecare tip de lucrare în conformitate cu destinația și tipul automobilelor. Procesul de producție, pe tip de lucrare, constă dintr-o serie de elemente separate, iar elementele din operații. Procesul de producție pentru fiecare tip de întreținere tehnică se poate organiza după diferite metode caracterizate prin: conținutul lucrărilor și ordinea lor de execuție, gradul de specializare al muncitorilor și a organizării muncii, adoptarea instalațiilor tehnologice, amplasarea și organizarea locului de execuție a lucrărilor, modul de deplasare a mijloacelor de transport în timpul întreținerii, precum și prin regimul de producție. Regimul de întreținere tehnică reprezintă totalitatea regimurilor de lucru și se caracterizează prin numărul zilelor lucrătoare dintr-un an și a schimburilor de lucru, prin numărul orelor de lucru din 24 de ore, precum și prin repartizarea programului de producție în funcție de timp. El determină fondul de timp al producției și durata perioadei de lucru, partea din timpul de lucru în cursul căreia se efectuează o lucrare dată. Regimul de producție se măsoară prin numărul de zile lucrătoare dintr-un an și numărul de ore de lucru din 24 de ore.
6.5.CALCULUL PARCURSULUI ANUAL
Parcursul anual se calculează cu următoarea formulă:
Pa = Na* CUP* PMZ* ZL* CMD
unde:
Na = 130 autoturisme logan MCV și reprezintă numărul de automobile dat în tema de
proiectare.
CUP = 0,71 anual/zile lucrătoare și reprezintă coeficientul de utilizare a parcului, fiind dat în
tema de proiectoare.
PMZ = 160 km efectivi/zi și reprezintă media numărului de km efectivi efectuați pe zi de
întregul parc de mașini fiind de asemeni dat în tema de proiectare.
ZL = numărul anual de zile lucrătoare.
ZL = 366 – Zsd – Zsl și reprezintă numărul de zile lucrătoare din an.
Zsd = 2* 52 = 104 număr de zile de sâmbătă și duminică/an.
Zsl = 7 număr de zile de sărbători legale/an.
ZL = 366 – (2* 52) – 7 = 255 zile lucrătoare/an.
ZL = 255 zile lucrătoare/an.
Din tema de proiectare, zona de lucru este transport intern de persoane, deci PMZ este efectuat în trafic intern, și conform tabelului 1 din ÎNDRUMARUL DE PROIECTARE, alegem categoria I (M) drum asfaltat în stare bună pentru care Di = 0,9.
Di = este un coeficient legat de categoria de drum pe care circulă automobilele, și are valoarea:
Di = 0,9
Parcursul echivalent în funcție de starea carosabilui este:
PE1=160*0,9=144 km efectivi/zi
La care se adaugă sporul pentru circulație în localități urbane (U) care se calculează astfel:
U = (PE 1/100)* u [km echivalenți]
Ped = 144 km efectivi/zi și reprezintă parcursul efectiv al automobilului intre locații, iar u, este
sporul specific pentru circulație în localități urbane, [km echiv./100km] ale cărui valoare
este arătată în tabelul 2 din ÎNDRUMARUL DE PROIECTARE.
Pentru autoturisme destinate DIVIZIEI MEDICALE BGS:
u = 10 km echiv/100km
PE2 = 144/100* 10 = 14,4 km echivalenți
astfel:
Parcursul zilnic în km echivalenți va fi:
PMZ = 144 + 14,4 = 158,4 Km echivalenți
Categoria medie de drum va fi:
CMD = PMZechiv./PMZ = 158,4 : 160 = 0,99 ~ 1
Parcursul anual este:
Pa = Na* CUP* PMZ** ZL* DI
Pa = 130* 0,71* 160* 255* 1 = 3765840 km echiv./an
6.6.CALCULUL PRODUCTIVITĂȚII ANUALE ȘI ZILNICE (RT 1, RT 2,
RTS, SU)
Conform punctului [2] din BIBLIOGRAFIE PROIECT, periodicitatea lucrărilor de mentenanța preventivă a autoturismelor logan MCV este următoarea:
Revizia tehnică de gradul I (RT-1) la fiecare 3000 km echivalenți
Revizia tehnică de gradul II (RT-2) la fiecare 12000 km echivalenți
Revizia tehnică sezonieră (RTS) de două ori pe an o dată cu o revizie tehnica de gradul I sau II
Schimbul de ulei (SU) la fiecare 6000 km echivalenți.
PRODUCTIVITATEA ANUALĂ
Pentru revizii tehnice RT:
Nr.RTan = Pa/3000 = 3765840 : 3000 = 1255 RT/an
Nr.RT1/an = Nr.RTan* 75% = 941 RTI/an
NR.RT2/an = NrRTan* 25% = 314 RTII/an
NR.RTSan = 2* 130 = 260 RTS/an
Pentru schimb ulei (SU):
Nr.Suan = Pa/6000 = 3765840 : 6000 = 628 SU/an
PRODUCTIVITATEA ZILNICĂ
Nr.RT – 1zi = 941 : 255 = 3,69 ~ 4 RT-I/zi
Nr.RT – 2zi = 314 : 255 = 1,23 RT-II/zi
Nr.Suzi = NrSUan/ZL = 628 : 255 = 2,46 SU/zi
6.7.DIMENSIONAREA NECESARULUI DE FORȚA DE MUNCĂ ȘI
REPARTIZAREA PE MESERII
Determinarea necesarului de angajați direct productivi pentru efectuarea lucrărilor de mentenanța preventiva (revizii tehnice, schimb ulei), pentru un parc de autoturisme Logan MCV se face fie pe cale analitică, în funcție de volumul anual al lucrărilor de întreținere, raportat la timpul efectiv disponibil al unui muncitor pe un an, fie pe bază de normative, în funcție de numărul de autovehicule echivalente inventar sau în funcție de planul de prestații. Conform INRUMARULUI DE PROIECTARE tabel 3, manopera normata (MN) la 3000 km echivalenți pentru mentenanța preventivă a autoturismelor logan MCV, cu aprindere prin compresie.
Manopera pentru lucrări mecanice și electrice va fi:
MNRT = 2,907 ore-om/3000km echivalenți
MNSU = 0,460 ore-om/3000km echivalenți
Necesarul de manopera(NM) pentru întreținere preventiva este următorul:
NMRT = (Pa/3000)* MNRT = 3765840 : 3000* 2,907 = 10947ore-om/an
NMSU = (Pa/3000)* MNSU = 3765840 : 3000* 0,460 = 1732 ore-om/an
Programul anual de lucru (PAL) pentru un om este următorul:
PAL = ZL – CO – CM = (255 – 26 – 6)* 8 = 223* 8 = 1784 ore active-om/an
CO = 26 zile de concediu de odihnă pe care le are în medie un muncitor pe an
CM = 6 zile de concediu medical pe care le are în medie un muncitor pe an
Numărul de muncitori necesari, repartizați pe specialități
Pentru lucrările mecanice și electrice repartizarea se face astfel:
10947 : 1784 = 6 angajați pentru lucrări mecanice și electrice
Pentru SU:
1732 : 1784 = 0,970 ~ 1 angajat pentru SU
Repartizarea procentuala a angajaților pe specialități
Pentru lucrările de mentenanța preventiva vom avea:
75% mecanici, aceasta însemnând:
6 angajați* 75% = 4 mecanici
25% electricieni, aceasta însemnând:
6 angajați* 25% = 2 electricieni
Personalul de 4 mecanici, 2 electricieni și 1 ungător este cel necesar a fi permanent la lucru.
Ținând cont de coeficientul de utilizare a forței de muncă, personalul necesar a fi angajat este următorul:
CUFM = PAL/ZL = 223 : 255 = 0.87% utilizarea a personalului zilnic
0,87%*6=5 angajați vin zilnic la muncă
6.8.DETERMINAREA POSTURILOR DE LUCRU
Ținând cont că numărul de muncitori care lucrează simultan la un post de lucru este: 2 mecanici + 1 electrician pentru un post de lucru de revizie tehnica (RT), și un ungător pentru postul de lucru schimb ulei (SU) numărul de postruri de lucru necesare este următorul:
NrPLRT = Nr.mec + 1elect. = 2 posturi de lucru pentru RT
NrPLSU = 1 post de lucru pentru schimbul de ulei
6.9.ALEGEREA TIPULUI DE ATELIER PENTRU MENTENANȚĂ
PREVENTIVĂ ȘI MOTIVAREA ALEGERII
Ținându-se cont de numărul relativ mic de autovehicule (130 microbuze Renault și de numărul reviziilor tehnice pe zi (4RTI/zi), s-a considerat ca metoda individuală de plasare a posturilor de lucru la întreținere, cea mai potrivită ar fi cu posturi de lucru înfundate. În acest caz, staționarea unor autovehicule pe posturile de lucru nu influențează staționarea altor autovehicule. Accesul facil la subansamblele autovehiculului și la siguranța efectuării lucrărilor, cele mai dificile fiind cele la părțile inferioare, se realizează prin canale de vizitare. După construcție canalele pot fi închise și cu canale de legătura iar modul de așezare, înfundate. S-a adoptat tipul – înfundat cu canal de legătură. Pentru siguranța deplasării autovehiculului se practică o bordură de dirijare (exterioară sau interioară și de intrare) metalică (20-25 mm) sau beton armat (grosimea 100mm) cu înălțimea maximă de 150 mm. Canalele înfundate au reazeme pentru limitarea mișcării autovehiculului.
CONCLUZII
Datorită drumurilor pe care circulă autoturismul Logan MCV, și totodată în urma kilometrilor parcurși, vor apărea defecțiuni din ce în ce mai dese. Pentru aceasta m-am gândit că, a-și putea să introduc încă un schimb (schibul 2), care să asigure în permanență funcționarea optimă a autoturismelor Logan destinate diviziei medicale BGS întrucât deservește un serviciu non-stop.
6.10.DIMENSIONAREA ATELIERULUI
Dimensionarea atelierului pentru lucrările de mentenanța preventiva se poate face aproximativ, numai prin calcul analitic, sau mai exact, pe cale grafică. La determinarea grafică, trebuie să se aibă în vedere, pe lângă caracteristicile de gabarit ale autovehiculelor și distanțele minime dintre ele, și elementele clădirilor de întreținere, recomandate de literatură de specialitate, precum și de soluția de proiectare pentru posturile de lucru.
Autoturismul Logan MCVare următoarele dimensiuni de gabarit:
lungimea L = 4,450 m;
lățimea B = 1,738m;
înălțimea H = 1,636m.
Suprafața de gabarit a automobilului este:
S = L* B = 4,7* 1,93 = 9,071 m
Pentru cele trei posturi de lucru ale atelierului de mentenanța preventiva suprafața de gabarit ocupată de automobile este:
SG = 3* 9,071 = 27,213 m
Lungimea halei de revizii tehnice se compune din: suma lățimilor celor trei autoturisme (3* 1,93 = 3,86 m), suma distanțelor dintre autoturisme (2* 1,5 m = 3 m) și cele două distanțe dintre perete și primul, respectiv ultimul autoturism (2* 2,5 = 5 m), zonă unde se pot afla diferite instalații și utilaje tehnologice,iar dimensiunea bancurilor de lucru este: lățimea = 0,7 m și lungimea = 1,2 m.
Lhală = (3* 1,93) + (2* 1,5 ) + (2* 2,5) = 5,79 m + 3 m + 5 m = 13,79 m
Lățimea halei de revizii tehnice se compune din: lungimea canalului de vizitare (6m), distanțele de siguranță față și spate ale microbuzului (2* 1,5 m = 3 m) și lățimea zonei de amplasare a instalațiilor și utilajelor tehnologice (1,2 m).
Bhală = 6 + (2* 1,5) + 1,2 = 6 m + 3 m + 1,2 m = 10,2 m
LISTA DE INSTALAȚII ȘI UTILAJE TEHNOLOGICE ALE
ATELIERULUI DE MENTENANȚĂ PREVENTIVĂ
LISTA SDV-URILOR NECESARE ATELIERULUI
DE MENTENANȚĂ PREVENTIVĂ
ÎNTOCMIT,
Comșa Silviu
BIBLIOGRAFIE
1.ABAITANCEI D., BOBESCU GH. – Motoare pentru automobile, București, EDP, 1975.
2.BĂNĂRESCU M. – Motoare cu ardere internă, vol.I și II, București. Editura Tehnică, 1962.
3.BEJAN V. – Tehnologia fabricării și reparării utilajelor tehnologice.
4.BUZDUGAN GH. – Rezistența materialelor, București. Editura Tehnică, 1980.
5.COSTICĂ A. – Mașini și instalații navale de propulsie, București. Editura Tehnică, 1991.
6.DRĂGĂLINA A. – Calculul termic al motoarelor Diesel navale. Îndrumător de proiectare, Constanța. Academia Navală „Mircea cel Bătrân”, 1992.
7.EPUREANU A. – Tehnologia construcțiilor de mașini.
8.GAVRILAȘ I. – Tehnologii de prelucrare ale pieselor de tip arbore, bucșă, disc.
9.GRUNWALD B. – Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehiculele rutiere, București. EDP, 1980.
10.MANEA L., MANEA A., BUZBUCHI N. – Motoare termice în zona portuară (vol.I și II).
11.MANEA L., DRĂGĂLINA A. – Motoare termice în zona portuară. Îndrumător de laborator (vol.I, II și III).
12.MANEA N. – Organe de mașini.
13.MĂRĂSCU, KLEIN V. – Alegerea materialelor în construcția de mașini.
14.PICOȘ C. – Proiectarea tehnologiilor de preslucrare prin așchiere, vol.I și II.
15.POPESCU N. – Tratamente termice și prelucrări la cald.
16.PRECUPEȚU P. – Desen tehnic și industrial pentru construcția de mașini.
17.RACOTĂ R., BĂDESCU N., DUMITRESCU V. – Motoare pentru autovehicule rutiere. Îndrumar de proiectare, Pitești, Institutul de Învățământ Superior, 1990.
18.RĂDULESCU A. – Bazele tehnologiei mașinilor unelte.
19.RIPIANU A., CRĂCIUN I. – Calculul dinamic și de rezistență al arborilor cotiți și drepți, Cluj-Napoca. Editura Dacia, 1985.
20.TARAZA D. – Dinamica motoarelor cu ardere internă, București. EDP, 1985.
21.VASILESCU E. – Desen tehnic industrial. Elemente de proiectare.
22.VLASE A. – Tehnologii de prelucrare pe strung.
23.VLASE A. – Regimuri de așchiere, adaosuri de prelucrare și norme de timp, vol.I și II.
24.*** – Curs de formare Academia Automobilului, București, de 90 zile.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Calculul Unui Atelier DE Reparații Preventive Pentru 130 DE Autovehicule Logan Mcv Destinate Diviziei Medicale Bgs (ID: 111017)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.