M.a.s. cu Injecție Directă

Capitolul 1. Introducere

În cazul M.A.S. cu injecție directă benzina este injectată la presiuni înalte direct în cilindru. Schema de principiu a injecției directe de benzină este prezentată în fig. 1.1.

Fig. 1.1 Schema de principiu a injecției directe de benzină

La unele aplicații, injecția directă de benzină permite utilizarea unor amestecuri stratificate (ardere cu amestecuri foarte sărace) pentru reducerea emisiilor poluante la sarcini mici.

Avantajele principale ale acestui tip de motor sunt mărirea randamentului procesului de ardere și a puterii motorului. Emisiile poluante pot fi controlate mai ușor. Aceste avantaje sunt realizate prin controlul precis al cantității de combustibil injectate și al momentului de început al injecției, care poate fi modificat în funcție de sarcină. În plus, unele motoare funcționează cu admisie completă a aerului (fără clapetă de accelerație). Astfel, pierderile de presiune produse prin gâtuire sunt eliminate (în comparație cu M.A.S. cu injecție în poarta supapei), ceea ce mărește în mod semnificativ randamentul și scade valoarea lucrului mecanic de pompaj.

Turația motorului este controlată de unitatea electronică de control (sistemul de management al motorului), care reglează caracteristicile injecției și momentul de început al injecției în locul clapetei de accelerație. Adăugarea aceastei funcții suplimentare unității de control impune o mărire considerabilă a capacității de prelucrare a datelor și a memoriei, deoarece managementul injecției directe și al turației trebuie să aibă alocați algoritmi foarte preciși pentru a realiza performanțe bune.

Sistemul de management al motorului alege în mod continuu unul dintre cele trei moduri de ardere: cu amestecuri ultra sărace, cu amestecuri stoichiometrice și pentru sarcină totală. Fiecare mod este caracterizat prin coeficientul de exces de aer. În cazul amestecurilor ultra sărace coeficientul mediu de exces de aer în camera de ardere poate ajunge până la valoarea λ=4,4 (mult mai mare decât la motoarele convenționale), ceea ce conduce la o reducere considerabilă a consumului de combustibil.

Amestecurile ultra sărace (stratificate) sunt utilizate la sarcini mici, la viteze constante sau la decelerare (în general, atunci când nu este necesară accelerarea). Injecția de benzină are loc spre sfârșitul cursei de compresie. Arderea este inițiată într-o cavitate toroidală sau ovoidală practicată în capul pistonului, și care este amplasată fie în centru (pentru injector central) fie pe o parte a pistonului care este cea mai apropiată de injector. Cavitatea creează un efect de vârtej astfel încât o cantitate mică de amestec aer-combustibil este plasată în vecinătatea bujiei. Încărcătura stratificată este înconjurată în special de aer și de gaze arse reziduale, ceea ce păstrează combustibilul și flacăra la depărtare față de pereții cilindrului. Scăderea temperaturii de ardere determină micșorarea emisiilor poluante și a pierderilor de căldură și o mărire a cantității de aer pătrunsă în camera de ardere.

Amestecul stoichiometric (λ=1) este utilizat la sarcini medii. Combustibilul este injectat în cursa de admisie, rezultând un amestec omogen aer-combustibil în interiorul cilindrului. Astfel, printr-o ardere optimă sunt reduse și emisiile poluante.

La accelerări rapide sau la sarcini mari (urcarea unei rampe) se utilizează amestecuri omogene, ușor mai bogate decât cel stoichiometric. Astfel este prevenită detonația. Injecția se desfășoară în cursa de admisie.

Este posibilă și injecția multiplă într-un cilindru pe parcursul unui ciclu motor. După aprinderea primei cantități de combustibil injectate, este posibilă adăugarea de combustibil pe parcursul cursei de destindere. Avantajele sunt creșterea puterii și reducerea consumului. Combustibilii cu o anumită cifră octanică pot produce însă eroziunea supapei de evacuare.

Injecția directă poate fi însoțită și de alte tehnologii: supraalimentarea, distribuția variabilă sau sistem de admisie cu lungime variabilă. Prin injecția de apă sau prin recircularea gazelor arse poate fi redusă emisia mai mare de oxizi de azot care ar rezulta în urma arderii amestecurilor ultra sărace.

Capitolul 2. Calculul termic al motorului

Calculul termic are la bază ciclul motor generalizat al motoarelor cu ardere internă cu admisie normală (fig. 2.1).

Fig.2.1 Ciclul motor generalizat al motoarelor cu ardere internă

Acesta cuprinde următoarele procese (fig. 2.1):

1. Admisia fluidului proaspăt: b”-a;

2. Comprimarea: a-d;

3. Arderea: d-t;

4. Destinderea: t-d;

5. Evacuarea: b-b”:

2.1. Determinarea parametrilor de stare la sfârșitul cursei de admisie

Calculul se desfășoară pentru evoluția unui kg. de combustibil, în condițiile în care motorul funcționează la sarcină totală (P=84 kW, n=6000 rot/min).

Parametrii unui ciclu motor sunt influențați de condițiile inițiale din cilindru. Acestea sunt determinate de evoluția fluidului de lucru pe parcursul ciclului motor anterior. Evacuarea gazelor de ardere din ciclul anterior și admisia fluidului proaspăt în cel ulterior reprezintă procesul de schimbare a gazelor.

Pentru determinarea parametrilor de stare la sfârșitul cursei de admisie (punctul a din fig. 2.1) este necesar să se calculeze în primul rând gradul de umplere a cilindrului (ηV). Acesta se determină din următoarea ecuație implicită:

(2.1)

Semnificațiile celorlalți parametrii din rel. (2.1) sunt următoarele:

– Φ – gradul de încălzire a fluidului proaspăt. Pe parcursul cursei de admisie, fluidul proaspăt intră în contact cu pereții calzi ai cilindrului și cu gazele arse reziduale și, ca urmare, se încălzește.

Se recomandă: [4, pag.111]: Φ =1,05 – 1,16 pentru M.A.S..Prin tema de proiect s-a cerut realizarea unui studiu privind influența gradului de încălzire a fluidului proaspăt asupra temperaturii maxime pe ciclul motor. De aceea s-a determinat gradul de umplere pentru variații din 0,01 în 0,01 pe intervalul recomandat Φ =1,05 – 1,16.

– ka=1,4 [4, pag.108] – exponentul adiabatic al aerului;

– ε – raportul de comprimare

Se recomandă [4, tab. 3.2, pag.112]: ε=11 – 14; se adoptă: ε=11,2

– φpu – gradul de postumplere, reprezintă fracțiunea din fluidul proaspăt pătrunsă în cilindru pe parcursul cursei de comprimare (supapa de admisie se închide cu întârziere față de p.m.e.);

Se recomandă [4, pag.112]: φpu=0,08 – 0,025; se adoptă: φpu=0,11

– p0=0,1 MPa [4, pag.108] – presiunea atmosferică

– pe – presiunea de evacuare;

Se recomandă pe=(1,05-1,25).p0 [4, pag.112]; se adoptă: pe=1,2.p0=1,2.0,1=0,12 MPa;

– ξa – coeficientul global al pierderilor de presiune pe traseul de admisie. Ca urmare a curgerii fluidului de lucru, în traseul de admisie apar pierderi de presiune cauzate de frecarea cu pereții (pierderi liniare) și de variația secțiunii și a vitezei de curgere (pierderi locale). Aceste pierderi sunt estimate pri coeficientul global.

Se recomandă: ξa=4 -8 [4, pag.112]; se adoptă: ξa=4;

– ρ0fp – densitatea fluidului proaspăt la intrarea în cilindru. Pentru M.A.S. fluidul proaspăt este un amestec aer-benzină. Densitatea acestuia se determină pe baza participațiilor masice ale celor două componente.

unde: – Rfp=Paer.Raer+Pcomb.Rcomb – constanta amestecului aer- combustibil;

Paer – participația masică a aerului;

Pcomb – participația masică a combustibilului;

Raer=287 J/kg [4, pag.109] – constanta aerului;

Rcomb=73 J/kg [4, pag.110] – constanta combustibilului (benzină);

T0=288 K [4, pag.108] – temperatura atmosferică;

și

λ – coeficientul de exces de aer; se recomandă [4, pag.110]: λ=1 – 1,1; se adoptă: λ=1,02

Cmin=14,47 kg/kg – cantitatea minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kg. de combustibil;

;

Rfp=0,936545807.287+0,063454193.73=273,421 J/kg

– D/da – raportul dintre alezaj și diametrul orificiul liber controlat de supapa de admisie;

Se recomandă [4, pag.112]: D/da=2,22 – 2,86; se adoptă: D/da=2,23;

– αa – durata de deschidere a supapei de admisie;

Se recomandă [4, pag.112]: αa=212 – 285 0RAC; se adoptă: αa=235 0RAC;

– – viteza medie de deplasare a pistonului;

Se recomandă [4, tab. 3.3, pag.113]: =14 -20 m/s; se adoptă: =14,5 m/s;

– a1 – viteza de deplasare a sunetului în fluidul proaspăt;

;

– – coeficientul mediu de debit al orificiului controlat de supapa de admisie;

Se recomandă [4, pag.113]:: =0,4 – 0,65; se adoptă: =0,64;

– SLsa – secțiunea litrică a orificiului controlat de supapa de admisie;

Se recomandă [4, pag.113]: SLsa=(5-15).10-4 m2/l; se adoptă: SLsa=14,8.10-4 m2/l;

Cu aceste valori, rel. (2.1) devine:

și, mai departe:

Ecuația se rezolvă prin încercări, utilizând programul Microsoft Excel. Rezultatele sunt prezentate în tabelul 2.1 (unde s-a notat cu I termenul din stânga și cu II cel din dreapta al relației de mai sus).

Tabelul 2.1a

Tabelul 2.1b

Presiunea la sfârșitul cursei de admisie (punctul a din fig. 2.1):

(2.2)

Se recomandă [4, pag.114]: pa=0,8-0,9 MPa

Coeficientul gazelor arse reziduale:

Se recomandă [4, pag.114]: r=0,03-0,18 pentru M.A.S.

Temperatura la sfârșitul cursei de admisie (punctul a din fig. 2.1):

Se recomandă [4, pag.114]: Ta=310-400 K

Valorile calculate ale acestor parametri sunt prezentate în tabelul 2.2.

Tabelul 2.2

Variația acestor parametri în funcție de gradul de încălzire a fluidului proaspăt este prezentată în fig. 2.2.

Fig. 2.2 Variația gradului de umplere (a), a presiunii (b) și a temperaturii (c) la sfârșitul cursei de admisie

Din fig. 2.2c se observă că, la creșterea gradului de încălzire a fluidului proaspăt pe intervalul Φ=1,05 – 1,16, temperatura fluidului proaspăt la sfârșitul cursei de admisie crește liniar cu aproximativ 10,6 % și, ca urmare, presiunea din cilindru crește (cu aproximativ 2,5 %). Deoarece creșterea temperaturii este mai mare decât cea a presiunii, cantitatea de fluid proaspăt reținută în cilindru este mai mică, ceea ce determină și o scădere a gradukui de umplere (cu aproximativ 7,5 %).

2.2. Determinarea parametrilor de stare la sfârșitul procesului de comprimare

Comprimarea este considerată a fi un proces politropic de exponent constant. Valoarea acestui exponent se stabilește pe baza datelor statistice, astfel încât presiunea și temperatura la sfârșitul cursei de comprimare pentru ciclul fără ardere (punctul c’ din fig. 2.1) să se încadreze în valorile recomandate.

Presiunea la sfârșitul cursei de comprimare pentru ciclul fără ardere:

[MPa] (2.3a)

Temperatura la sfârșitul cursei de comprimare pentru ciclul fără ardere:

[K] (2.3b)

unde: – nc – exponentul politropic mediu al procesului de comprimare;

Valorile recomandate pentru exponentul politropic mediu al procesului de comprimare sunt [4, pag. 132]: nc=1,28-1,37 pentru M.A.S.;

Declanșarea scânteii electrice are loc cu avans față de p.m.i., în timpul cursei de comprimare. Curba de variație a presiunii în ciclul motor cu ardere se desprindere de cea a ciclului fără ardere înainte ca pistonul să ajungă în p.m.i. (punctul d din fig. 2.1). Valorile recomandate în cazul M.A.S. pentru unghiul de manivelă la care începe procesul de ardere (corespunzător punctului d) sunt [4. pag. ]: d =340-356 0RAC. Se adoptă: d =343 0RAC.

Presiunea la sfârșitul procesului de comprimare (punctul d din fig. 2.1):

(2.4a)

Temperatura la sfârșitul procesului de comprimare (punctul d din fig. 2.1):

(2.4b)

unde: – =0,896.10-4 pentru [300…. 400 0RAC]

Valorile presiunii și temperaturii în punctul c’, respectiv în punctul d, calculate pentru o variație gradului de încălzire a fluidului proaspăt din 0,01 în 0,01 (pe intervalul Φ=1,05 – 1,06) sunt prezentate în tabelul 2.3.

Tabelul 2.3

Se recomandă [4, pag. 132]:

pc’=0,9-2 MPa: Tc’=500-900 K – pentru M.A.S. cu admisie normală;

2.3. Determinarea parametrilor de stare în punctele principale ale procesului de ardere

În cazul ciclului teoretic generalizat al M.A.I. se consideră că procesul de ardere se desfășoară în trei etape:

– arderea izocoră (d-z din fig. 2.1);

– arderea izobară (z-z’ din fig. 2.1);

– arderea izotermă (z’-t din fig. 2.1);

2.3.1. Determinarea parametrilor de stare la sfârșitul cursei de comprimare pentru ciclul motor cu ardere și la sfârșitul fazei de ardere izocore (punctul c, respectiv z, din fig. 2.1)

Tot ca o ipoteză simplificatoare se consideră că, pe durata fazei de ardere izocore, presiunea crește liniar cu o viteză constantă ().

Faza de ardere izocoră se încheie în punctul z din fig. 2.1. Se recomandă următoarele valori pentru unghiul de manivelă corespunzător acestui punct: z=370 – 380 0RAC [4, pag. 147]. Se adoptă: z=373 0RAC.

Se definește raportul de creștere a presiunii în faza arderii izocore: Π=pz/pd. Se recomandă: Π=2,5 – 4 [4, pag. 147]; se adoptă: Π=3,8.

Presiunea la sfârșitul fazei de ardere izocoră (punctul z din fig. 2.1):

pz=pd.Π [MPa] (2.5)

Viteza medie de creștere a presiunii în faza arderii izocore:

[MPa/0RAC] (2.6)

Presiunea la sfârșitul cursei de comprimare în ciclul motor cu ardere (punctul c din fig. 2.1):

(2.7)

Se definesc următoarele rapoarte volumice:

d=Vd/Vc=1+.(-1).(d-360)2 (2.8)

d =1+0,896.10-4.(11,2-1).(343-360)2=1,2641

z=Vz/Vc=1+.(-1).(z-360)2 (2.9)

z =1+0,896.10-4.(11,2-1).(373-360)2=1,1544

Exponentul politropic al procesului d-c:

(2.10)

Exponentul politropic al procesului c-z:

(2.11)

Temperatura la sfârșitul cursei de comprimare în ciclul motor cu ardere (punctul c din fig. 2.1):

(2.12)

Pentru determinarea temperaturii la sfârșitul arderii izocore este necesar să se cunoască compoziția fluidului proaspăt și cea a gazelor rezultate în urma arderii.

Compoziția benzinei este [4, tab. 4.1, pag. 134]: masa de carbon dintr-un kg de benzină – c=0,854 kg/kg, masa de hidrogen dintr-un kg de benzină – h=0,142 kg/kg, masa de oxigen dintr-un kg de benzină – o=0,004 kg/kg.

Cantitatea minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kg de benzină [4, tab. 4.1, pag. 134]: Lmin=0,5073 kmol/kg.

Numărul de kmoli de fluid proaspăt pătruns în cilindru pe parcursul procesului de admisie, pentru 1 kg. de benzină:

fp=.Lmin+1/114 [kmol]- pentru M.A.S. (2.13)

fp=1,02.0,5073+1/114=0,5262 kmol

Numărul de kmol de amestec inițial aflați în cilindru la sfârșitul procesului de admisie, pentru 1 kg. de benzină:

ai=fp.(1+r) (2.14)

Pentru că a fost adoptat un coeficient de exces de aer λ>1 (λ=1,02), se consideră că arderea este completă. Produsele de ardere sunt bioxidul de carbon (CO2), apa (H2O), oxigenul (O2) și azotul (N2).

Numărul de kmoli de bioxid de carbon rezultați în urma arderii a 1 kg. de benzină:

kmol

Numărul de kmoli de apă rezultați în urma arderii a 1 kg. de benzină:

kmol

Numărul de kmoli de oxigen rezultați în urma arderii a 1 kg. de benzină:

kmol

Numărul de kmoli de azot rezultați în urma arderii a 1 kg. de benzină:

kmol

Numărul de kmoli de gaze rezultate în urma arderii a 1 kg. de benzină este:

kmol

Coeficientul chimic de variație molară:

μc=ar/fp=0,55308/0,5262=1,05108 (2.15)

Numărul de kmoli de fluid de lucru aflați în cilindru la sfârșitul procesului de ardere:

ga=fp.(μc+r) [kmol] (2.16)

Coeficientul total de variație molară este:

(2.17)

Temperatura la sfârșitul fazei de ardere izocore (punctul z din fig. 2.1):

[K] (2.18)

Rezultatele calculelor sunt prezentate în tabelul 2.4.

Tabelul 2.4

Căldura degajată prin arderea unui kg. de combustibil în faza arderii izocore:

[kJ/kg] (2.19)

Căldura specifică la volum constant a amestecului inițial, la temperatura de la sfârșitul procesului de comprimare (punctul d din fig. 2.1):

[kJ/kmol K] (2.20)

Căldura specifică la volum constant a gazelor de ardere pe parcursul fazei de ardere izocore:

[kJ/kmol K] (2.21)

Căldura specifică la volum constant a gazelor de ardere la sfârșitul fazei de ardere izocore se determină din rel. (2.21), înlocuind pe T cu Tz:

(2.22)

Fracțiunea din căldura utilă rezultată în urma arderii unui kg. de combustibil degajată în faza arderii izocore:

ξv=Qd-z/Qu (2.23)

unde: – Qu [kJ/kg] – căldura utilă degajată prin arderea unui kg. de combustibil

Qu=ξu. Qdis [kJ/kg]

Qdis [kJ/kg] – căldura disponibilă degajată prin arderea unui kg. de combustibil; pentru amestecuri bogate Qdis=Qi – puterea calorică inferioară a combustibilului; pentru benzină: Qi=43524 kJ/kg [4, tab. 4.1, pag. 134].

ξu – coeficientul de utilizare a căldurii, ia în considerare faptul că arderea nu este perfectă; se recomandă [4, pag. 157]: ξu=0,88 – 0,94 pentru M.A.S.; se adoptă: ξu=0,92.

Qu=0,92. 43524=4042 kJ/kg

Pentru fracțiunea din căldura utilă rezultată în urma arderii unui kg. de combustibil degajată în faza arderii izocore se recomandă [4, pag. 157]: ξv=0,68 – 0,85 pentru M.A.S..

Rezultatele sunt prezentate în tabelul 2.5.

Tabelul 2.5

2.3.2. Determinarea parametrilor de stare la sfârșitul fazei de ardere izobare (punctul z’ din fig. 2.1)

Deoarece arderea este izobară: pz= pz’. În schimb temperatura va crește, ajungând la sfârșitul acestei faze la valoarea maximă (Tz’). Această temperatură se determină din ecuația:

(2.24)

unde: – [kJ/kg] – căldura specifică medie la presiune constantă la temperatura Tz;

– [kJ/kg] – căldura specifică medie la presiune constantă la temperatura Tz’;

– ξp – fracțiunea din căldura utilă rămasă (după faza de ardere izocoră) care se degajă în faza de ardere izobară; se recomandă [4, pag. 158]: ξp=0,4 – 0,7; se adoptă: ξp=0,68.

Prin înlocuiri, rezultă o ecuație de gradul II cu necunoscuta Tz’:

și, mai departe, bazat pe relația 2.22:

Se definesc următoarele rapoarte volumice:

(2.25)

(2.26)

(2.27)

Unghiul de manivelă la care se sfârșește faza de ardere izobară:

(2.28)

Rezultatele calculelor sunt sintetizate în tabelul 2.6.

Tabelul 2.6

Se recomandă: z’-z=4-10 [0RAC]

Prin tema de priect s-a cerut realizarea unui studiu privind influența gradului de încălzire a fluidului proaspăt (Φ) asupra temperaturii maxime pe ciclul motor (Tz’). Variația temperaturii maxime pe ciclul motor în funcție de gradul de umplere, pentru o creștere a gradului de încălzire a fluidului proaspăt, pe intervalul Φ=1,05 – 1,16, este prezentă în fig. 2.3.

Fig. 2.3 Variația temperaturii maxime pe ciclul motor în funcție de gradul de umplere

Din fig. 2.3 se observă că temperatura maximă are o creștere liniară, cu 5,1 %, inferioară creșterii gradului de încălzire a fluidului proaspăt (8,5%).

2.3.3. Determinarea parametrilor de stare la sfârșitul fazei de ardere izoterme (punctul t din fig. 2.1)

Fiind o transformare izotermă: Tz’= Tt.

Se definește rapoartul volumic:

(2.29)

Unghiul de manivelă la care se sfârșește faza de ardere izotermă:

(2.30)

Presiunea la sfârșitul procesului de ardere (punctul t din fig. 2.1):

(2.31)

Rezultatele calculelor sunt cele din tabelul 2.7.

Tabelul 2.7

Se recomandă [4, pag. 162]: t =380-400 0RAC.

2.4. Determinarea parametrilor de stare la sfârșitul procesului de destindere (punctul b din fig. 2.1)

Ca și în cazul comprimării, destinderea este considerată un proces politropic de exponnet constant. Presiunea și temperatura la sfârșitul acestui proces se calculează cu relațiile:

[MPa] (2.32)

[K] (2.33)

unde: – nd – exponentul politropic al procesului de destindere; se recomandă [4, pag. 174]: nd=1,23-1,35 – pentru M.A.S., se adoptă: nd=1,33.

Rezultă valorile calculate în tabelul 2.7.

Tabelul 2.7

Se recomandă pentru M.A.S. [4, pag. 173]: pb=0,3-0,5 MPa; Tb=1200-1600 [K];

2.5. Determinarea presiunilor medii, indicată și efectivă, și a dimensiunilor fundamentale

Relația pentru determinarea presiunii medii indicate este:

(2.34)

unde: – ηdi – randamentul diagramei indicate; este un coeficient care ia în considerare ipotezele simplifactoare referitoare la ciclul motor; se recomandă [4, pag. 182]: di=0,94-0,98; se adoptă: di=0,97.

Din cauza frecărilor care apar între suprafețele aflate în mișcare relativă ale pieselor componente ale mecanismului motor, o parte din lucrul mecanic produs prin arderea combustibilului este consumat. Pierderile prin frecări interne sunt estimate prin randamentul mecanic. Valorile din literatura de specialitate pentru randamentul mecanic sunt [4, pag. 182]: ηm=0,85-0,94 – pentru M.A.S.; se adoptă: ηm=0,92, și rezultă presiunea medie efectivă:

pe =ηm.pi [MPa] (2.35)

Cunoscând presiunea medie efectivă, se poate determina cilindreea unitară necesară pentru realizarea acesteia:

[dm3] (2.36)

unde: – Pe=84 kW – puterea efectivă maximă (dată în tema de proiect);

– τ=4 – numărul de timpi în care se realizează un ciclu motor;

– i=4 – numărul de cilindri;

Cilindreea totală a motorului:

Vt=i.Vt [dm3] (2.37)

Rezultatele sunt cele din tabelul 2.8.

Tabelul 2.8

Variația presiunii medii efective în funcție de gradul de încălzire a fluidului proaspăt este prezenttaă în fig. 2.4.

Fig. 2.4 Variația presiunii medii efective în funcție de gradul de încălzire a fluidului proaspăt

Așa cum era de așteptat, presiunea medie efectivă scade liniar la creșterea gradului de încălzire a fluidului proaspăt pe intervalul Φ=1,05 – 1,16, deoarece scade gradul de umplere. Se observă că se înregistrează o scădere mai mare a presiunii medii efective (9,6 %) față de cea a gradului de umplere (7,5 %).

Motorul pe baza căruia a fost elaborată tema proiectului echipează un autoturim Mazda 323, care are următoarele caracteristici: alezajul D=83 mm, cursa pistonului S=85 mm, cilindreea totală Vt=1,84 dm3 și 4 cilindri în linie.

Din tabelul 2.8 se observă că valoarea cilindreei totale a motorului pe baza căruia s-a elaborat tema proiectului este situată între valorile corespunzătoare lui Φ=1,12 și Φ=1,13.

Pentru a ajunge la parametrii motoului din tema de proiect, calculul termic se reia pentru ale gradului de încălzire a fluidului proaspăt din 0,001 în 0,001, pe intervalul de valori Φ=1,121 – 1,25.

2.6. Determinarea gradului de încălzire a fluidului proaspăt pentru motorul pe baza căruia a fost elaborată tema proiectului

Se păstrează valorile celorlalți parametri și se aplică algoritmul utilizat la subcapitolele 2.1 – 2.5. Rezultatele sunt cele din tabelul 2.9.

Tabelul 2.9 a

Tabelul 2.9 b

Tabelul 2.9 c

Tabelul 2.9 d

Tabelul 2.9 e

Din tabelul 2.9e se observă că valoarea cea mai apropiată pentru cilindreea totală este cea corespunzătoare valorii Φ=1,124 (pentru care Vt=1,839 dm3).

Pentru aceasta: pi=0,9930 MPa, pe=0,9136 MPa și Vs=0,4597 dm3.

În continuare calculele se dezvoltă numai pentru această valoare.

2.7. Determinarea dimensiunilor fundamentale și a indicilor de perfecțiune

Dimensiunile fundamentale ale motorului sunt alezajul (D) și cursa pistonului (S).

Alezajul se calculează cu relația:

[mm] (2.38)

unde: – φ=S/D – raportul dintre cursa pistonului și alezaj. Se recomandă [4, pag. 183]: φ=0,8-1,05 pentru pentru M.A.S.; se adoptă: φ=1,0241.

Se adoptă valoarea: D=83 mm.

S=φ.D=1,0241.83=85 mm

Cu aceste valori se recalculează cilindreea unitară:

[dm3] (2.39)

dm3

Volumul minim al camerei de ardere:

dm3 (2.40)

Volumul maxim al camerei de ardere:

dm3 (2.41)

Vt=4.0,4599=1,8396 dm3

Randamentul indicat:

(2.42)

Randamentul efectiv:

(2.43)

Consumul specific indicat:

[g/kWh] (2.44)

g/kWh

Consumul specific efectiv:

g/kWh (2.45)

Puterea litrică a motorului:

kW/dm3 (2.46)

Puterea dezvoltată de un cilindru

kW/cil (2.47)

Puterea dezvoltată pe unitatea de suprafață a capului pistonului:

kW/cm2 (2.48)

Capitolul 3. Calculul cinematic și dinamic al mecanismului bielă-manivelă

Parametrii cinematici sunt deplasarea, viteza și accelerația. Prin determinarea lor se pot calcula forțele de inerție.

Calculul cinematic și dinamic se dezvoltă în ipoteza că arborele cotit se rotește cu o viteză unghiulară constantă, corespunzătoare turației de putere:

rad/s (3.1)

3.1. Calculul cinematic al mecanismului bielă-manivelă

Schema mecanismului bielă-manivelă normal axat este prezentată în fig. 3.1.

Fig. 3.1 Schema mecanismului bielă-manivelă

Notațiile din fig. 3.1 au următoarele semnificații:

– S [mm] – cursa pistonului ( distanța dintre punctele moarte);

– Sp [mm] – deplasarea pistonului; reprezintă distanța dintre poziția instantanee a pistonului și cea corespunzătoare p.m.i.;

– b [mm] – lungimea bielei (distanța dintre axa bolțului și axa fusului maneton);

– r [mm] – raza de manivelă (distanța dintre axa de rotație a arborelui cotit și axa fusului maneton); manivela reprezintă un cot al arborelui cotit; raza de manivelă reprezintă jumătate din cursa pistonului:

r=S/2=85/2=42,5 mm;

– α [0RAC] – unghiul de manivelă; pentru motoarele în patru timpi: α=0 – 720 0RAC;

– β [0] – oblicitatea bielei (unghiul dintre axa cilindrului și axa bielei);

– P – axa bolțului;

– M – axa fusului maneton;

– O – axa de rotație a arborelui cotit;

Deplasarea pistonului:

[mm] (3.2)

unde: – Λ=r/b – factorul constructiv al mecanismului bielă-manivelă; pentru M.A.S. se recomandă [5, pag. 10]: Λ=1/3,2 – 1/3; se adoptă: Λ=1/3,05;

Viteza pistonului:

[m/s] (3.3)

Accelerația pistonului:

[m/s2] (3.4)

Acești parametri se calculează pentru o variație a unghiului de manivelă din 15 în 15 0RAC, pe intervalul α=0 – 720 0RAC. Rezultatele sunt prezentate în tabelul 3.1.

Tabelul 3.1

Deoarece arborele cotit se rotește cu o viteză unghiulară constantă, componenta centripetă a accelerației este nulă, iar un punct de pe axa fusului maneton va avea o accelerație centrifugă:

a=r.ω2 [m/s2] (3.5)

3.2. Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă

În urma calcului dinamic al mecanismului bielă-manivelă se determină forțele care acționează în acest mecanism. Aceste forțe se împart în două categorii:

– forța de presiune dezvoltată de fluidul de lucru din camera de ardere;

– forțele de inerție dezvoltate de masele componentelor aflate în mișcare. Acestea sunt la rândul lor de două tipuri:

– forțe de inerție dezvoltate de masele în mișcare de translație;

– forțe de inerție dezvoltate de masele în mișcare de rotație;

a). Forța de presiune dezvoltată de fluidul de lucru din cilindru

Pe suprafața superioară a capului pistonului acționează presiunea gazelor din cilindru (pcil), iar pe cea inferioară presiunea gazelor din carter, egală cu cea atmosferică: pcart=p0=0,1 MPa (fig.3.2).

Fig. 3.2 Repartiția presiunilor pe capul pistonului

Forța de presiune dezvoltată de fluidul de lucru din cilindru:

[N] (3.6)

Biela execută o mișcare complexă: piciorul bielei este articulat cu bolțul si execută o mișcare alternativă de translație în lungul axei cilindrului iar capul bielei execută o mișcare de rotație cu viteză unghiulară constantă egală cu cea a arborelui cotit. Din acest motiv, masa bielei (mB) se împarte în două mase concentrate:

– una în axa bolțului (mBP), punctul P din fig. 3.1;

– una în axa fusului maneton (mBM), punctul M din fig. 3.1;

Raportul dintre acestea este [4, pag. 25]: mBp=0,275.mB și mBm=0,725.mB

Masa totală în mișcare de translație (mA) este suma dintre masa grupului piston (mgp) și masa bielei concentrată în axa bolțului (mBP), conform fig. 3.3:

mA=mgp+mBP [g] (3.7)

Fig. 3.3 Modul de repartiție a masei bielei

Masa totală în mișcare de rotație este egală cu masa bielei concentrată în axa fusului maneton (mBM), la care se adaugă masa neechilibrată a unui cot:

mR=mBM+mcot [g] (3.8)

Determinarea maselor componentelor mecanismului-bielă se realizează pe baza datelor statistice. Se adoptă masele raportate (masele raportate la unitatea de suprafață a capului pistonului [4, tab. 1.2, pag. 27]):

Masa raportată a grupului piston: se recomandă =4,5 – 10 g/cm2; se adoptă: =6,7 g/cm2;

Masa raportată a bielei: se recomandă =4,5 – 10 g/cm2; se adoptă: =14,6 g/cm2;

Masa raportată a cotului: se recomandă =7 – 18 g/cm2; se adoptă: =11,8 g/cm2;

Aceste mase raportate se înmulțesc cu aria capului pistonului:

– masa grupului piston: ; se adoptă: mgp=360 g;

– masa bielei: ;

– masa cotului: ; se adoptă: mcot=640 g;

și, mai departe rezultă:

mBp=0,275.710=195 g; mBm=0,725.710=515 g; mA=360+195=555 g; mR=515+640=1155 g;

Forța de inerție dezvoltată de masele totale în mișcare de translație (masa grupului piston și masa bielei concentrată în axa bolțului) este:

FA=-mA.aP [N] (3.9)

Această forță acționează pe diraecția axei cilindrului, la fel ca și forța de presiune. Ca urmare, cele două pot fi însumate algebric. Rezultanta lor (F) acționează tot pe direcția axei cilindrului (fig. 3.4).

F=Fp+FA [N] (3.10)

Fig. 3.4 Schema forțelor care acționează în mecanismul bielă-manivelă

Forța (F) trebuie să fie transmisă spre arborele cotit. Din acest motiv ea se descompune după două direcții (fig. 3.4):

– una după direcția bielei, rezultând componenta (B);

– una perpendiculară pe axa cilindrului, rezultând componenta normală (N);

B=F/cos(α) [N] (3.11)

N=F.tg(α) [N] (3.12)

Componenta (B) se translatează în lungul bielei astfel încât punctul de aplicație se mută din P în M (fig. 3.4). Aici această componentă se descompune din nou după două direcții:

– una în lungul manivelei, rezultând componenta (ZB);

– una perprndiculară pe manivelă, rezultând componenta tangențială (T);

ZB=B.cos(α+β) [N] (3.13)

T=B.sin(α+β) [N] (3.14)

Oblicitatea bielei:

β=arctan[Λ.sin(α)] [0] (3.15)

Componenta (T) este cea care produce momentul motor instantaneu al unui cilindru:

Mic=r.T [N.m] (3.16)

Calculele se desfășoară pentru valori ale unghiului de manivelă din 15 în 15 0RAC, pe intervalul α=0 – 720 0RAC. Rezultatele sunt prezentate în tabelul 3.2.

Tabelul 3.2

Capitolul 4. Ordinea de aprindere. Uniformizarea mișcării arborelui cotit

Calculele de la capitolul 3 au fost realizate pentru un cilindru al motorului. Deoarece se consideră că toți cilindrii unui motor sunt identici, variațiile parametrilor cinematici și dinamici sunt aceleași.

Pentru determinarea momentului motor instantaneu total al motorului trebuie să se stabilească configurația arborelui cotit și ordinea de aprindere.

4.1. Ordinea de aprindere

Configurația arborelui cotit pentru motoarele cu un număr par de cilindri în linie se stabilește pe baza a două criterii:

– condiția de uniformitate a aprinderilor (pe parcursul unui ciclu motor, în fiecare cilindru are loc câte o aprindere la intervale egale). Aceasta înseamnă că pentru un motor cu 4 cilindri în linie defazajul dintre aprinderi este: ΔφA=720/i=720/4=180 0RAC. În consecință, manivelele vor fi dispuse cu un defazaj de 1800, două câte două în fază (fig. 3.5).

– pentru anularea forțelor de inerție dezvoltate de masele în mișcare de rotație și a momentelor interne produse de acestea, se adoptă varianta cu plan central de simetrie (fig. 3.5);

Prin convenție, numerotarea cilindrilor se face de la partea dinspre utilizator (volant) spre partea frontală a motorului (ventilator).

Fig. 3.5 Configurația arborelui cotit

Ordinea de aprindere se stabilește pe baza stelei manivelelor, care este proiecția arborelui cotit pe un plan perpendicular pe axa de rotație a acestuia (fig. 3.6a). Prin convenție, prima aprindere într-un ciclu motor are loc în cilindrul 1. Următoarea aprindere are loc după 180 0RAC, adică atunci când ajung în poziție de aprindere cilindrii 2 și 3 (fig. 3.6b). Aprinderea se poate produce în oricare dintre cei doi cilindri. După încă 180 0RAC ajung în poziție de aprindere cilindrii 1 și 4 (fig. 3.6c). Aplicând criteriul uniformității aprinderilor, aprinderea nu poate avea loc decât în cilindrul 4. Se rotește din nou arborele cotit cu 180 0RAC și ajung în poziție de aprindere cilindrii 2 și 3 (fig. 3.6d). Se aplică din nou condiția uniformității aprinderilor și, dacă în primă fază aprinderea a avut loc în cilindrul 2, se aprinde amestecul carburant din cilindul 3, și invers. Rezultă două posibilități privind ordinea de aprindere a unui motor cu 4 cilindri în linie (fig. 3.6e).

Fig. 3.6 Ordinea de aprindere pentru un motor cu 4 cilindri în linie

Ordinea de aprindere a cilindrilor se stabilește utilizând un criteriu suplimentar: numărul de aprinderi succesive în cilindri alăturați trebuie să fie minim. Se observă (fig. 3.7) că ambele variante posibile cuprind două aprinderi succesive în cilindri alăturați. Din punct de vedere al autoechilibrajului ambele variante sunt la fe de avantajoase.

Fig. 3.7 Variantele pentru ordinea de aprindere în cazul unui motor cu 4 cilindri în linie

Se adoptă ordinea de aprindere: 1 -2 -4 – 3.

4.2 Uniformizarea mișcării arborelui cotit

Momentul motor instantaneu total (MΣ) se determină însumând momentele instantanee ale momentelor produse de fiecare cilindru și luând în considerare defazajul dintre aprinderi:

– cilindrul 2 este cu 180 0RAC în urma cilindrului 1;

– cilindrul 3 este cu 540 0RAC în urma cilindrului 1;

– cilindrul 4 este cu 360 0RAC în urma cilindrului 1;

Calculele sunt organizate în tabelul 4.3.

Tabelul 4.3

Variația momentului motor instantaneu în funcție de unghiul de manivelă este prezentată în fig. 4.1.

Fig. 4.1 Diagrama de variație a momentului motor instantaneu total

Diagrama momentului motor instantaneu total a fost ridicată după stabilirea scării momentului (KM=5 Nm/mm) și cea a unghiului de manivelă (Kα=1,5 0RAC).

Din fig. 4.1 se observă că momentul motor instantaneu total are o variație periodică pe parcursul unui ciclu motor. Perioada este egală cu numărul de cilindri. Dacă momentul motor instantaneu este variabil, viteza unghiulară a arborelui cotit va fi de asemenea variabilă. Aceasta înseasmnă că viteza unghiulară a roților va fi la rândul ei variabilă, fapt care nu poate fi acceptat în cazul autovehiculelor rutiere. Prin uniformizarea mișcării arborelui cotit se înțelege menținerea vitezei unghiulare în limite stabilite.

În primul rând se determină (prin planimetrare) momentul motor mediu (). Se determină suma ariilor suprafețelor pozitive (A+) și cea a suprafețelor negative (A-), apoi se calculează diferența dintre cele două. A rezultat: A+=5170 mm2 și A-=1830 mm2. Diferența dintre cele două este:

A+-A-=5170-1830=3340 mm2;

Momentul motor instantaneu mediu (în mm) este egal cu înălțimea unui dreptunghi care aria egală cu A+-A- și cealaltă latură egală cu lungimea din diagramă corespunzătoare unui unghi de manivelă de 180 0RAC (120 mm). =3340/120=27,833 mm. Prin înmulțirea acestei valori cu scara momentului rezultă momentul motor mediu (în N):

=.KM=27,833.5=139,17 Nm;

Pentru ca un autovehicul să se deplaseze este necesar ca momentul motor mediu să fie egal cu cel rezistent. Din fig. 4.1 se observă că pe anumite porțiuni ale ciclului motor momentul furnizat este mai mare decât cel mediu (egal cu cel rezistent), iar în altele este mai mic. Excesul de lucru mecanic furnizat de motor este egal cu suma ariilor A’1-2 din fig. 4.1. Această arie se determină tot prin planimetrare: A’1-2 =3480 mm2. Excesul de lucru mecanic furnizat pe parcursul unui ciclu motor este:

A1-2=i. A’1-2.KM.Kα.π/180 [J] (4.1)

A1-2=4. 3480.5.1,5.π/180=1822,12 J

Se vor determina dimensiunile volantului astfel încât acesta să poată înmagazina excesul de lucru mecanic și să-l furnizeze în perioadele în care momentul instantaneu este mai mic decât cel rezistent.

Momentului de inerție mecanic total al arborelui cotit:

[kg.m2] (4.2)

[kg.m2]

Pentru gradul de neuniformitate a mișcării arborelui cotit se recomandă [5, pag. 59]: δω=1/80 … 1/40; se adoptă: δω=1/60

Momentul mecanic de inerție al volantului [5, pag. 59]:

Jv=(0,8 … 0,9).Jt [kg.m2]; se adoptă:

Jv=0,85.Jt=0,85.0,277=0,2354 kg.m2;

Volantul are forma unei coroane circulare, dimensiunile principale fiind cele din (fig. 4.2).

Figura 4.2

unde: – g [mm] – lățimea coroanei volantului

– h [mm] – grosimea radială a coroanei volantului

– Dmin [mm] – diametrul minim al coroanei

– Dmax [mm] – diametrul maxim al coroanei

– Dmv [mm] – diametrul mediu al coroanei

[mm] (4.3)

Raportul dintre lățimea b și grosimea radiala h a coroanei este [5, pag. 61]: g/h= 0,6 … 2,2; se adoptă: g/h=1,4286 și g=50 mm, rezultând h=50/1,4286=35 mm;

ρv=7850 kg/m3 – densitatea materialului volantului (oțel);

mm

Dmax=Dmv+g=280+35=315 mm

Dmin=Dmv-g=280-35=245 mm

Se determină viteza maximă a unui punct de la periferia volantului:

vmax=10-3.ω.Dmax/2 [m/s] (4.4)

vmax=10-3.628,3185.315/2=98,96 m/s

Aceasta trebuie să fie mai mică decât cea admisibilă. Se observă că această condiție este îndeplinită:

vmax=98,96 m/s<va=100 m/s pentru oțel [5, pag. 61];

Masa volantului:

mv=10-9..ρv.g.h.Dmv [kg] (4.5)

mv=10-9..7850.50.35.280=12,084 kg

Capitolul 5. Dimensiunile componentelor grupului piston

Componentele grupului piston sunt: pistonul, bolțul și segmenții. Se vor stabili dimensiunile principale ale acestora.

5.1. Dimensiunile segmenților

Segmenții au rolul de a etanșa cilindrul față de carter. Primii doi segmenți (cei mai apropiați de capul pistonului au rolul de a împiedica scăparea gazelor din cilindru spre carter. Din acest motiv, ei sunt numiți segmenți de compresie. Primul segment, cel care intră în contact cu gazele fierbinți din camera de ardere se mai numește și segment de foc. Acesta preia aproximativ 75% din sarcina de etanșare la gaze.

Pentru motoarele care echipează autoturisme soluția general adoptată este cea cu doi segmenți de compresie și unul de ungere. Rolul segmentului de ungere este acela de a îndepărta excesul de ulei depus pe oglinda cilindrului în timpul deplasării pistonului spre p.m.i., asigurînd realizarea unei pelicule de ulei suficientă pentru ungerea segmenților superiori (cei de compresie) pe parcursul cursei spre p.m.e..

Dimensiunile principale ale segmenților sunt grosimea radială (a) și înălțimea (h), conform fig. 5.1.

Fig. 5.1 Dimensiunile principale ale segmenților

Pentru a realiza funcția de etanșare, segmenții au forma unui inel tăiat. În stare montată segmenții au o formă circulară, cu diametrul exterior egal cu alezajul (D), iar distanța dintre flancurile fantei (Sm) se numește rost de montaj (fig. 5.1). În stare liberă segmenții au o formă ovală, iar distanța dintre flancurile fantei (rostul în stare liberă S0) este mai mare decât rostul de montaj (S0>Sm).

Atât pentru segmenții de compresie cât și pentru cel de ungere se alege următoarea distribuție a presiunii elastice pe periferie:

(5.1)

1. Dimensiunile segmenților de compresie

Grosimea radială a segmenților se determină cu relația:

(5.2)

unde: – σa [MPa] – tensiunea admisibilă pentru solicitarea de încovoiere. Se adoptă [5, fig. 3.22, pag. 76]: σa=320 MPa pentru segmentul de foc și σa=275 MPa pentru al doilea segment.

– K=1,72 MPa [5, pag. 70] – constanta corespunzătoare distribuției presiunii elastice adoptată;

– pE [MPa] – presiunea elastică medie. Se adoptă [5, fig. 3.19, pag. 69]: pE=0,18 MPa.

a. Pentru segmentul de foc:

a1=D/26,75=83/26,75=3,1 mm

Înălțimea segmentului de foc:

h1=1,2 mm [5, pag. 77]

Jocurile segmentului în canal:

– jocul axial: ja1=0,05 mm [5, pag. 81]

– jocul radial: jr1=0,6 mm [5, pag. 81]

b. Pentru al doilea segment:

a2=D/24,836=83/24,836=3,34 mm; Se adoptă: a2=3,4 mm;

Înălțimea celui de al doilea segment:

h1=1,5 mm [5, pag. 77]

Jocurile segmentului în canal:

– jocul axial: ja2=0,04 mm [5, pag. 81]

– jocul radial: jr2=0,6 mm [5, pag. 81]

2. Dimensiunile segmentului de ungere

Grosimea radială se determină tot cu relația (5.2), adoptându-se următoarele valori:

σa=275 MPa [5, fig. 3.22, pag. 76], K=1,72 MPa [5, pag. 70], pE=0,32 MPa [5, fig. 3.19, pag. 69];

a3=D/18,755=83/18,755=4,425 mm; Se adoptă: a2=4,3 mm;

Înălțimea segmentului de ungere:

h1=3 mm [5, pag. 77]

Jocurile segmentului în canal:

– jocul axial: ja3=0,02 mm [5, pag. 81]

– jocul radial: jr3=1 mm [5, pag. 81]

5.2. Dimensiunile bolțului

Dimensiunile bolțului depind de tipul montajului. Pentru M.A.S. se recomandă [5, pag. 83] montajul cu bolț fix.

În fig. 5.2 sunt prezentate dimensiunile bolțului, care se stabilesc pe baza datelor statististice [5, pag. 85 și 86].

Notațiile din fig. 5.2 au următoarele semnificații:

l – lungimea bolțului; se recomandă: l=(0,6 … 0,93).D; se adoptă: l=0,9157.D=0,9157.83=76 mm;

lb – lungimea de sprijin în piciorul bielei; se recomandă: lb=(0,32 … 0,4).D; se adoptă: lb=0,36.D=0,36.83=29,88 mm; se alege: lb=30 mm;

jb – jocul dintre bielă și umerii mantalei; se recomandă: jb=0 … 1,5 mm; se adoptă: jb=1 mm;

deb – diametrul exterior al bolțului; se recomandă: deb=(0,2 … 0,26).D; se adoptă: lb=0,241.D=0,241.83=20 mm;

Fig. 5.2 Dimensiunile principale ale bolțului

dib – diametrul interior al bolțului;

α=dib/deb – se recomandă: α=0,55 … 0,7; se adoptă: α=0,65;

lp – lungimea de sprijin în unul dintre umerii mantalei;

lp=0,5.(l-lb-2.jb)= 0,5.(76-30-2.1)=22 mm;

Cunoscând dimensiunile segmenților, cele ale bolțului și numărul segmenților, pot fi stabilite dimensiunile principale ale pistonului.

5.3. Dimensiunile pistonului

Și în cazul pistonului, dimensiunile principale (fig. 5.3) se stabilesc pe baza datelor statistice [5, tab. 3.4, pag. 118].

h – distanța de la suprafața superioară a capului pistonului până la canalul segmentului de foc; se recomandă: h=2 … 8 mm; se adoptă: h=4 mm;

h1=1,2 mm – înălțimea segmentului de foc ( a fost adoptată la subcapitolul 5.1);

Fig. 5.3 Dimensiunile pistonului

h2=1,5 mm – înălțimea celui de al doilea segment ( a fost adoptată la subcapitolul 5.1);

h3=3 mm – înălțimea segmentului de ungere ( a fost adoptată la subcapitolul 5.1);

hc – distanța dintre canale; se recomandă: hc=(0,04 … 0,055).D; se adoptă:

hc=0,0482.D=0,0482.D =4 mm

h4 – distanța de la canalul segmentului de ungere până la muchia superioară a orificiului pentru bolț; se adoptă: h4=6,3 mm

deb=20 mm – diametrul exterior al bolțului (a fost adoptat la subcapitolul 5.2)

Hc – înălțimea de compresie. Din fig. 5.3 rezultă:

Hc=h+h1+h2+h3+2.hc+h4+deb/2=4+1,2+1,5+3+2.4+6,3+20/2=34 mm

Hc/D=34/83=0,4086; se recomandă: Hc=(0,3 … 0,45).D;

Lm – lungimea mantalei; se recomandă: Lm=(0,4 … 0,5).D; se adoptă: Lm=0,45.D=0,45.83=37,3 mm

L – lungimea pistonului. Din fig. 5.3 rezultă:

L=Hc+Lm-( h4+deb/2)=34+37,3-(6,3+20/2)=55 mm

L/D=55/83=0,6626; se recomandă: L=(0,6 … 0,7).D;

g – grosimea capului pistonului: se recomandă: g=(0,06 … 0,1).D; se adoptă: g=0,0964.D=0,0964.83=8 mm;

Dip – diametrul interior al pistonului; se recomandă: Dip=D-(2 … 6).a3; a3=4,5 mm – grosimea radială a segmentului de ungere ( afost calculată la subcapitolul 5.1); se adoptă:

Dip=D-4.a3=83-4.4,5=65 mm;

Capitolul 6. Dimensiunile cotului arborelui cotit

Un cot al arborelui cotit este alcătuit dintr-un fus maneton, cele două brațe adiacente și câte jumătate din fusurile palier pe care se sprijină (fig. 6.1):

Fig. 6.1 Dimensiunile principale ale cotului arborelui cotit

Dimensiunile cotului se adoptă pe baza datelor statistice [5, tab. 5.1, pag.201]:

dP – diametrul exterior al fusului palier;

se recomandă: dp=(0,6 … 0,8).D; se adoptă: dp=0,723.D=0,723.83=60 mm;

lP – lungimea fusului palier;

se recomandă: lp=(0,5 … 0,6).dP; se adoptă: lp=0,567.dP=0,567.60=34 mm;

dM – diametrul exterior al fusului maneton;

se recomandă: dM=(0,5 … 0,68).D; se adoptă: dM=0,651.D=0,651.83=54 mm;

lM – lungimea fusului maneton;

se recomandă: lM=(0,45 … 0,62).dM; se adoptă: lM=0,593.dM=0,593.54=32 mm;

dMi – diametrul interior al fusului maneton (egal cu diametrul interior al fusului palier dPi);

se recomandă: dMi=(0,6 … 0,8).dM; se adoptă: dMi= dPi=0,741.dM=0,741.54=40 mm;

b – lățimea brațului;

se recomandă: b=(1,7 … 1,9).dM; se adoptă: b=1,852.dM=1,852.54=100 mm;

g – grosimea brațului;

se recomandă: g=(0,15 … 0,35).dM; se adoptă: g=0,2963.dM=0,2963.54=16 mm;

ρ – raza de racordare dintre fus și braț;

se recomandă: ρ =(0,06 … 0,09).dM; se adoptă: ρ =0,0741.dM=0,0741.54=4 mm;

l – lungimea cotului;

l=lP+lM+2.g= 34+32+2.16=98 mm;

l/D=98/83=1,18; se recomandă: l/D=1,1 … 1,25; se observă că valoarea lungimii cotului se încadrează în intervalul recomandat;

Capitolul 7. Calculul bielei

Biela preia, prin intermediul bolțului, forța de presiune a gazelor din cilindru și o transmite arborelui cotit. Ea participă la transformarea mișcării de translație a bolțului în mișcare de rotație a arborelui cotit. Părțile principale sunt: piciorul bilelei, capul bielei și corpul bielei (fig. 7.1)

Fig. 7.1 Componentele principale ale bielei

Deoarece arborele cotit este nedemontabil, biela nu poate fi articulată cu fusul maneton decât dacă se secționează capul acesteia. Partea care se detașează se numește capac și se fixează de restul bielei prin asamblări filetate.

7.1. Calculul piciorului bielei

Pentru a permite articularea cu bolțul, piciorul bielei are forma unui tub. Dimensiunile principale ale piciorului sunt cele din fig. 7.2.

Așa cum s-a precizat anterior, s-a adoptat varianta de montaj cu bolț fix.

– hp – grosimea radială a piciorului bielei:

Se recomandă: hp=(0,18 … 0,25).deb; se adoptă: hp=0,2.deb=0,2.20=4 mm;

– dip – diametrul interior al piciorului bielei:

Deoarece montajul este cu bolț fix: dip=deb=20 mm;

– dep – diametrul exterior al piciorului bielei:

Fig. 7.2 Dimensiunile principale ale piciorului bielei

dep=dip+2.hp=20+2.4=28 mm; dep/deb=28/20=1,4; această valoare se încadrează în intervalul recomandat: dep/deb=1,3 … 1,6;

Pentru calculul piciorului bielei se consideră că acesta este o grindă curbă, cu raza medie (rm), încastrată în secțiunea de racordare cu corpul (A-A din fig. 7.3). Unghiul de încastrare are valori cuprinse în intervalul φA=90 … 1300 [5, pag. 160]. Dacă unghiul de încastrare are valori mai mari, rezultă o bielă cu un corp mai subțire (mai zveltă) cea ce conduce și la o micșorare a masei acesteia. În cazul M.A.S. este importantă reducerea maselor componentelor în mișcare. Se adoptă: φA=1150.

Deoarece distribuția tensiunilor este simetrică față de axa longitudinală, calculele se fac numai pentru jumătate din circumferința piciorului.

7.3 Secțiunea de încastrare a piciorului bielei

7.1.1. Solicitarea de întindere

Forța maximă de întindere care solicită piciorul bielei este egală cu forța maximă de inerție dezvoltată de masa grupului piston:

Ft=FAgpmax=10-3.mgp.r.ω2.(1+) [N] (7.1)

Ft=FAgpmax=10-3.360.0,0425.628,31852.(1+1/3,05)=8020 N

Se consideră că această forță este uniform distribuită pe jumătatea superioară a piciorului (fig. 7.4). Ca urmare, în secțiunea din lungul bielei (B-B din fig. 7.4) apare un moment de încovoiere (Mt0) și o forță normală (Nt0). Valoarea acestora depinde de unghiul de încastrare:

[Nm] (7.2)

unde: -rm – raza medie a piciorului bielei; rm=(dep+dip)/4=(28+20)/4=12 mm

[N] (7.3)

Fig. 7.4 Schema de încărcare pentru solicitarea de întindere

Tensiunea maximă produsă de forța de întindere se înregistrează în fibra exterioară a secțiunii de încastrare (fig. 7.5).

Fig. 7.5 Distribuția tensiunilor de întindere în fibra exterioară, respectiv în cea interioară a piciorului bielei

Momentul încovoietor (MtφA) și forța normală (NtφA) dezvoltate de forța de întindere în secțiunea de încastrare (A-A din fig. 7.4) se determină cu relațiile:

[Nm] (7.4)

[N] (7.5)

Tensiunea de încovoiere produsă de forța de întindere în fibra exterioară a secțiunii de încastrare:

[MPa] (7.6)

unde: – Θ – fracțiunea din forța normală preluată de piciorul bielei. În cazul montajului cu bolț fix, din cauza absenței bucșei, Θ=1.

Tensiunea de încovoiere produsă de forța de întindere în fibra interioară a secțiunii de încastrare:

[MPa] (7.7)

7.1.2. Solicitarea de compresiune

Valoarea maximă a forței de compresiune este egală cu forța maximă de presiune, redusă cu forța maximă de întindere (determinată la paragraful 7.1.1):

Fc= Fpmax-Ft [N] (7.8)

Fpmax=29114 N – valoarea maximă din coloana corespunzătoare lui Fp din tab. 3.2;

Fc=29114-8020=21094 N

Pentru calcule, se consideră că forța de compresiune este distribuită sinusoidal pe jumătatea inferioară a piciorului bielei (fig. 7.6). Aceasta produce în secțiunea din lungul bielei (B-B din fig. 7.6) un moment încovoietor (Mc0) și o forță normală (Nt0)

Fig. 7.6 Schema de încărcare pentru solicitarea de compresiune

Mc0=10-3.a1.Fc.rm [Nm] (7.9)

Nc0=10-3.a2.Fc [N] (7.10)

unde: – a1=0,6; a2=1,8 [5, tab. 4.2, pag. 168] – coeficienți care depind de valoarea unghiului de încastrare;

Mc0=10-3.0,6.21094.0,012=0,152 Nm

Nc0=.10-3.1,8.21094=38 N

Ca și în cazul solicitării de întindere, tensiunea maximă produsă de forța de comprimare se înregistrează în secțiunea de încastrare (fig. 7.7). Momentul de încovoiere și forța normală dezvoltate de forța de comprimare în secțiunea de încastrare se determină cu relațiile:

[Nm] (7.11)

[N] (7.12)

Fig. 7.7 Distribuția tensiunilor de compresiune în fibra exterioară, respectiv în cea interioară a piciorului bielei

Tensiunea de încovoiere produsă de forța de compresiune în fibra exterioară a secțiunii de încastrare:

[MPa] (7.13)

Tensiunea de încovoiere produsă de forța de compresiune în fibra interioară a secțiunii de încastrare:

[MPa] (7.14)

7.1.3. Solicitarea la oboseală

Solicitarea la oboseală este produsă prin întindere și prin compresiune, secțiunea periculoasă fiind cea de încastrare..

Tensiunea maximă este egală cu cea produsă de forța de întindere în fibra exterioară a secțiunii de încastrare: , iar cea minimă cu cea produsă de forța de compresiune în fibra exterioară a secțiunii de încastrare: .

Coeficientul de siguranță la oboseală se calculează pe baza formulei lui Serensen:

(7.15)

unde: – [MPa] – tensiunea medie

– [MPa] – amplitudinea tensiunii

– σ-1t [MPa] – rezistența la oboseală a ciclului simetric pentru solicitarea de întindere compresiune

σ-1t=0,315.σr [MPa] pentru oțel (σr [MPa] – rezistența la rupere a materialului respectiv

σr=570 … 790 MPa pentru oțel carbon (OLC) [5, pag. 175]; se adoptă materialul pentru bielă OLC 45 cu σr=750 MPa;

σ-1t=0,315.750=236 MPa

– k=1 [5,pag. 175] – coeficientul efectiv de concentrare a tensiunilor;

– ε=0,91 [5, fig. 4.13, pag. 177] – factorul dimensional;

– =0,9 [5, fig. 4.12, pag. 176] – coeficientul de calitate a suprafeței;

– ψ=(2σ-1-σ0)/σ0; σ0=(1,6 … 1,8).σ-1 [5,pag.177];

unde: – σ0 [MPa – rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator; se adoptă: σ0=1,65.σ-1;

ψ=(2.σ-1-1,65.σ-1)/(1,65.σ-1t)=0,2121

Valori admisibile pentru coeficientul de siguranță la oboseală: ca=2,5 … 5

Se observă că piciorul bielei este corect dimensionat din punct de vedere al rezistenței la oboseală.

7.1.4. Calculul deformației maxime a piciorului bielei

Deformația maximă a piciorului bielei este:

[mm] (7.16)

unde: – [mm4] -momentul de inerție al piciorului bielei

Ep=2,1.105 MPa – modulul elastic al materialului bielei (oțel);

Deformația maximă a piciorului bielei trebuie să fie mai mică decât jumătatea jocului la cald dintre bolț și locașul din piston:

Se recomandă: Δ’=(0,001 … 0,005).deb [5, pag. 102]; se adoptă: Δ’=0,003.deb= Δ’=0,003.20=0,06 mm;

Se observă că:

7.2. Calculul corpului bielei

Calculul corpului bielei se desfășoară în două secțiuni: cea minimă (1-1 din fig. 7.8a) și cea mediană (2-2 din fig. 7.8a).

Fig. 7.8 Secțiunile de calcul (a) și dimensiunile (b) corpului bielei

Corpul bielei este supus la oboseală produsă prin solicitările de întindere, compresiune și flambaj.

Tensiunea de flambaj este direct proporțională cu pătratul lungimii de flambaj. Flambajul corpului bielei apare în două plane: cel de oscilație o-o și cel de încastrare i-i (fig. 7.9). Se consideră că în planul de oscilație biela este articulată la ambele capete, iar în cel de încastrare este încastrată la ambele capete. Ca urmare, în planul de oscilație lungimea de flambaj este mai mare decât in cel de oscilație (de aproximativ două ori). Pentru uniformizarea tensiunilor de flambaj în corpul bielei este necesar ca monentul de inerție al secțiunii transversale în planul de oscilație să fie de patru ori mai mare în planul de oscilație decât în cel de încastrare. Acest lucru este asigurat de o formă de dublu T, cu tălpile paralele cu planul de încastrare i-i (fig. 7.8b).

Dimensiunile recomandate pentru corpul bielei sunt prezentate în fig. 7.8b). Se vor stabili aceste dimensiuni în secțiunea minimă (1-1 din fig. 7.8a) și în cea mediană (2-2 din fig. 7.8a).

Lățimea corpului în secțiunea mediană se determină ca o medie aritmetică dintre lățimea in secțiunea minimă (Bp) și cea din secțiunea de la capul bielei (Bc din fig. 7.8a).

Fig. 7.9 lungimea de flambaj în planul de oscilație (a) și în planul de încastrare (b)

7.2.1. Calculul corpului bielei în secțiunea minimă (1-1 din fig. 7.8a)

– B1 – lățimea bielei în secțiunea minimă;

Se recomandă: B1=(0,48 … 1).dep [5, pag 180]; se adoptă: B1=0,7143.dep=0,7143.28=20 mm

Celelalte dimensiuni se calculează cu următoarele formule [5, fig. 4.14, pag 179]:

– H1 – înălțimea corpului bielei în secțiunea minimă;

H1=0,75.B1=0,75.20=15 mm;

a1=0,167.B1=0,167.20=3,34 mm; se adoptă: a1=3,4 mm;

b1= B1-2. a1= 20-2. 3,4=13,2 mm;

h1= H1-a1= 15-3,4=12,6 mm;

Forța maximă de întindere care solicită corpul bielei în secțiunea minimă este dată de masa grupului piston (a fost determinată la calculul piciorului bielei): Ft1=8020 N.

Tensiunea de întindere în secțiunea minimă:

[MPa] (7.17)

unde: – A1= H1.B1-h1.b1 [mm2] – aria secțiunii transversale 1-1

A1=15.20-12,6.13,2=133,68 mm2

Forța de compresiune în secțiunea minimă este cea de la calculul piciorului:

21094 N

Tensiunea cumulată de compresiune și flambaj în planul de oscilație , respectiv în planul de încastrare , se determină cu relațiile:

[MPa] (7.18)

[MPa] (7.19)

unde: – K01 si Ki1 sunt coeficienți supraunitari care iau în considerare efectul suplimentar al solicitării de flambaj

(7.20)

unde: – [mm4] – momentul de inerție al secțiunii 1-1 față de planulde încastrare i-i

[mm4] (7.21)

– [mm4] – momentul de inerție al secțiunii 1-1 față de planul de oscilație o-o

[mm4] (7.22)

–

σe – limita de elasticitate a materialului bielei

σe=340 … 390 MPa pentru oțel carbon [5, pag. 182], se adoptă: σe=360 MPa

Lungimea de flambaj în planul de oscilație (egală cu lungimea bielei):

l0=r/Λ=42,5/(1/3,05)=129,625 mm

Lungimea de flambaj în planul de încastrare:

li=0,5.lo=0,5.129,625=64,8 mm [5, pag. 182];

Tensiunea maximă din corpul bielei în secțiunea minimă 1-1 este egală cu cea de compresiune-flambaj în planul de oscilație:, iar cea minimă este egală cu tensiunea de întindere: .

Coeficientul de siguranță la oboseală pentru corpul bielei se calculează pe baza formulei lui Serensen:

(7.23)

σ-1t=236 MPa și ψ=0,2121 au fost determinate la calculul piciorului bielei;

βk=1[5, pag. 184] – coeficientul efectiv de concentrare a tensiunilor;

ε=0,95[5, fig. 4.13, pag. 184] – factorul dimensional;

=0,9 [5, fig. 4.12, pag. 184] – coeficientul de calitate a suprafeței;

Tensiunea medie în secțiunea minimă:

Pulsația tensiunii în secțiunea minimă:

Valorile admisibile pentru coeficientul de siguranță la oboseală: ca=2 … 2,5 [5, pag. 184]

7.2.2. Calculul corpului bielei în secțiunea mediană (2-2 din fig. 7.8a)

– Bc – lățimea corpului bielei în secțiunea maximă;

Se recomandă: Bc=(1,1 … 1,35).B1 [5, pag 180]; se adoptă: Bc=1,2.B1=1,2.20=24 mm

– B2 – lățimea corpului bielei în secțiunea mediană

B2=(B1+Bc)/2=(20+24)/2=22 mm

Celelalte dimensiuni se calculează cu următoarele formule [5, fig. 4.14, pag 179]:

– H2 – înălțimea corpului bielei în secțiunea minimă;

H2=0,75.B2=0,75.22=16,5 mm;

a2=0,167.B2=0,167.22=3,674 mm; se adoptă: a1=3,7 mm;

b2= B2-2. a2= 22-2. 3,7=14,6 mm;

h2= H2-a2= 16,5-3,7=12,8 mm;

Forța maximă de întindere care solicită corpul bielei în secțiunea maximă este egală cu forța maximă de inerție dezvoltată de masele în mițcare de translație (masa grupului piston și masa bielei concentrată în picior): Ft1=10249 N (din tabelul 3.2, coloana FA).

Tensiunea de întindere în secțiunea mediană:

[MPa] (7.24)

unde: – A2= H2.B2-h2.b2 [mm2] – aria secțiunii transversale 2-2

A2=16,5.22-12,8.14,6=176,12 mm2

Forța de compresiune în secțiunea mediană este egală cu forța maximă de presiune, redusă cu forța de întindere:

29114-10249=18865 N

Tensiunea cumulată de compresiune și flambaj în planul de oscilație , respectiv în planul de încastrare , se determină cu relațiile:

[MPa] (7.25)

[MPa] (7.26)

unde: – K02 si Ki2 sunt coeficienți supraunitari care iau în considerare efectul suplimentar al solicitării de flambaj

(7.27)

unde: – [mm4] – momentul de inerție al secțiunii 2-2 față de planulde încastrare i-i

[mm4] (7.28)

– [mm4] – momentul de inerție al secțiunii 2-2 față de planul de oscilație o-o

[mm4] (7.29)

Tensiunea maximă din corpul bielei în secțiunea minimă 2-2 este egală cu cea de compresiune-flambaj în planul de oscilație:, iar cea minimă este egală cu tensiunea de întindere: .

Coeficientul de siguranță la oboseală pentru corpul bielei se calculează pe baza formulei lui Serensen:

(7.30)

σ-1t=236 MPa și ψ=0,2121 au fost determinate la calculul piciorului bielei;

βk=1[5, pag. 184] – coeficientul efectiv de concentrare a tensiunilor;

ε=0,94[5, fig. 4.13, pag. 184] – factorul dimensional;

=0,9 [5, fig. 4.12, pag. 184] – coeficientul de calitate a suprafeței;

Tensiunea medie în secțiunea mediană:

Pulsația tensiunii în secțiunea mediană:

Valorile admisibile pentru coeficientul de siguranță la oboseală: ca=2 … 2,5 [5, pag. 184]

7.3. Calculul capului bielei

Dimensiunile bielei (fig. 7.10) depind de cele ale fusului maneton. Diametrul exterior al fusului maneton dM=54 mm și lungimea fusului maneton lM=32 mm au fost adoptate la capitolul 6.

Fig. 7.10 Dimensiunile capului bielei

Capul bielei este solicitat la întindere de forța:

[N] (7.31)

unde: – mc– masa capacului;

– ωmax=1,1.ω=1,1.628,3185=691,15 rad/s [5, pag. 187] – viteza unghiulară maximă;

Pentru a calcula masa capacului trebuie să se stabilească dimensiunile capului (fig. 7.10):

– dci – diametrul interior al capului

dci=dM+2.hcuz

unde: – hcuz – grosimea radială a cuzinetului; se recomandă: hcuz=0,9 … 2,5 mm [5, tab. 4.4, pag. 187]; se adoptă: hcuz=2 mm;

dci=54+2.2=58 mm;

– hi – grosimea peretelui interior al capului bielei

se recomandă: hi=0 … 1,5 mm [5, pag. 188]; se adoptă: hi=1 mm

– df – diametrul exterior al șuruburilor de fixare a capacului

se recomandă: df=8 … 12 mm [5, pag. 188]; se adoptă: df=8 mm

– he – grosimea peretelui exterior al capului bielei

se recomandă: he=2 … 4 mm [5, pag. 188]; se adoptă: he=3 mm

– dci – diametrul exterior al capului

dce=dci+2.hi+2.df+2.he=58+2.1+2.8+2.3=82 mm

[kg] (7.32)

unde: – ρb=7850 kg/m3 – densitatea materialului bielei (oțel)Ș

În continuare se realizează calculul șuruburilor de fixare. Forța de întindere care solicită un șurub este:

Ftz=Ft/z (7.33)

unde: – z=2 – numărul de șuruburi de fixare;

Ftz=14310/2=7155 N

Forța de prestrângere a șurubului:

se recomandă: F0=(2 … 3).Ftz [5, pag. 189] se adoptă: F0=2,28.Ftz=2,28.7155=20606 N

Forța suplimentară care acționează asupra șurubului:

se recomandă: Fβ=(0,2 … 0,25).Ftz [5, pag. 189] se adoptă: Fβ=0,21.Ftz=0,21.7155=1503 N

Forța totală care acționează asupra șurubului:

Fs= F0+ Fβ=20606+1503=22109 N

Diametrul de fund al filetului dc, respectiv cel exterior al părții nefiletate a șurubului dn, se calculează cu relațiile:

[mm] (7.34)

unde: – c1=1,25….3 [5, pag. 189] – coeficient de siguranță; valori superioare se adoptă atunci când solicitarea la șoc este semnificativă; se adoptă: c1=1,8;

– c2 =1,3 [5, pag. 189] – coeficient care ia în considerare solicitarea de răsucire care apare la strângerea piuliței

– c3 =1,15 [5, pag. 189] –coeficient care ia în considerare curgerea materialului în zona filetului

– σc [MPa] – limita de curgere a materialului șurubului

se recomandă: σc=800 … 1100 MPa [5, pag. 189]; se adoptă: σc=1080 MPa;

Tensiunea maximă de întindere produsă de forța care acționează asupra șurubului:

(7.35)

Tensiunea minimă de întindere produsă de forța care acționează asupra șurubului::

(7.36)

Se verifică condiția:

(7.37)

unde: –

–

Se recomandă: σ-1=(0,44 … 0,52).σr [5, pag. 190] – rezistența la oboseală a materialului șurubului pentru ciclul simetric în cazul solicitării la întindere se adoptă: σ-1=0,48.σr; rezistența la rupere a materialului șurubului: σr=1000 … 1400 MPa [5, pag. 190]; se adoptă: σr=1250 MPa și rezultă:

σ-1=0,48.1250=600 MPa;

Rezistența la oboseală a materialului șurubului pentru ciclul pulsator în cazul solicitării la întindere σ0=(1,6 … 1,8).σ-1 [5, pag. 190]; se adoptă: σ0=1,65.σ-1;

Tensiunea medie:

Pulsația tensiunii:

Dacă: , coeficientul de siguranță la oboseală pentru șurubul de fixare a capacului se calculează cu relația:

(7.38)

unde: – βk=4 … 5,5 [5, pag. 191] – coeficientul general ala concentratorilor de tensiuni; se adoptă: βk=5,2;

– ε=0,8 … 1 [5, pag. 191] – factorul dimensional; se adoptă: ε=0,9

– y=1 … 1,5 [5, pag. 191] – coeficientul de calitate a suprafeței; se adoptă: y=1,2;

Valorile admisibile fiind: ca=1,3 … 2;

Tipul șurubului se adoptă din [5, tab. 4.5, pag. 192]: șurub M 8, filet fin, pasul p=0,5 mm și diametrul fundului filetului: df=7,459 mm.

Pentru determinarea tensiunii de întindere în secțiunea de încastrare se fac unele ipoteze simplificatoare:

– capul bielei este o grindă curbă rotundă de secțiune constantă, cu diametrul fibrei medii egal cu (distanța dintre axele șuruburilor de fixare a capacului – vezi fig. 7.10);

– secțiunea cea mai solicitată este secțiunea de încastrare, care corespunde unui unghi de 1300 față de axa longitudinală a bielei (fig. 7.11);

– forța de întindere este distribuită sinusoidal, numai pe jumătatea inferioară a capului (fig. 7.11);

– ciclul de solicitarea la oboseală a capacului este unul pulsator;

– cuzinetul preia o parte din momentul încovoietor și din forța normală;

Fig. 7.11 Schema de încărcare a capului bielei

Pe baza acestor ipoteze rezultă relația de calcul pentru tensiunea de încovoiere maximă în secțiunea de încastrare:

[MPa] (7.39)

=dci+2.hi+df= 58+2.1+8=68 mm;

Ac [mm2] – aria secțiunii transversale a capului bielei

Acuz [mm2] – aria secțiunii transversale a cuzinetului

Ic [mm4] – momentul de inerție al secțiunii capului

[mm4]

hc [mm4] – grosimea radială a capului bielei

Wc [mm3] – modulul de rezistență la încovoiere a capului bielei

Icuz [mm4] – momentul de inerție al secțiunii cuzinetului

[mm4]

Pentru a evita contactul cu fusul maneton în zona de racordare a acestuia cu brațul (dacă nu exista degăjari în această zonă) cuzinetul poate fi mai scurt decat fusul maneton.

lcuz=lM-(0 … 4) mm; se adoptă: lcuz=lM-4=30-4=26 mm;

Tensiunea admisibilă este [5, pag. 193]: σa=100 … 150 MPa

Deformația maximă de ovalizare a capului pe fibra medie este:

[mm] (7.40)

Pentru a preveni griparea, deformația maximă a capului trebuie să fie mai mică decât jumatate din jocul la montaj dintre fusul maneton și cuzinet.

Se recomandă: Δm=(0,0003 … 0,003).dM [5, pag. 194]; se adoptă: Δm=0,001.dM=0,001.54=0,054 mm;

Capitolul 8. Concluzii

În prima fază a calculului termic au fost calculați, sau adoptați, parametrii inițiali. Deoarece prin tema de proiect s-a cerut realizarea unui studiu privind influența gradului de încălzire a fluidului proaspăt asupra temperaturii maxime care se înregistrează pe parcursul ciclului motor, calcululele s-au desfășurat pentru variații din 0,01 în 0,01 pe intervalul recomandat Φ =1,05 – 1,16. S-au determinat parametrii de stare ai fluidului de lucru (presiune, temperatură, volum raportat) la sfârșitul cursei de admisie (punctul „a” din fig. 2.1), la sfârșitul procesului de comprimare (punctul „d” din fig. 2.1), la sfârșitul cursei de comprimare (punctul „c’ ” din fig. 2.1), la sfârșitul fazei de ardere izocore (punctul „z” din fig. 2.1) și la sfârșitul fazei de ardere izobare „z’ ” din fig. 2.1).

S-a observat că, așa cum este firesc, la creșterea gradului de încălzire a fluidului proaspăt crește temperatura la sfârșitul cursei de admisie (fig. 2.2 c), ceea ce provoacă și o creștere a presiunii de admisie. Prin faptul că rata de creștere a temperaturii este mai mare decât cea a creșterii presiunii, rezultă o scădere a cantității de fluid proaspăt reținută în cilindru, adică o micșorare a gradului de umplere.

Și temperatura maximă pe ciclul motor (Tz’) înregistrează o creștere liniară la mărirea gradului de încălzire a fluidului proaspăt.

După ce s-au calculat parametrii de stare în toate celelalte punctele ale ciclului motor, s-a determinat presiunea medie indicată și presiunea medie efectivă. S-a constatat că ambele au o scădere liniară la creșterea gradului de încălzire a fluidului proaspăt, ca urmare a scăderii gradului de umplere.

Motorul pe baza căruia a fost elaborată tema proiectului echipează un autoturim Mazda 323, și are următoarele caracteristici: alezajul D=83 mm, cursa pistonului S=85 mm, cilindreea totală Vt=1,84 dm3 și 4 cilindri în linie.

Din tabelul 2.9e se observă că valoarea cea mai apropiată pentru cilindreea totală a motorului din tema de proiect este cea corespunzătoare valorii Φ=1,124 (pentru care Vt=1,839 dm3). Toate calculele ulterioare au fost dezvoltate pentru această variantă.

O comparație între parametrii calculați și cei uzuali pentru M.A.S. cu aspirație normală este realizată în tab. 8.1(valorile uzuale sunt din: [4, pag. 182] pentru presiunea medie indicată și [4, tab. 7.2 , pag. 189] pentru indicii de perfecțiune).

Tab. 8.1

Presiunea medie indicată (pe) se situează la jumătatea intervalulul recomandat, la fel ca și randamentul efectiv (ηe). În schimb, consumul specific efectiv (ce) se situează spre limita maximă, iar puterea litrică (Pl) spre cea minimă.

În urma calculului cinematic și a celui dinamic al mecanismului bielă-manivelă s-au determinat: deplasarea, viteza și accelerația pistonului, accelerația centrifugă a arborelui cotit, forțele care acționează în mecanism și momentul motor instantaneu.

Pe baza diagramei de variație a momentului motor instantaneu total, s-a determinat momentul motor mediu și excesul de lucru mecanic. Apoi au fost calculate dimensiunile volantului astfel încât acesta să poată acumula excesul de lucru mecanic și să-l livreze pe porțiunile din ciclul motor în care momentul motor instantaneu este inferior momentului rezistent (momentul mediu determinat).

După stabilirea dimensiunilor componentelor grupului piston (segmenți, bolț și piston) și cele ale arborelui cotit, s-a dezvoltat calculul bielei, așa cum s-a cerut prin tema de proiect. S-a adoptat varianta de montaj cu bolț fix, așa cum se recomandă pentru M.A.S., la care solicitările sunt mai mici decât la motoarele Diesel [5, pag. 83].

Au fost stabilite dimensiunile părților componente ale bielei (picior, corp și cap) și s-a realizat calculul de verificare a acestora.

Piciorul bielei este supus la solicitarea de oboseală produsă de întinderea-compresiunea acestuia. Valorile maxime ale tensiunilor de întindere-compresiune de înregistrează în secțiunea de racordare cu corpul. Coeficientul de siguranță la oboseală pentru piciorul bielei are valoarea c=4,7. Valorile admisibile sunt ca=2,5 … 5 [5, pag. 62]. Se constată că piciorul bielei este corect dimensionat. S-a determinat deformația maximă a piciorului bielei și s-a verificat ca această să fie mai mică decât jumătate din jocul la cald dintre bolț și locașul acestuia din piston, pentru a se evita gripajul.

Corpul bielei a fost verificat în două secțiuni: secțiunea minimă și cea mediană. Și corpul bielei este supus la oboseală prin solicitarea compusă de întindere și de compresiune-flambaj. Coeficientul de siguranță la oboseală în secțiunea minimă este c1=2,7476, iar în cea mediană c2=4,375. Valorile admisibile sunt ca=2 … 2,5. Se observă o ușoară supradimensionare a corpului în secțiunea mediană, dar dimensiunile nu pot fi micșorate deoarece sunt impuse de cele ale fusului maneton.

Capul bielei este supus la întindere. În primă fază s-a realizat calculul șuruburilor de fixare a capacului. Tensiunea maximă de întindere este σmax=32,87 MPa, iar valorile admisibile sunt σa=100 … 150 MPa. Și capul bielei este supradimensionat. Din nou dimensiunile lui nu pot fi micșorate deorece sunt determinate de cele ale fusului maneton. S-a verificat și faptul că deformația maximă a capului este mai mică decât jumătate din jocul dintre cuzinet și fusul maneton, pentru a se preveni gripajul.

S-a adoptat materialul bielei OLC 45. Deoarece diametrul exterior al capului bielei este mai mic decât cel al alezajului, secționarea capacului se poate face perpendiculer pe axa bielei.

Bibliografie

Abaitancei, D., Bobescu, Gh. “Motoare pentru automobile” Editura “Didactică si Pedagogică”, București, 1975

Gaiginschi R., Zătreanu Gh.: “Motoare cu Ardere Internă – Constructie si calcul”, vol. II, Editura “Gh. Asachi”, Iasi, 1995

Grunwald B. “Teoria , calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere” Editura “Didactică si Pedagogică” , București, 1980

Mitran T. , Dragomir G. – “Calculul termic al motoarelor cu ardere internă” , Editura “Universității din Oradea” , 2007

Mitran T. –“Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă” – Manual de proiectare, Editura “Universității din Oradea” , 2007

Negrea V.D.: Motoare cu ardere internă. Procese. Economicitate. Poluare, vol. I, Ed. “Sedona”, Timișoara,1997.

Popa B., Bățagă N., Căzilă A.: “Motoare pentru autovehicule”, Ed. “Dacia”,Cluj-Napoca, 1982.

Rakosi E., Roșca R., Manolache Gh.: “Ghid de proiectare a motoarelor de automobile”, Editura “Politehnium” Iași, 2004