Motoare cu Ardere Interna. Stabilirea Principalelor Caracteristici Constructive Si Functionale

CAPITOLUL I

NOȚIUNI GENERALE DESPRE MOTOARELE CU ARDERE INTERNĂ

Un motor dat se caracterizează printr-un set de parametri pe baza cărora se pot preciza principalele sale caracteristici.

Din punct de vedere al naturii parametrilor caracteristici distingem:

parametri constructivi, care caracterizează construcția motorului și care rămân neschimbați pentru un motor dat;

parametri funcționali, care precizează regimul de funcționare, modificându-se odată cu acesta în timpul funcționării.

Parametrii constructivi

Dimensiunile fundamentale ale unui motor sunt precizate de alezajul D, adică diametrul nominal al cilindrului și cursa pistonului S, ambele exprimate în mm.

Cilindreea Vs, reprezintă volumul generat de piston în mișcarea lui între cele două puncte moarte.

[dm3] (1.1.)

Cilindreea totală, Vt, a unui motor este suma cilindreelor individuale ale tuturor cilindrilor.

Cum cilindreea unui motor se realizează la dimensiuni identice rezultă:

Vt = i VS [dm3] (1.2.)

unde cu i este notat numărul de cilindrii ai motorului.

Volumul minim al cilindrului, poartă de numirea de volumul camerei de ardere VC.

Raportul care se stabilește între volumul maxim al cilindrului și volumul minim reprezintă raportul de comprimare al motorului ε.

ε = Va / Vc. (1.3.)

Parametrii funcționali

Precizarea regimului de funcționare al unui motor reclamă indicarea simultană a doi parametri turația și sarcina.

Prin turație, n înțelegem numărul de rotații efectuat de arborele cotit al motorului în unitatea de timp și se exprimă în rot / min.

În ceea ce privește sarcina motorului precizarea acesteia este ceva mai complexă.

Sarcina motorului poate fi apreciată în ultimă instanță prin lucrul mecanic pe care îl produce pe ciclu și cilindru. Acest lucru mecanic poate fi evaluat pornind de la diagrama de variație a presiunii în cilindrul motorului, fig. 1.1. Întrucât o asemenea diagramă nu poate fi obținută decât pe cale experimentală prin ridicarea ei la bancul de probă cu ajutorul aparatelor denumite indicatoare de presiune, ea este numită în consecință diagrama indicată a motorului.

Toate mărimile determinate pe baza acestei diagrame se definesc ca atare drept “mărimi indicate”. Lucrul mecanic indicat, Li, obținut într-un ciclu real este dat de aria diagramei acestui ciclu, și prin urmare depinde de volumul de lucru al cilindrului VS și de diferența dintre presiunile din timpul destinderii și din timpul compresiei, diferență care influențează grosimea ciclului.

Diferența de presiune dintre destindere și compresie este o urmare a transformărilor care au loc în cilindrul motorului.

La motoarele de avion este de dorit ca această diferență de presiune să fie cât mai mare deoarece în acest caz un motor cu cilindrii de dimensiuni date va dezvolta puterea cea mai mare. Diferența dintre presiuni pe diagramă variază continuu datorită cărui fapt este mai comod să se ia drept caracteristică a calității ciclului valoarea medie a diferenței de presiune dintre destindere și compresie , valoare care constituie presiunea medie indicată. Presiunea medie indicată pi, poate fi exprimată prin următorul raport:

pi= Li / VS [N/m2] (1.4.)

Așadar presiunea medie indicată poate fi considerată ca o suprapresiune oarecare, constantă care acționând asupra pistonului în timpul unei curse utile a acestuia, dezvoltă un lucru mecanic egal cu cel al ciclului real. Lucrul mecanic indicat poate fi prin urmare, reprezentat prin aria unui dreptunghi, care are o latură egală cu volumul de lucru al cilindrului VS, iar cealaltă egală cu presiunea medie indicată pi .

Altfel spus presiunea ,medie indicată pi , poate fi exprimată funcție de randamentul indicat, având următorul raport:

[N/m2] (1.5.)

unde:

Pci – puterea calorică inferioară [kJ/kg];

– coeficientul excesului de aer [0,8 … 1,1];

L0 – cantitatea teoretică de aer;

i – randamentul indicat ;

v – coeficientul de umplere;

c – densitatea aerului după compresor [kg/m3].

Pe baza presiunii medii indicate se poate calcula puterea indicată a motorului Pi .

[kw] (1.6.)

unde:

t – reprezintă numărul de timp ai motorului.

Această putere reprezintă puterea produsă la nivelul cilindrului motorului. Puterea efectivă Pe , adică cea disponibilă la flanșa arborelui cotit aste mai mică datorită consumurilor interne ale motorului (puterea consumată prin frecări și de antrenarea mecanismelor auxiliare) necesare funcționării motorului.

Raportul celor două puteri apreciază gradul de perfecțiune al construcției motorului și se numește randament mecanic m .

m = Pe / Pi (1.7.)

Pe baza puterii efective măsurată la standul de probă se poate determina presiunea medie efectivă:

[N/m2] (1.8.)

pe = m pi [N/m2] (1.9.)

Puterea efectivă Pe, dezvoltată de motor se corelează cu modul în care ea afectează ținuta de serviciu și uzura acestuia, distingem astfel următoarele categorii de puteri:

puterea efectivă continuă Pec este puterea cea mai mare pe care motorul o poate furniza în mod continuu fără restricții de durată, garantată de uzina constructoare, pentru condiții atmosferice specificate și care nu afectează valoarea performanțelor motorului și uzura normală a acestuia;

puterea nominală, Pen, reprezintă puterea continuă maximă la turația nominală;

În practică există și posibilitatea de apariție a unor necesități de funcționare în regimuri de suprasarcină. Funcționarea motorului în suprasarcină reclamă condiții restrictive pentru ca această situație să nu afecteze uzura normală. Ca atare suprasarcinile se limitează în timp și interval de repetare.

Puterile corespunzătoare acestor regimuri se denumesc din această cauză puteri efective intermitente Pei.

Puterea efectivă maximă Pe max reprezintă valoarea cea mai mare a puterii intermitente, cu indicarea corespunzătoare a turației de putere maximă np . Sarcina motorului se apreciază pe baza coeficientului de sarcină, definit ca raport dintre puterea efectivă furnizată de motor și puterea efectivă continuă corespunzătoare turației respective.

(1.10.)

sarcină nulă = 0 , când motorul funcționează în gol la turația respectivă (Pe = 0);

sarcină plină sau continuă (p = c = 1) când Pe = Pec;

sarcini parțiale (0 < < 1 ) când 0 < Pe < Pec ;

sarcini totale (t = 1,1 … 1,15) când Pe = Pei;

sarcini intermitente (1 < i < 1,1 … 1,15) când Pec < Pe < Pei .

Reglarea sarcinii la motoarele cu ardere internă se poate realiza prin două moduri distincte:

reglarea cantitativă, caracteristică motorului cu aprindere prin scânteie, în cadrul acestei metode se acționează prin intermediul unei clapete obturatoare asupra cantității de amestec carburant, admis în cilindru;

reglarea calitativă – această reglare nefiind caracteristică motorului cu aprindere prin scânteie.

Un alt parametru funcțional care apreciază nivelul de sarcină este momentul motor definit pe barza relației:

Me = 9550 Pe/n [Nm]

Indici tehnico – economici

Calitatea procesului de transformare a căldurii în lucru mecanic utilizabil este apreciată de valoarea randamentului efectiv al motorului.

Randamentul efectiv se definește ca raport între lucrul mecanic utilizabil și energia cheltuită pentru obținerea lui:

(1.11)

unde:

Ch – consumul orar de combustibil [kg/h];

Pci – puterea calorică inferioară a combustibilului [kJ/kg];

Le – lucrul mecanic efectiv produs de motor [kJ/h];

Apreciind lucrul mecanic prin intermediul puterii efective dezvoltate de motor relația (1.11) devine:

(1.12.)

În mod analog se poate preciza și o valoare a randamentului indicat, i, care apreciază gradul de perfecțiune al proceselor termodinamice din cilindri motorului:

(1.13.)

Determinarea cea mai justă a randamentului indicat se face pe baza datelor experimentale, deoarece randamentul indicat depinde de o serie de factori dintre care cei mai importanți sunt:

gradul de compresie;

compoziția amestecului;

forma camerei de ardere;

diametrul cilindrului;

felul combustibilului utilizat;

turația motorului.

Totuși, în cazul când se consideră numai combustibilii din hidrocarburi, influența felului combustibilului utilizat poate fi neglijat, la fel și turația. Pentru determinarea randamentului indicat al unui motor cu o cameră de ardere de price formă și cu orice diametru al cilindrului, trebuie să se introducă în ecuația de mai jos, coeficientul camerei de ardere și coeficientul diametrului, în acest caz ecuația devine:

(1.14.)

unde:

w – Gradul de plenitudine , definit ca raport dintre lucrul mecanic indicat și lucrul mecanic teoretic indicat;

– coeficientul de compoziție al amestecului;

D – corecție de diametru;

CA – corecție de cameră de ardere.

Din relațiile 1.12. și 1.13. rezultă că randamentul efectiv al unui motor are două componente, una termodinamică, cealaltă mecanică:

e = i m (1.15.)

În cazul motoarelor cu ardere internă, economicitatea în funcționare se apreciază de regulă prin valoarea consumului specific de combustibil.

Consumul specific efectiv de combustibil ce se definește ca raport între consumul orar de combustibil, Ch și puterea efectivă corespunzătoare Pe:

[g /kWh] (1.16.)

sau ținând seama de relația 1.12.

[g /kWh] (1.17.)

Indicii de performanță apreciază gradul de forțare al motorului, sau cel de compactitate al construcției acestuia.

Puterea litrică, PL, este raportul dintre puterea efectivă maximă și cilindreea totală a motorului .

[kW/l] (1.18)

Puterea specifică, PS, este raportul dintre puterea efectivă maximă și aria totală a suprafeței frontale a capului pistoanelor.

[kW/dm2] (1.20)

Masa specifică mp, reprezintă masa motorului uscat, (fără combustibil, ulei și lichide de răcire) complet echipat, raportată la puterea efectivă maximă:

mp = m / Pe max [kg/kW] (1.21.)

Masa litrică mL , reprezintă masa motorului uscat raportată la cilindreea totală:

mL = m / Vt [kg/l] (1.22.)

Modul de formare al amestecului

Pentru a asigura o ardere bună cu maxim de randament, a combustibilului în cilindrul motorului acesta trebuie să formeze cu aerul necesar arderii un amestec cât mai omogen.

Combustibilul trebuie pulverizat, vaporizat și apoi amestecat cu aerul. Pulverizarea se realizează prin mărirea vitezei relative între combustibil și aerul de ardere: când viteza jetului de combustibil este mai mare în raport cu cea a aerului aere loc fenomenul de injecție, iar atunci când viteza aerului este mai mare decât cea a combustibilului are loc fenomenul de ejecție cunoscut în domeniul motoarelor și sub numele de carburație.

Calitatea amestecului format fie prin injecție, fie prin carburație se apreciază printr-un criteriu numit dozaj, el se exprimă prin coeficientul de dozaj, d.

(1.23)

unde:

mc – cantitatea de combustibil din amestec ;

ma – cantitatea de aer din amestec.

Cantitatea minimă de aer necesară arderii complete (teoretice, stoechiometrice), se numește aer teoretic necesar arderii, iar dozajul – dozaj teoretic stoechiometric. Întrucât coeficientul de dozaj nu exprimă direct calitatea amestecului și depinde de natura combustibilului, în practică se folosește un alt coeficient – numit coeficientul de exces de aer

(1.24.)

unde:

L – cantitatea reală de aer ce se găsește în cilindrul motorului;

Lt – cantitatea minimă de aer ce asigură arderea completă (teoretică stoechiometrică) a combustibilului prezent în cilindru.

Când: – λ = 1 – avem dozaj teoretic ;

– λ > 1 – avem dozaj sărac în combustibil;

– λ < 1 – avem dozaj bogat în combustibil.

Forma amestecului aer – combustibil poate fi realizată în exteriorul cilindrului motorului, încărcătura proaspătă fiind formată în acest caz din amestecul carburant (aer – combustibil) , sau în interiorul cilindrului încărcătura proaspătă fiind formată de această dată numai din aer .

Formarea amestecului carburant în exteriorul cilindrului motorului este asigurată prin carburație sau prin injecția c] (1.16.)

sau ținând seama de relația 1.12.

[g /kWh] (1.17.)

Indicii de performanță apreciază gradul de forțare al motorului, sau cel de compactitate al construcției acestuia.

Puterea litrică, PL, este raportul dintre puterea efectivă maximă și cilindreea totală a motorului .

[kW/l] (1.18)

Puterea specifică, PS, este raportul dintre puterea efectivă maximă și aria totală a suprafeței frontale a capului pistoanelor.

[kW/dm2] (1.20)

Masa specifică mp, reprezintă masa motorului uscat, (fără combustibil, ulei și lichide de răcire) complet echipat, raportată la puterea efectivă maximă:

mp = m / Pe max [kg/kW] (1.21.)

Masa litrică mL , reprezintă masa motorului uscat raportată la cilindreea totală:

mL = m / Vt [kg/l] (1.22.)

Modul de formare al amestecului

Pentru a asigura o ardere bună cu maxim de randament, a combustibilului în cilindrul motorului acesta trebuie să formeze cu aerul necesar arderii un amestec cât mai omogen.

Combustibilul trebuie pulverizat, vaporizat și apoi amestecat cu aerul. Pulverizarea se realizează prin mărirea vitezei relative între combustibil și aerul de ardere: când viteza jetului de combustibil este mai mare în raport cu cea a aerului aere loc fenomenul de injecție, iar atunci când viteza aerului este mai mare decât cea a combustibilului are loc fenomenul de ejecție cunoscut în domeniul motoarelor și sub numele de carburație.

Calitatea amestecului format fie prin injecție, fie prin carburație se apreciază printr-un criteriu numit dozaj, el se exprimă prin coeficientul de dozaj, d.

(1.23)

unde:

mc – cantitatea de combustibil din amestec ;

ma – cantitatea de aer din amestec.

Cantitatea minimă de aer necesară arderii complete (teoretice, stoechiometrice), se numește aer teoretic necesar arderii, iar dozajul – dozaj teoretic stoechiometric. Întrucât coeficientul de dozaj nu exprimă direct calitatea amestecului și depinde de natura combustibilului, în practică se folosește un alt coeficient – numit coeficientul de exces de aer

(1.24.)

unde:

L – cantitatea reală de aer ce se găsește în cilindrul motorului;

Lt – cantitatea minimă de aer ce asigură arderea completă (teoretică stoechiometrică) a combustibilului prezent în cilindru.

Când: – λ = 1 – avem dozaj teoretic ;

– λ > 1 – avem dozaj sărac în combustibil;

– λ < 1 – avem dozaj bogat în combustibil.

Forma amestecului aer – combustibil poate fi realizată în exteriorul cilindrului motorului, încărcătura proaspătă fiind formată în acest caz din amestecul carburant (aer – combustibil) , sau în interiorul cilindrului încărcătura proaspătă fiind formată de această dată numai din aer .

Formarea amestecului carburant în exteriorul cilindrului motorului este asigurată prin carburație sau prin injecția combustibilului în galeria de admisie a motorului.

Formarea amestecului în interiorul cilindrului motorului nu poate fi realizată, decât prin injecția combustibilului direct în cilindru.

Aprinderea amestecului carburant

Aprinderea amestecului carburant se poate obține fie utilizând o sursă de energie (scânteie electrică) denumită și aprindere comandată (sau forțată), fie datorită presiunii și temperaturii ridicate a acestuia – denumită autoaprindere.

Primul procedeu este specific motorului cu aprindere prin scânteie MAS, iar cel de-al doilea motorului cu aprindere prin comprimare, MAC, în acest caz combustibilul fiind injectat în cilindru către sfârșitul comprimării.

Clasificarea motoarelor

Clasificarea motoarelor se poate face pe baza mai multor criterii din care cele mai importante sunt prezentate mai jos:

Tipul ciclului de funcționare:

motor în doi timpi;

motor în patru timpi;

Modul de aprindere al amestecului carburant:

motor cu aprindere prin scânteie (MAS);

motor cu aprindere prin comprimare (MAC, Diesel);

motor Diesel – gaz;

motor cu cap incandescent;

Combustibil folosit:

motor cu combustibil lichid;

motor cu combustibil gazos;

motor cu doi combustibili (lichid + gazos);

Modul de formare a amestecului carburant :

motor cu formarea amestecului prin carburație;

motor cu formarea amestecului prin injecție;

Locul de formare a amestecului carburant:

în exteriorul cilindrului ;

în interiorul cilindrului;

Modul de umplere a cilindrului:

motor cu umplere normală (aspirație naturală) ;

motor cu umplere forțată (supraalimentat);

Modul de răcire:

motor răcit cu lichid;

motor răcit cu aer.

Rapiditatea motorului (în funcție de viteza medie a pistonului Wmp):

motor lent: wmp = 4 … 6,5 m/sec;

motor semirapid wmp = 6,5 … 9,5 m /sec;

motor rapid wmp ≥ 9,5 m/sec<

Numărul de cilindrii:

motor monocilindric;

motor policilindric;

După așezarea cilindrilor:

motor cu cilindrii verticali;

motor cu cilindrii orizontali;

motor cu două linii paralele de cilindri;

motor cu cilindrii în “V”;

motor cu cilindrii în “W” (evantai);

motor cu cilindrii în “H”;

motor cu cilindrii în “X”;

motor cu cilindrii în stea;

motor cu pistoane opuse;

Numărul de compartimente ale camerei de ardere:

motor cu cameră unitară (injecție directă),

motor cu cameră divizată (cameră de vârtej, cameră de pre-ardere sau anticameră, cameră de rezervă de aer;

Sensul de rotație:

motor ireversibil, cu un singur sens de rotație;

motor reversibil (rotire în ambele sensuri) ;

Destinație:

motor de transport rutier;

motor de tracțiune feroviară;

motor naval;

motor de aviație;

motor stabil.

Principiul de funcționare al motorului în patru timpi

Principiul de funcționare poate fi urmărit în figura 1.2. Pistonul 3 se mișcă în cilindrul 1 închis la un capăt prin chiulasa 2.

Mișcarea pistonului este asigurată de un mecanism format din biela 4 și arborele cotit 5 și se execută alternativ între două poziții extreme denumite punct mort interior “PMI” atunci când pistonul se găsește în interiorul cilindrului iar volumul acestuia este minim și respectiv “PME”, atunci când pistonul se găsește la cealaltă extremitate a cilindrului, volumul acesteia fiind maxim.

În deplasarea pistonului de la PMI la PME supapa de admisie 6 fiind deschisă, în cilindru pătrunde, datorită depresiunii create de mișcarea pistonului, încărcătura proaspătă (amestec carburant).

Presiunea în cilindru este mai mică decât cea atmosferică, evoluția respectivă denumită admisie poate fi urmărită în diagramă asociată evoluției fluidului din cilindru între puntele g – a. Are loc, apoi, comprimarea încărcăturii prin deplasarea pistonului de la PME la PMI cu ambele supape închise (în diagramă evoluția are loc între punctele a – c ). Înainte ca pistonul să ajungă în PMI încărcătura este aprinsă și arde degajând căldură ceea ce conduce la o creștere importantă de presiune în cilindru. Pistonul continuă mișcarea revenind din PMI spre PME și o dată cu intrarea în reacție a celei mai mari părți a combustibilului prezent în cilindru și atingerea presiunii maxime în punctul z, începe destinderea care continuă până în momentul deschiderii supapei de evacuare 7, în vecinătatea PME (punctul b în diagramă). La revenirea pistonului din PME în PMI cu supapa de evacuare deschisă se realizează evacuarea gazelor din cilindru iar succesiunea proceselor se repetă, se observă că această succesiune care se repetă periodic în cilindrul motorului o vom defini ciclul motor și se realizează în decurs a două rotații a arborelui cotit și cuprinde 4 faze – admisia, comprimarea, arderea și destinderea, evacuarea de unde și denumirea de ciclu în 4 timpi.

Teoria funcționării motoarelor de diferite sisteme

Puterea utilă sau eficace a unui motor depind și de sistemul de motor adoptat, care determină natura modificărilor stării agentului motor în tot motorul, începând cu intrarea în el a aerului exterior și sfârșind cu evacuarea în atmosferă a gazelor de evacuare.

Diferitele sisteme de motoare se pot deosebi atât prin modul de introducere a aerului în cilindri, cât și prin condițiile de scurgere a gazelor de evacuare din ele, în cele ce urmează vom examina numai sistemele care s-au răspândit în practică.

La sistemul cel mai simplu de motor, aerul atmosferic pătrunde printr-o canalizație direct în cilindru, iar gazele de evacuare sunt evacuate prin niște conducte separate sau printr-un colector, direct în atmosferă, în acest caz puterea efectivă se exprimă prin ecuația:

Pe = Pi – Pf (1.2.5.)

adică este determinată de diferența dintre puterea indicată și puterea consumată prin frecare.

Motoarele care funcționează după acest sistem se pot numi motoare de aspirație, întrucât intrarea aerului în cilindrii acestor motoare se face datorită depresiunii create de pistoane, în timpul cursei de admisie.

Aceste motoare nu au elemente care să îngreuneze prea mult scurgerea gazelor de evacuare din cilindrii în atmosferă, astfel încât se poate considera că au evacuare liberă. De aceea când curgerea gazelor de evacuare are loc în sens contrar sensului de zbor, forța de reacțiune contribuind la avansarea avionului, efectuând un lucru mecanic util.

Pentru a se utiliza reacțiunea evacuării, colectorii sau țevile de evacuare individuale se execută într-o formă care, pe cât posibil să dea curgerii gazelor – direcția necesară.

Așadar, în condiții de zbor, când se folosește reacțiunea evacuării, așa numita putere de tracțiune care servește la deplasarea avionului se obține pe două căi:

cu ajutorul elicei, care absoarbe prin rotirea sa puterea dezvoltată de motor;

cu ajutorul forței de reacțiune a gazelor de evacuare.

Întrucât mărirea puterii de tracțiune care se produce nu provoacă aproape nici o modificare a consumului de combustibil, economicitatea generală a motorului crește în acest caz .

Efectul care rezultă din utilizarea reacțiunii evacuării este cu atât mai important, cu cât viteza de curgere a gazelor și viteza de zbor sunt mai mari. Dar la motoarele cu aspirație naturală, viteza de curgere a gazelor este relativ redusă (în special în cazul colectorului de evacuare), iar avioanele cu astfel de motoare, zboară relativ încet. De aceea , la astfel de motoare, folosirea reacțiunii evacuării dă doar un câștig foarte mic , de care, de obicei nu se ține seama în mod special.

Motoarele cu aspirație naturală sunt cele mai simple din punct de vedere constructiv. Dar la aceste motoare, presiunea aerului care intră în cilindru nu poate să depășească prea mult presiunea barometrică exterioară, de aceea motoarele cu aspirație naturală pot avea numai valori limitate ale presiunii indicate, corespunzătoare presiunii barometrice.

Această particularitate a motoarelor cu aspirație naturală are repercursiunile cele mai dăunătoare când aceste motoare sunt folosite în aviație, odată cu ridicarea în înălțime presiunea barometrică a aerului se micșorează, ceea ce are ca rezultat scăderea puterii indicate, deci și a celei disponibile. Din cauza puterii mici la sol și a micșorării rapide a acesteia când se ridică în înălțime, motoarele cu aspirație naturală au o greutate specifică (adică greutatea motorului ce revine pe un CP de putere dezvoltată) destul de mare și care crește pe măsură ce se mărește înălțimea de zbor, ele se folosesc numai în aviația de transport sau cea sportivă, în cazurile când nu este nevoie de înălțime și viteză mare de zbor .

Mărirea într-o mare măsură a puterii motoarelor fără a li se modifica cilindreea se realizează cu ajutorul supraalimentării, comprimarea prealabilă a aerului (înainte de pătrunderea lui în cilindru cu ajutorul unui compresor de aer.

Folosirea compresoarelor permite nu numai creșterea puterii motorului la sol, ci și să se evite scăderea puterii, când avionul se ridică la înălțime. În acest scop compresoarele se fac cu putere de comprimare mai mare decât este necesar când funcționează la sol, de aceea puterea de comprimare a compresorului nu se utilizează complet la sol .

Pe măsură ce înălțimea crește , se mărește gradul de utilizare a puterii de comprimare, în scopul de a evita scăderea presiunii aerului care pătrunde în cilindru, cu toate că presiunea barometrică exterioară se micșorează.

Supraalimentarea motorului permite să se mărească (de două ori sau mai mult) puterea lui, mărindu-se greutatea motorului într-o măsură mult mai mică.

Ca atare , motorul devine nu numai mai puternic, dar și relativ mai ușor, adică cu greutatea specifică mai mică. Când motorul funcționează la altitudine, din cauza presiunii atmosferice mai scăzute, este posibilă o comprimare prealabilă a aerului mai puternică decât la sol, fără a se mări în măsură inadmisibilă sarcinile mecanice și termice ale motorului.

De aceea avioanele echipate cu aceste motoare prezintă avantaje indiscutabile față de avioanele având motoare cu aspirație naturală.

Avantajele obținute prin folosirea compresoarelor sunt atât de mari, încât în prezent toate tipurile principale de motoare de avion au compresor, deși ele necesită o oarecare complicare constructivă a motoarelor.

De fapt se folosesc numai compresoare centrifugale, deoarece compresoarele de alte tipuri (cu piston, axial)sunt mai grele și mai voluminoase.

Cel mai simplu sistem de motor cu compresor se obține în cazul când compresorul este antrenat de arborele cotit.

Motorul care funcționează după acest sistem se numește motor cu compresor antrenat mecanic, aici deosebindu-se compresoarele cu o viteză, cu două viteze în funcție de numărul de rapoarte de transformare, cu care poate funcționa transmisia prin care sunt antrenate de arborele cotit.

La motoarele cu compresoare antrenate mecanic, compresia prealabilă a aerului implică pierderea unei părți din puterea indicată, care se consumă pentru acționarea compresorului. De aceea puterea efectivă a acestor motoare se exprimă prin relația:

Pe = Pi – Pf – PC (1.26)

unde :

PC – este puterea consumată de compresor.

Consumul de putere al compresorului micșorează puterea efectivă și economicitatea motorului, cu atât mai mult, cu cât lucrul mecanic cheltuit pentru comprimarea aerului în compresor este mai mare, adică de câte ori se ridică presiunea aerului la finalul comprimării.

Mărirea presiunii aerului care intră în cilindri provoacă o ridicare aproximativ proporțională a presiunii în cursul întregului ciclu și prin urmare și în momentul deschiderii supapei de evacuare. Scăderea presiunii aerului înainte de compresor este însoțită de o micșorare a presiunii finale a gazelor de evacuare care se destind până la aceeași presiune atmosferică corespunzătoare înălțimii de zbor. Rezultă, atunci când se mărește comprimarea prealabilă a aerului în compresor, crește aproximativ proporțional și gradul de destindere a gazelor de evacuare .

Mărirea lucrului mecanic de destindere are ca urmare creșterea energiei cinetice, adică a vitezei de curgere a gazelor de evacuare și a forței de reacțiune la evacuare.

Folosirea reacțiunii de evacuare la motoarele cu compresoare antrenate mecanic dă un efect mult mai mare decât la motoarele cu aspirație naturală, în majoritatea cazurilor fiind mai avantajos să se mărească viteza de curgere a gazelor de evacuare și deci, forța de reacțiune, de exemplu prin micșorarea secțiunii de trecere pentru ieșirea gazelor în atmosferă.

Folosirea reacțiunii evacuării mărește considerabil puterea și economicitatea motorului în zbor.

De aceea motoarele forțate cu compresoare antrenate mecanic și cu folosirea reacțiunii evacuării sau folosit la zborurile de mari altitudini, numai în cazurile când economicitatea nu avea o importanță hotărâtoare. Prin utilizarea energiei gazelor de evacuare, vom întâlni motoare cu grup turbocompresor.

Cel mai simplu sistem se obține când turbina funcționează cu gazele de evacuare ce vin neîntrerupt de la un colector în care se menține o presiune constantă mai înaltă decât presiunea mediului exterior. Destinderea gazelor de la presiunea din colector la presiunea exterioară este folosită în turbină pentru a se obține un lucru mecanic util la arborele ei, necesar pentru antrenarea compresorului centrifugal.

De obicei compresorul centrifugal este așezat pe același arbore cu turbina și formează, din punct de vedere constructiv, un singur agregat cu acesta, numit turbocompresor.

Motoarele cu turbocompresoare pot să nu aibă compresoare antrenate de motor, dar acest sistem prezintă o serie de dezavantaje . Folosirea turbocompresorului permite să se reducă consumul de putere indicată pentru acționarea compresorului ca atare, puterea eficace și economicitatea motorului crescând considerabil, în special în cazurile când este nevoie de o comprimare avansată a aerului.

Folosirea turbocompresoarelor nu exclude utilizarea reacțiunii evacuării, deoarece gazele de evacuare după ce au ieșit din turbină au o viteză destul de mare, (uneori și o presiune ridicată), în acest caz rezultând că folosirea reacțiunii evacuării dă un câștig de putere, de tracțiune și de economicitate mai mic decât la motoarele cu compresoare antrenate mecanic.

Motoarele cu turbocompresoare care au o bună economicitate la mari altitudini sunt utilizate pentru zboruri pe distanțe mari. Turbinele turbocompresoare funcționează cu un curent neîntrerupt de gaze de evacuare care vin de la colector, ele putând fi numite turbine cu curent continuu.

Rezultă că lucrul mecanic de destindere crește pe măsură ce se mărește presiunea în colector. Dar presiunea în colector nu trebuie să fie mai mare de 0,8 … 0,9 din presiunea aerului care intră în cilindru, Deoarece în caz contrar scăderea coeficientului de umplere și mărirea puterii de frecare au ca rezultat o reducere considerabilă a puterii efective. Deoarece în momentul deschiderii supapei de evacuare presiunea din cilindru este de 4 – 5 mai mare decât presiunea aerului care intră în cilindru. Folosirea turbinelor cu gaze nu permite să se utilizeze tot lucrul mecanic de destindere a gazelor de evacuare de la presiunea din cilindru la presiunea mediului exterior . Aceasta se explică prin faptul că în acest caz puterea dezvoltată de turbină poate fi consumată numai pentru acționarea compresorului. Restul lucrului mecanic se consumă pentru sporirea vitezei de scurgere și poate servi numai la mărirea forței de reacțiune.

Pentru utilizarea mai perfectă a lucrului mecanic disponibil al destinderii gazelor de evacuare, trebuie ca în turbină să se consume toată căderea de presiune existentă. În acest caz turbinele dezvoltă o putere mai mare decât cea necesitată de compresor, astfel încât surplusul de putere trebuie transmis arborelui motor prin intermediul unei transmisii corespunzătoare, pentru utilizarea lui mai departe la arborele elicei .

Puterea efectivă la motor cu turbine motoare și cu turbocompresor se exprimă prin relația:

Pe = Pi + Pt – Pf – Pc (1.27.)

unde:

Pt – puterea turbinei motoare.

CAPITOLUL II

DETERMINAREA PRINCIPALILOR PARAMETRII GEOMETRICI ȘI FUNCȚIONALI AI MOTORULUI

Alegerea combustibilului

Motoarele de avion, ca și toate motoarele cu ardere internă pot folosi combustibili foarte diferiți. Afară de combustibilii utilizați curent (benzinele), în motoare se folosesc și alți combustibili lichizi: compuși aromatici, alcooluri etc.

Felul combustibilului utilizat poate influența caracterul desfășurării cilului real, influențând prin aceasta și mărimea randamentului indicat. În funcție de combustibilul utilizat pot varia următorii parametri principali care influențează economicitatea ciclului (adică îmbunătățirea randamentului indicat), cum ar fi:

căldura specifică molară, la creșterea căldurii specifice volumice a agentului activ la sfârșitul aportului de căldură, micșorează temperatura și presiunea maximă a ciclului;

gradul de disociere având aceleași caracteristici ca și căldura specifică;

temperatura de ardere – depinde de cantitatea de căldură care se degajă pentru 1 kg de produse de ardere, creșterea acestei temperaturi este însoțită de o creștere a căldurii specifice a gradului de disociere și a pierderilor de căldură prin pereți, ceea ce micșorează economicitatea cilului;

viteza de propagare a flăcării; economicitatea ciclului depinde de viteza de transmitere a căldurii și prin urmare de viteza de propagare a flăcării și va fi maximă în cazul limită, adică în cazul degajării instantanee a căldurii în PMS.

Pentru efectuarea calculului termic valoarea căldurii de reacție se precizează la o anumită temperatură.

Alegerea arhitecturii camerei de ardere

Configurația camerei de ardere (forma geometrică și poziția bujiilor) influențează în mod hotărâtor desfășurarea procesului de ardere în motor.

Teoretic, prin reducerea duratei arderii rezultă creșterea randamentului ciclului, apropiindu-se de cel cu ardere izocoră.

Temperatura amestecului atinge valorile maxime la aprindere, astfel încât fluxul termic în pereți atinge în acest moment intensitatea maximă.

Camera de ardere poate lua diferite forme ca: semisferică, conică, cilindrică, cu con invers, turbionară, în formă de “T”. De regulă la motoarele de avion se folosesc primele trei tipuri de camere de ardere. Diferența de formă a acestor camere de ardere are o influență relativ redusă asupra economicității motorului.

Pe lângă forma camerei de ardere, asupra randamentului indicat o influență foarte mare o are numărul și poziția bujiilor. Numărul de bujii are o influență asupra duratei de aprindere și prin urmare asupra vitezei de creștere a presiunii. Pentru folosirea unui număr de bujii mai mare de 2, se mărește foarte puțin economicitatea, complicând în același timp instalația de aprindere. Datorită acestui fapt la motoarele de avion se folosesc de obicei câte două bujii pe fiecare cilindru, aceasta poate fi caracterizată și pentru siguranța aprinderii.

Camera de ardere semisferică are compactitate mare în comparație cu alte tipuri constructive de camere de ardere , folosirea unei astfel de cameră de ardere impune așezarea supapelor în poziție înclinată în chiulasă, ceea ce permite ca avantaj suplimentar mărirea diametrelor supapelor.

Mărirea vitezei medii de propagare poate fi realizată prin intensificarea turbulenței la sfârșitul cursei de comprimare. În acest scop în camera de ardere se prevede un prag, denumit prag de turbulență și care la apropierea pistonului de chiulasă determină curgerea radială a gazelor

Fig. 2.2. Forme tipice ale camerelor de ardere și coeficienții lor corespunzători

Realizarea camerei de ardere în chiulasă este avantajoasă tehnologic, fiind obținută prin turnare, materialul de execuție al chiulasei fiind aluminiul, ce are o bună conductibilitate termică.

Se va opta pentru o cameră de ardere semisferică.

Utilizarea chiulasei din aliaje de aluminiu determină o reducere a duratei de ardere cu cca. 10 % iar viteza de degajare a căldurii este mai mare cu 10 % decât în cazul utilizării fontei. Avansul la producerea scânteii electrice poate fi mărit cu 3 – 5 ºRAC, ceea ce permite creșterea performanțelor motorului. Prin utilizarea aliajelor de aluminiu pentru chiulasă și pistoane, se reduce temperatura de lucru a camerei de ardere datorită conductibilității ridicate a materialelor, ceea ce determină o încălzire mai puțin intensă a amestecului final. De aceea tendința la detonație se reduce și permite creșterea raportului de comprimare cu cca. 0,5 unități, sau reduce cifrele octanice cu 4 – 5 unități.

În timpul funcționării, benzina și uleiurile au tendința de a forma depuneri carbonoase (calamina) în camera de ardere. Stratul de calamină favorizează apariția fenomenelor de ardere anormală, calamina fiind substanță rău conducătoare de căldură, rezultă că temperatura amestecului final crește, ceea ce ușurează apariția detonației. Un efect suplimentar care acționează în același sens constă în reducerea volumului camerei de ardere, ceea ce echivalează cu mărirea raportului real de comprimare. Pentru a preveni detonația este necesară creșterea cifrei octanice a combustibilului cu 10 – 15 unități. Ajunsă în stare de incandescență, calamina poate constitui sursă de aprindere secundară.

Alegerea diametrului cilindrului

Dimensiunile cilindrului influențează umplerea prin intermediul pierderilor termice care depind de suprafața de contact gaz – perete și pierderile gazodinamice care sunt determinate de viteza de curgere a încărcăturii proaspete prin secțiunea dată de supapa de admisie. Prin modificarea dimensiunilor cilindrului (alezajul D și cursa S) se poate influența durata arderii prin intermediul drumului parcurs de frontul de flacără. Prin modificarea alezajului se antrenează de regulă și modificări ale dimensiunilor supapei de admisie influențându-se viteza de curgere a încărcăturii proaspete și implicit turbulența.

Din practică se știe că prin mărirea alezajului, înclinarea la detonație crește prin creșterea drumului maxim parcurs de frontul de flacără. Creșterea cursei S când D = ct. determină amplificarea înclinării la detonație, deoarece se mărește raportul de comprimare (dacă se menține volumul camerei de ardere constant), sau în cazul menținerii raportului de comprimare neschimbat, trebuie mărit corespunzător volumul camerei de ardere ceea ce conduce la creșterea volumului amestecului final.

Materialul din care se execută cilindrul este din oțel aliat, partea interioară a cilindrului numindu-se cămașa cilindrului, aceasta fiind foarte bine lustruită (având o grosime de aproximativ 3 mm)și pe cămașă vine prins radiatorul (având o grosime de 0,6 mm). Se optează pentru un diametru al cilindrului de:

D = 105 [mm]

Alegerea raportului de compresie – ε

În general, raportul de compresie este determinat de tipul motorului iar pentru MAS el variază între 6 – 10.

În funcție de variația raportului de compresie variază și randamentul indicat în același mod ca și randamentul termic, adică randamentul indicat crește o dată cu creșterea gradului de compresie. La creșterea gradului de compresie, lucrul mecanic al curselor de pompare rămâne aproape neschimbat, iar frecarea pistonului crește datorită creșterii presiunii gazelor în timpul cursei de compresie și în timpul primei perioade a cursei de destindere. Prin urmare puterea de consumată datorită rezistențelor interne trebuie să crească o dată cu creșterea gradului de compresie.

Prin creșterea gradului de compresie se reduce cantitatea de gaze arse (scade volumul camerei de ardere ) umplerea fiind influențată pozitiv. Acestei tendințe i se opune însă creșterea pierderilor termice ca urmare a regimului termic mai ridicat al motorului.

O dată cu creșterea gradului de compresie, crește randamentul indicat ca și cel termic, în același timp presiunea maximă a ciclului crește foarte repede , iar tendința motorului de a funcționa cu detonații crește.

Se va alege ε = 6,5.

Alegerea numărului de cilindrii – I

Având în vedere că puterea motorului este redusă și alezajul mic se optează pentru un număr de 6 cilindrii dispuși în linie, de obicei în cazul motoarelor cu mai mulți cilindrii (policilindrice) trebuie să se aibă în vedere evitarea efectelor negative care pot apare în perioada suprapunerii evacuărilor .

Pentru evitarea acestor efecte negative, fiecare cilindru trebuie să aibă conducte relativ lungi (pentru a se evita transmiterea vârfului de presiune de la un cilindru la altul), iar toate ramificațiile să se unească departe de motor.

Lungimea conductei de evacuare influențează variația presiunii din poarta supapei de evacuare și cantitatea de gaze arse evacuate.

Amortizorul de zgomot prezintă rezistențe gazodinamice cu atât mai mari cu cât amortizarea este mai eficientă.

I = 6;

Alegerea excesului de aer –

Pentru motoarele de aviație cu aprindere prin scânteie valorile recomandate pentru coeficientul excesului de aer sunt 0,8 – 1,15. Valorile la regimul nominal nu depășesc intervalul 0,9 – 11.

Determinările experimentale arată variația diferită a presiunii medii indicate și a consumului specific indicat de combustibil în funcție de calitatea amestecului astfel:

presiunea medie indicată atinge valori maxime pentru dozajuri bogate < 1 denumit dozaj de putere iar consumul specific indicat de combustibil are valoare maximă în domeniul dozajelor sărace > 1 denumit dozaj economic.

În cazul amestecului bogate, durata arderii se reduce – scad duratele primei și ultimei faze a arderii, deoarece viteza de reacție este maximă iar faza principală se plasează în jurul PMI ceea ce determină creșterea presiunii maxime a ciclului și totodată a presiunii medii indicate (crește aria diagramei) pentru amestecuri mai bogate < 1, puterea indicată scade (scade presiunea medie indicată, datorită creșterii duratei arderii și în special datorită fenomenului de ardere incompletă care devine preponderentă).

Teoretic la dozaj stoechiometric = 1 arderea ar trebui să fie completă, iar randamentul indicat maxim. Datorită neomogenității locale a amestecului din cilindrul motorului, (pentru a evita existența unor zone din camera de ardere cu dozaj bogat, < 1) este nevoie de un exces de aer pentru eliberarea completă a energiei chimice a combustibilului, deci randamentul indicat este maxim pentru amestecuri sărace > 1.

La sărăcirea amestecului > 1 crește durata arderii (crește durata primei faze, ceea ce determină deplasarea fazei principale față de PMI și durata acesteia, de asemenea crește durata fazei finale.

Prelungirea arderii în destindere amplifică pierderile de căldură prin pereți ceea ce determină reducerea randamentului indicat.

Utilizarea amestecurilor foarte sărace este posibilă numai în măsura în care se asigură apariția nucleului de flacără în faza inițială a arderii, desfășurarea în bune condiții a acestui proces necesită dozaj bogat și turbulență redusă.

Asigurarea funcționării motorului cu amestecuri sărace și foarte sărace este posibilă în următoarele condiții:

în zona dozajelor = 1,1 – 1,3 se pot utiliza soluții care au în vedere creșterea vitezei de reacție în momentul declanșării scânteii electrice. De exemplu mărirea raportului de comprimare – metoda supra comprimării și pentru creșterea vitezei de propagare a frontului de aprindere creșterea turbulenței prin efect de prag;

la amestecuri cu dozaje = 1,3 – 1,6 se aplică următoarele măsuri: controlul vârtejului, utilizarea distribuției variabile, injecția secvențială, îmbunătățirea sistemului de aprindere, preîncălzirea controlată a aerului aspirat, mărirea raportului de comprimare cu utilizarea unui senzor de detonație, reglarea sărăcirii amestecului pentru dozaje > 1,6, măsurile ce se impun necesită cheltuieli considerabile (de exemplu – răcire diferențială a chiulasei față de cilindru, aprindere cu jet de plasmă, raportul de comprimare variabil, injecție directă.

Având în vedere cele considerate mai sus, că un amestec bogat nu arde în întregime iar amestecul prea sărac arde destul de greu se va opta pentru valoarea coeficientului excesului de aer = 0,9 pe care o consideră optimă.

Alegerea modului de formare a amestecului carburant

Soluțiile clasice cu privire la dozarea combustibilului sunt:

carburația;

injecția în camera de ardere sau într-o cameră de preamestec;

Folosirea carburatorului elimină o serie de importante probleme legate de injecția în camera de ardere însă complică constructiv motorul.

De asemenea puterea relativ redusă a acestui tip de motor îl face aplicabil pe avioanele de acrobație, școală, turism pentru care carburatorul trebuie să fie presurizat sau oricum neinfluențat de poziția în spațiu a aeronavei, ceea ce duce de asemenea la complicarea schemei constructive a carburatorului.

Soluția cu injector este superioară celei prin carburație dacă se are în vedere următoarele considerente:

geometrie a chiulasei optimă care să permită amplasarea injectorului într-o formă de maximă eficiență a pulverizării;

posibilitatea realizării (geometric sau dinamic) a turbionării aerului la admisie în vederea unei arderi eficace.

Picăturile de la periferie având dimensiuni foarte mici se vaporizează relativ repede și se amestecă cu aerul din camera de ardere care se găsește din abundență în jurul lor. pe măsură ce înaintăm spre zona centrală a jetului, picăturile fiind mari, vaporizarea și amestecarea decurg mai încet, astfel că se realizează dozaje variate: sărace la periferia jetului și foarte bogate în zona centrală. Autoaprinderea jetului se inițiază în zona dozajelor bogate = 0,5 –1 considerată zona de reacție, dozaje ce favorizează apariția flăcărilor reci.

Celelalte stadii ale procesului de autoaprindere se continuă spre periferia jetului unde se găsește oxigenul necesar transformărilor chimice specifice. Ca urmare, primul nucleu de flacără apare spre periferia jetului, în zona în care condițiile locale favorizează desfășurarea mai rapidă a reacțiilor. Întrucât procese asemănătoare au loc în toate anvelopa jetului, amestecul este într-un stadiu avasat de pregătire chimică și de la nucleu inițial flacăra se răspândește rapid în jurul jetului, în amestecul inflamabil aer – vapori de combustibil (amestec performant). Prezența flăcării în jurul jetului accelerează procesul de vaporizare datorită căldurii dezvoltate, dar împiedică pătrunderea oxigenului în aceste zone, astfel că arderea combustibilului din zona centrală va fi extrem de dificilă în mare măsură incompletă cu producerea de carbon și substanțe carbonoase.

Astfel apare funinginea caldă care poate arde mai târziu, pe măsura găsirii aerului necesar. de aici rezultă necesitatea mișcării aerului față de jet în acest scop organizându-se de mișcare de vârtej. Mișcarea aerului îndepărtează gazele și permite alimentarea flăcării cu amestecuri de dozaje potrivite. Injectarea combustibilului și după cuprinderea jetului de flacără face posibilă apariția funinginii ca urmare a cracării combustibilului din picăturile lichide, la temperaturile înalte ale flăcării pe care o străbat. Picăturile din zona centrală înconjurate de flacără ard printr-un mecanism difuziv, combustibilul difuzează spre zona de reacție, iar din exterior difuzează oxigenul datorită valorilor mari ale presiunii și temperaturii, viteza de reacție este ridicată și arderea este controlată de fenomenul de difuzie.

Finețea și omogenitatea pulverizării, dispersia și penetrația jetului de combustibil influențează procesele de formare a amestecului aer – combustibil. La creșterea presiunii de injecție, pulverizarea se îmbunătățește, crește viteza de vaporizare, întârzierea la aprindere scade, autoaprinderea scade și datorită creșterii cantității de amestec preformat viteza de degajare a căldurii, presiunea maximă pe ciclu și viteza de variație a presiunii cresc.

Creșterea fineții pulverizării peste o anumită valoare duce la mărirea duratei întârzierii autoaprinderii ca urmare a efectului de răcire locală prin intensificarea vaporizării combustibilului și îngreunării formării dozajelor locale bogate, necesare dezvoltării primului stadiu al reacțiilor chimice.

O influență importantă asupra arderii o are și viteza de injecție care este dependentă de secțiunea de curgere (diametrul orificiului și înălțimea de ridicare a acului injectorului) și viteza pistonului pompei de injecție. Distribuția combustibilului în camera de ardere este influențată și de numărul orificiilor pulverizatorului, număr ce trebuie corelat cu viteza de rotație a aerului. În exploatare secțiunea de curgere a pulverizatorului se poate reduce ca urmare a depunerilor. În carul acestui proiect se va opta pentru varianta de injecție într-o o cameră de preamestec.

Influența factorilor funcționali

Regimul termic al motorului afectează umplerea prin influența pe care o exercită asupra pierderilor termice (cresc la mărirea temperaturii pieselor motorului). Coeficientul de umplere măsurat la regimul termic permit normal (motor cald) este cu cca. 10 % mai mic decât în cazul motorului rece.

Nivelul regimului termic este determinat de particularitățile constructive și funcționale ale motorului. Astfel la motoarele răcite cu aer regimul termic fiind mai ridicat decât cel al motoarelor răcite cu lichid, coeficientul de umplere este mai mic.

Influența variației normale a regimului termic asupra umplerii este redusă din punct de vedere cantitativ.

Sarcina – influența sarcinii asupra umplerii depinde de modul de reglare al acesteia. La MAS pentru micșorarea sarcinii se obturează parțial admisia mărind coeficientul pierderilor gazodinamice se produce o creștere a proporției de gaze reziduale ( la aproximativ aceeași cantitate de gaze reziduale se reduce cantitatea de încărcătură proaspătă cu care se amestecă). Prin urmare, la reducerea sarcinii pentru un MAS coeficientul de umplere se micșorează, rezistențele gazodinamice în procesul de evacuare nu se modifică sensibil, în timp ce presiunea de admisie se reduce substanțial când sarcina scade.

Turația – influența turației asupra proceselor de schimb de gaze se exercită pe mai multe căi. Prin reducerea presiunii de admisie la creșterea turației ca urmare a amplificării pierderilor gazodinamice (crește viteza pistonului și implicit viteza gazelor). Din aceleași considerente rezultă creșterea presiunii de evacuare la mărirea turației. Totodată ca urmare a creșterii cantității de gaze arse reziduale se reduce cantitatea de încărcătură proaspătă reținută în cilindru. O influență contrară se manifestă prin reducerea pierderilor termice ca urmare a micșorării duratei de contact dintre încărcătura proaspătă și suprafețele mai calde ale traseului de admisie.

Experimental s-a constatat că la reducerea turației, coeficientul de umplere înregistrează un maxim, după care scade ca urmare a diminuării postumplerii inerțiale, amplificării pierderilor termice și fenomenul de curgere inversă a încărcăturii proaspete din cilindru în conducta de admisie.

Coeficientul de umplere este maxim la o unică valoare a turației, din experiență s-a constatat că, cu cât turația crește, valoarea maximă a coeficientului de umplere se reduce, ca urmare a pierderilor gazodinamice mult sporite.

Prin creșterea turației motorului, turbulența amestecului carburant din cilindru crește, datorită acestui fapt crește și cantitatea de căldură cedată pereților, în același timp durata unui ciclu se micșorează și prin urmare se micșorează timpul în care gazele fierbinți sunt în contact cu pereții cilindrului.

Afară de pierderea de căldură prin pereți, variația turației poate influența momentul în care se produce creșterea presiunii în cilindru. Cu toate că o dată cu creșterea turației crește turbulența amestecului aceasta ducând la mărirea vitezei de propagare a flăcării, aceasta este totuși insuficientă, astfel încât creșterea la timp a presiunii se obține printr-o mărire oarecare a avansului la aprindere, din această cauză se poate considera că variația condițiilor dee ardere a amestecului nu influențează practic valoarea randamentului indicat.

Motoarele de avion funcționează totuși cu o gamă da variație a turațiilor destul de redusă.

Influența factorilor de stare

Presiunea inițială – la modificarea presiunii inițiale, po se modifică în același sens presiunea de admisie pa. Modificându-se densitatea este influențată masa încărcăturii proaspete care intră în cilindru.

ma = m0 v = VS 0 v p0 / R T0 (2.1.)

La motoarele cu admisie normală variația presiunii inițiale influențează în aceeași măsură ma și m0, iar coeficientul de umplere nu este sensibil influențat. Presiunea inițială scade sensibil cu creșterea altitudinii determinând reducerea puterii motorului.

Din relația (2.1.) se obține ma = const. p0, de unde rezultă posibilitatea refacerii puterii motorului prin supraalimentare, metodă aplicată motoarelor de avion cu piston. La motoarele supraalimentate seducerea presiunii inițiale afectează caracteristica suflantei prin introducerea unei supape de reglare astfel se evită micșorarea puterii motorului.

Temperatura inițială – considerând că la modificarea temperaturii inițiale, T0 regimul termic al motorului nu se schimbă, umplerea este influențată prin intermediul pierderilor termice. Astfel la creșterea temperaturii inițiale, gradul de preîncălzire a încărcăturii proaspete de la pereții cu care vine în contact se reduce, micșorându-se pierderile termice ale umplerii, coeficientul de umplere luând valori sporite. Se observă faptul că se reduce masa încărcăturii proaspete reținută în cilindru, ca urmare a reducerii densității, ceea ce determină scăderea puterii motorului. La motorul cu admisie naturală ma = const. 0 v, la motorul supraalimentat creșterea temperaturii inițiale determină reducerea presiunii de supraalimentare. Temperatura T0 variază în funcție de anotimp, astfel pe timp de iarnă creșterea cantității de încărcătură proaspătă aspirate de motor determină o creștere a puterii cu cca. 10 %.

Dozajul – la MAS cu formarea amestecului în exteriorul cilindrului (carburație), prin îmbogățirea dozajului crește cantitatea de combustibil lichid ce se vaporizează în colectorul de admisie, în cazul motorului supraalimentat se poate suplini astfel răcirea intermediară.

Umiditatea – apa este prezentă în aerul atmosferic în stare lichidă (picături fine) sau stare gazoasă (vapori). Prezența vaporilor de apă înrăutățește umplerea prin diminuarea cantității de aer aspirat.

Cantitatea de gaze reziduale – la creșterea cantității de gaze arse reziduale, umplerea se înrăutățește ca urmare a micșorării volumului disponibil pentru încărcătura proaspătă în cilindru și creșterii temperaturii fluidului proaspăt la sfârșitul procesului de admisie (în exploatare poate interveni o creștere a cantității de gaze de ardere reziduale prin mărirea contrapresiunii la evacuare, pev, datorită rezistențelor la curgere prin traseul de evacuare.

CAPITOLUL III

STABILIREA PRINCIPALELOR CARACTERISTICI CONSTRUCTIVE ȘI FUNCȚIONALE

3.1. Alegerea principalilor parametri constructivi și funcționali

Alegerea principalilor parametri constructivi și funcționali se va face pe baza experienței anterioare, mai precis prin studierea unor motoare deja existente, cu caracteristici apropiate de ale motorului cerut de tema de proiectare.

Caracteristicile constructive și funcționale necesare pentru început sunt:

gradul de comprimare al compresorului mecanic c;

numărul de cilindri ai motorului i;

raportul de compresie ;

coeficientul de amestec ;

diametrul cilindrului D;

cursa pistonului s;

viteza medie de deplasare a pistonului wmp sau turația motorului n.

Pentru alegerea mărimilor menționate mai sus se va porni de la caracteristicile motorului „Continental “ deoarece acesta prezintă atât o valoare a puterii efective apropiată de cea a motorului de proiectat cât și supraalimentare cu compresor mecanic. Valorile alese pentru acești parametri sunt:

i = 6;

= 0,9;

n = 2800 rot/min;

Pentru a determina dimensiunile geometrice ale cilindrului se va folosi valoarea cilindreei totale a motorului Vst = 9,5 l = 95000 cm3 și se vor alege valori corespunzătoare pentru D și s astfel încât să se obțină un cilindru cu aceeași cilindree și cu un raport = s/D având valori cuprinse între 0,9 și 1,1. Astfel, dacă se alege pentru D valoarea D = 105 mm (0,105 m), din relația:

(3.1.)

se determină valoarea cursei s = 98.876 mm și se rotunjește la s = 100 mm.

Pentru aceste valori ale diametrului D și cursei s raportul = 0.952.

În scopul determinării gradului de comprimare c și a raportului de compresie , în a doua parte a acestui capitol se va face un calcul de optimizare în care vor fi determinate valorile optime pentru și c.

3.2. Optimizarea performanțelor motorului

Performanțele motorului (puterea efectivă și consumul specific efectiv) se vor optimiza prin determinarea unor valori corespunzătoare pentru și c.

3.2.1. Caracteristicile fluidului de lucru (aer și combustibil)

În calcule se vor folosi următoarele constante termodinamice pentru fluidul de lucru (în acest capitol, fluidul de lucru se consideră a fi aerul, neglijându-se prezența combustibilului în cadrul evoluțiilor termodinamice):

constanta aerului R = 287,14 J/kg/K;

coeficientul adiabatic k = 1,4;

căldura specifică la volum constant cv = 717,85 J/kg/K;

căldura specifică la presiune constantă cp = 1005 J/kg/K.

Valorile parametrilor termodinamici ai aerului la înălțimea de restabilire H = 3500 m se determină folosind relațiile de calcul pentru atmosfera standard:

(3.2.)

unde sunt folosite valorile la nivelul solului:

p0 = 1 bar;

T0 = 288,15 K;

0 = 1,225 kg/m3;

și se obțin următoarele valori pentru înălțimea de restabilire:

pH = 0,649 bar;

TH = 265.357 K;

H = 0,863 kg/m3.

Combustibilul folosit pentru motor este benzina cu:

puterea calorifică inferioară Pci = 43500 kJ/kg;

raportul aer/combustibil pentru ardere stoechiometrică L0 = 15.

3.2.2. Determinarea relațiilor de calcul pentru optimizarea parametrilor funcționali

În acest paragraf se vor determina relațiile de calcul pentru performanțele motorului funcție de parametrii și c. În acest scop se va fac următorii pași:

Calculul presiunilor din canalul de admisie

(3.3.)

unde:

p1 = 0,616 bar – presiunea la intrare în compresor;

p2 – presiunea la ieșire din compresor;

pc – presiunea în poarta supapei de admisie;

DA = 0,95 – coeficientul de pierderi de presiune în dispozitivul de admisie al compresorului (valorile uzuale sunt între 0,92…0,98);

r – pierderile de presiune în radiator (dacă nu există radiator între compresor și supapa de admisie r = 0 iar dacă există radiator r = [0,03 – 0,08]).

Calculul lucrului mecanic adiabatic de comprimare

(3.4.)

unde 2 este un coeficient care poate lua valorile:

dacă în compresor se comprimă amestec aer combustibil

iar temperatura TH > 256 K;

= 1 dacă alimentarea se face prin injecție sau compresorul este în amonte de carburator iar TH < 256 K.

În cazul motorului din tema de proiect, alimentarea se face prin injecție, în consecință, = 1.

Cunoscând valoarea lucrului mecanic ideal de comprimare se pot determina:

temperatura aerului la ieșire din compresor:

(3.5.)

unde:

c – coeficient care ține seama de prezența combustibilului în fluidul de lucru (c = 0 dacă se comprimă aer sau c = 1/(.L0) dacă se comprimă amestec aer-combustibil);

ad.c = 0,6 – randamentul adiabatic al comprimării (poate avea valori cuprinse între 0,55…0,65);

= 1,08 – poate lua valori între 1,04…1,1;

temperatura aerului în poarta supapei de admisie:

(3.6.)

Calculul lucrului mecanic real de comprimare

(3.7.)

Cunoscând valoarea lucrului mecanic de comprimare se pot calcula:

densitatea fluidului de lucru în poarta supapei de admisie:

(3.8.)

debitul de aer al compresorului:

(3.9.)

unde:

v = 0,988 – coeficientul de umplere (poate lua valori între 0,9…1,2);

= 0,4 – coeficientul de spălare (poate lua valori între 0 și 1);

wmp = 9.333 m/s – viteza medie a pistonului; se calculează cu relația:

(3.10.)

puterea consumată de compresor:

(3.11.)

unde m.c = 0,6 – randamentul mecanic al comprimării (valorile uzuale 0,55…0,65).

Calculul randamentului indicat al motorului

(3.12.)

pentru care se dau coeficienții:

W = 0,95 – uzual 0,94…0,97;

= 0,909 – se calculează cu relația:

(3.13.)

D = 0,978 – se calculează cu relația:

(3.14.)

CA = 1 – randamentul camerei de ardere semisferice.

Presiunea la evacuare

(3.15.)

Calculul coeficientului de umplere

(3.18.)

unde: vpr = 0,86 – coeficient de umplere propus (uzual 0,8…0,86);

(3.19)

Calculul presiunii medii indicate

(3.20.)

Calculul puterii indicate

(3.21.)

Calculul presiunii medii a rezistențelor interne

(3.22.)

unde:

pmprr – presiunea medie propusă pentru rezistențele interne:

(3.23.)

a = 0,35 – uzual 0,3…0,4;

K = 0,0105 – pentru 6 cilindri linie;

Calculul puterii rezistențelor interne

(3.24.)

Calculul randamentului mecanic al motorului

(3.25.)

Calculul puterii efective

(3.26.)

Calculul consumului specific efectiv

(3.27.)

3.2.3. Optimizarea performanțelor motorului prin alegerea corespunzătoare a lui și c

Cunoscând relațiile de calcul pentru puterea efectivă și consumul specific efectiv în funcție de raportul de compresie în cilindru și gradul de comprimare al compresorului se pot trasa graficele de variație a performanțelor motorului în funcție de acești parametri (fig. 3.1. și fig. 3.2.).

Fig. 3.1. Variația puterii specifice cu și c.

Fig. 3.2. Variația consumului specific cu și c.

Se cunoaște valoarea puterii efective a motorului la regimul nominal. Se alege pentru compresor un grad de comprimare pentru care presiunea în poarta supapei de admisie este apropiată de valoarea de 1 bar. Dacă se alege c = 2,25 , din figura 3.1 se determină valoarea lui raportului de compresie care este g = 8,06 ~ 8.2. Valoarea găsită pentru raportul de compresie se înscrie în domeniul uzual, în consecință valorile găsite pentru parametrii și c pot fi acceptate pentru continuarea calculelor.

Valoarea determinată a consumului specific efectiv este ce = 0,261 kg/kW/h, care, așa cum se vede din figura 3.2, este o valoare foarte bună.

Cunoscând valorile lui și c se pot determina valorile mărimilor ale căror relații de calcul au fost prezentate în paragraful 3.2.2 :

presiunea la ieșire din compresor p2 = 1.694 bar;

presiunea în poarta supapei de admisie pc = 1.694 bar;

lucrul mecanic adiabatic de comprimare Lad.c = 89373.02 J/kg;

temperatura la ieșire din compresor T3 = 402.594 K;

temperatura în poarta supapei de admisie Tc = 402.594 K;

lucrul mecanic real de comprimare Lc = 149000. J/kg;

densitatea fluidului în poarta supapei de admisie c = 1.466 kg/m3;

debitul de aer al compresorului Mac = 0.07 kg/s;

puterea consumată de compresor Pc = 17432.087W;

randamentul indicat al compresorului i = 0.342;

presiunea de evacuare pevac = 0.649 bar;

raportul presiunilor de evacuare și de admisie pevac/pc = 0.383;

coeficientul de umplere v = 1.092;

presiunea medie indicată pmi = 17.74 bar;

puterea indicată Pi = 215100W;

presiunea medie a rezistențelor interne pmr = 1.371 bar;

puterea rezistențelor interne Pr = 16615.91w;

randamentul mecanic al motorului m = 0.923;

Puterea efectivă Pe = 198400 W;

Consumul specific efectiv ce = 0.261 kg/kW/h.

CAPITOLUL IV

CALCULUL EVOLUȚIILOR CICLULUI REAL

AL MOTORULUI

Generalități

Motoarele cu ardere internă transformă căldura, degajată în urma arderii amestecului carburant, în lucru mecanic. Transformarea energiei termice care se degajă, în energie mecanică, este însoțită de o serie de schimbări ale stării agentului motor, atât în cilindrul motorului cât și în afara lui.

Totalitatea acestor transformări din cilindri poate fi denumită ciclul real din cilindrul unui motor.

Diferitele transformări care alcătuiesc ciclul real din cilindrul motorului sunt foarte complicate. Pentru a lămuri proprietățile principale ale ciclului real este rațional ca transformările reale să fie schematizate, înlocuindu-le cu transformări mai simple ce redau esența transformărilor reale.

Aceste transformări pot fi împărțite în:

transformare adiabată – compresie;

transformare izocoră cu aport de căldură – ardere;

transformare adiabată – destindere;

transformare izocoră cu cedare de căldură – evacuare.

Compresia

Compresia prealabilă a amestecului înainte de aprinderea lui permite obținerea unei presiuni mai înalte a gazelor după ardere, mărind astfel lucrul mecanic obținut prin destinderea lor, rezultă că economicitatea procesului este mărită.

La începutul compresiei, amestecul carburant se încălzește deoarece temperatura sa este mult mai scăzută decât temperatura pereților pieselor cu care acesta vine în contact (cilindrul, chiulasă, supape etc.). Spre sfârșitul compresiei temperatura amestecului devine mai mare decât temperatura majorității pereților datorită cărui fapt se produce răcirea amestecului. Astfel compresia reprezintă o transformare politropică cu schimb de căldură în ambele sensuri.

Deoarece intensitatea schimbului de căldură este foarte mică, această politropică este apropiată de adiabată, în cazul căldurilor specifice variabile având un exponent a cărui valoare variază între 1,32 – 1,35. De aceea la creșterea temperaturii gazelor, când căldura sa specifică crește, exponentul adiabatic se micșorează.

Compresia este însoțită de o creștere continuă a temperaturii gazelor având un exponent adiabatic care se micșorează continuu.

Ecuația adiabatei la căldură specifică variabilă este foarte complicată și se folosește foarte rar, deoarece adiabata reală la căldură specifică variabilă, poate fi înlocuită cu suficientă precizie printr-o anumită adiabată convențională (politropă) cu exponent constant. Acest exponent se determină cu ajutorul valorii medii a căldurii specifice a agentului motor între temperatura începerii și cea a terminării compresiei, în acest caz ambele adiabate diferă în ceea ce privește temperatura și presiunea de la sfârșitul compresiei, însă această diferență poate fi neglijată.

Compresia la căldură specifică variabilă este însoțită de o creștere mai mică a presiunii decât în cazul când căldura specifică este constantă.

Supapa de admisie se închide cu întârziere față de PMI și ca urmare comprimarea propriu-zisă a amestecului începe în acest moment, iar în acest moment presiunea crește ușor datorită pătrunderii în cilindru a unei cantități suplimentare de amestec proaspăt pe de o parte și reducerii volumului cilindrului pe de altă parte. Cu un avans față de PMI se declanșează scânteia electrică ca urmare a aprinderii și arderii combustibilului, presiunea crește mai rapid față de situația în care nu ar fi avut loc arderea.

Se consideră sfârșitul procesului de comprimare momentul în care se declanșează scânteia electrică și se observă că durata procesului este mai redusă decât durata cursei de comprimare.

Procesul de comprimare este supus unui transfer intens de căldură. La începutul comprimării temperatura amestecului este mai mică decât a pereților și ca urmare primește o cantitate de căldură în evoluția ulterioară a comprimării, temperatura amestecului devenind mai mare decât a pereților iar acesta va ceda o cantitate de căldură. Există un moment în care cele două cantități de căldură sunt egale, situație aparent adiabatică. Exponentul adiabatic k este variabil pe durata procesului de comprimare, datorită modificării căldurilor specifice cu temperatura, în realitate comprimarea este un proces politropic, variația lui se determină prin logaritmarea ecuației politrope pe intervale succesive.

Influența asupra procesului de comprimare, a unui factor, determină mărirea cantității de căldură primită de către amestecul inițial de la perete, exponentul politropic crescând, dar crește și cantitatea de căldură cedată de amestecul inițial către perete.

Cantitatea de căldură schimbată de fluidul de lucru cu pereții depinde direct proporțional de coeficientul de convecție, suprafața de schimb de căldură, diferența de temperatură și timp.

Principalii factori care influențează schimbul de căldură gaz – pereți și prin aceasta exponentul politropic al comprimării sunt analizați în continuare.

1. Turația – La creșterea turației scade durata în timp a procesului de comprimare și deci se reduce schimbul de căldură gaz – perete, ceea ce determină creșterea exponentului politropic mediu.

Fenomenul este amplificat de reducerea duratei în grade RAC a procesului de comprimare, atât datorită măriri avansului la producerea scânteii electrice (o dată cu creșterea turației), cât și creșterii întârzierii la admisie pentru motoarele rapide. Turația influențează schimbul de căldură gaz – cilindru și prin intermediul coeficientului de convecție care crește, deoarece se amplifică mișcările gazelor în cilindru.

2. Regimul termic al motorului – La creșterea regimului termic al motorului, crește cantitatea de căldură primită și scade cantitatea de căldură cedată, ceea ce determină creșterea exponentului politropic mediu.

Motoarele răcite cu aer având un regim termic mai ridicat decât motoarele răcite cu lichid, au valori mai ridicate ale exponentului politropic mediu.

3. Arhitectura camerei de ardere – Influențează schimbul de căldură prin mărirea suprafeței de contact gaz – perete. Camera de ardere unitară are suprafața de căldură mai redusă comparativ cu camera de ardere divizată, și ca urmare exponentul politropic mediu este mai mare.

4. Avansul la scânteie – Creșterea efectivă și rapidă a temperaturii va fi eficace numai în cazul când se va produce la timp, adică în apropierea de PMS. Degajarea căldurii în alte momente duce la o micșorare simțitoare a economicității ciclului real datorită micșorării gradului de destindere a gazelor după aportul de căldură.

Sincronizarea arderii în mișcarea pistonului se obține prin reglarea momentului de aprindere a amestecului carburant față de PMS, adică prin reglarea valorii avansului la aprindere. În cazul unui avans prea mare la aprindere adică în cazul unei aprinderi prea timpurii a amestecului, temperatura și presiunea acestuia cresc înainte de vreme. Datorită creșterii rapide a presiunii la sfârșitul cursei de compresie, lucrul mecanic consumat pentru această sursă este prea mare. Presiunea în timpul destinderii are valori prea scăzute datorită răcirii intense a amestecului în timpul arderii și ca urmare lucrul mecanic dezvoltat de gaze în timpul destinderii este mai mic.

Pe măsura micșorării avansului la aprindere, lucrul mecanic consumat pentru comprimarea amestecului se micșorează, iar lucrul mecanic obținut în timpul destinderii întâi crește apoi începe să scadă. În cazul aprinderii prea târziu a amestecului, propagarea flăcării și creșterea presiunii au loc numai după ce pistonul a parcurs o porțiune importanță din cursa de destindere.

Din această cauză lucrul mecanic obținut prin destindere se micșorează cu toate că pierderile de căldură prin pereți sunt mult mai mici decât în cazul aprinderii timpurii.

Pin urmare micșorarea lucrului mecanic de destindere în cazul aprinderii timpurii se explică prin creșterea pierderilor de căldură prin pereți, iar în cazul aprinderii prea târziu prin creșterea prea târzie a presiunii.

Lucrul mecanic obținut în motor reprezintă diferența dintre lucrul mecanic de destindere și lucrul mecanic de compresie. Prin urmare trebuie să existe un anumit avans la aprindere, pentru care acest lucru mecanic, deci și puterea motorului sunt maxime. În acest caz creșterea presiunii în timpul arderii și prin urmare și a degajării de căldură au loc aproximativ simetric față de PMS, adică arderea se produce la vitezele minime ale pistonului, în acest caz presiunea maximă a cilului se obține de obicei pentru o poziție a arborelui cotit cu 12 – 15 grade RAC după PMS.

Valoarea avansului la aprindere influențează puțin viteza de propagare a flăcării, astfel se poate considera că reglarea avansului la aprindere, deplasează numai arderea față de poziția pistonului, însă nu are o influență importantă asupra vitezei de propagare a flăcării. Valoarea avansului optim la aprindere variază între 20 – 30 grade RAC.

Arderea

Arderea este procesul cel mai complex ce are loc în motorul cu ardere internă. De ea depinde într-o măsură deosebită indicii caracteristici motorului (energetici, de economicitate și durabilitate).

Arderea în motor constă în oxidarea rapidă a substanțelor combustibile, însoțită de degajarea de căldură, emisie de lumină (flacără), creștere rapidă de presiune și temperatură. Procesul de ardere poate fi studiat sub aspect termodinamic (se obțin informații cu privire la stările inițială și finală ale transformării) și cinetic (se determină viteza de reacție și influențele unor factori asupra procesului de ardere).

În funcție de cantitatea de oxigen disponibilă pentru cantitatea de combustibil prezentă în cilindru, arderea este:

completă, când produsele de ardere nu mai conțin energie chimică, cantitatea minimă de oxigen necesară unei astfel de arderi se numește teoretică sau stoechiometrică;

incompletă, când o parte din produsele de ardere au energie chimică, substanțele inițiale combustibile dispunând de o cantitate de oxigen mai mică decât cea teoretică.

Cantitatea teoretică de oxigen depinde de compoziția chimică a combustibilului.

Viteza de reacție reprezintă cantitatea de substanță ce intră în reacție în unitatea de timp și poate fi exprimată în funcție de concentrația oricărui component participant la reacție. Variația și viteza de reacție a unui proces chimic în faza omogenă poate fi exprimată prin variația concentrației unui reactant CA = NA / V, unde: NA – numărul de kmoli de reactant A, iar V – volumul sistemului. Dacă toate ciocnirile ar fi urmate de reacție procesul ar fi instantaneu, fapt contrazis în practică, relațiile desfășurându-se cu viteze finite. Ciocnirile urmate de reacție se numesc ciocniri eficiente, iar moleculele respective sunt denumite molecule activate, viteza de reacție variază invers proporțional cu energia de activare.

Viteza de reacție este influențată de temperatură, care la rândul ei influențează nivelul energetic al moleculelor.

Reacțiile chimice sunt reversibile, adică reacția poate decurge atât de la stânga la dreapta cât și de la dreapta la stânga. În cazul reacțiilor care au loc o dată cu creșterea temperaturii, când aceasta atinge anumite valori aparent reacția nu se mai produce, “îngheață” și cantitatea de substanțe inițiale și finale nu se mai modifică, starea aceasta a substanțelor reactante se numește echilibrul chimic.

La depășirea anumitor valori ale temperaturii de ardere s-a constatat pe baza analizei spectroscopice că numărul compușilor din produsele de ardere este mult mai mare decât în cazul arderii stoechiometrice: CO2, H2O, N2, O2, CO, H2, OH, H, O, NO, ultimii 6 produși apar ca urmare a deplasării echilibrelor chimice, la temperaturi înalte datorită energiei ridicate pe care o posedă, unele molecule scindează în atomi și radicali, astfel:

CO + ½ O2 = CO2

H2 + ½ O2 = H2O

OH + ½ H2 = H2O

O = ½ O2

H = ½ H2

NO = ½ N2 + ½ O2

Primele trei reacții au loc la temperaturi peste 1 400 K, iar ultimele trei la temperaturi de peste 2 200 K.

Disocierea acționează asupra proceselor din motor în două sensuri:

mărește presiunea maximă cu 2 – 4 % prin sporirea numărului de molecule;

micșorează randamentul indicat cu 1 – 3 %, deoarece scade nivelul temperaturii maxime, ca urmare a consumului de căldură;

modifică compoziția gazelor de ardere, influențând concentrația unor produși poluanți.

Elemente din teoria aprinderii și propagării flăcărilor

Începutul arderii se produce atunci când reacțiile cuprind o cantitate mare de substanțe reactive într-un timp scurt, emisia de lumină și căldură, creșterea presiunii și temperaturii devin sensibile.

Pentru motoare ne interesează două moduri prin care se ajunge la aprindere:

autoaprinderea și aprinderea forțată.

Autoaprinderea – într-un mediu reactant reacția începe cu viteze mici și afectează un volum redus de amestec. Dacă cantitatea de căldură care se degajă în urma reacției rămâne în nucleu în mai mare măsură decât se transferă zonelor învecinate, temperatura acestuia se amplifică și implicit crește și viteza de reacție. La un moment dat, viteza de reacție atinge valoarea critică, la care căldura degajată, provoacă o creștere esențială de presiune care marchează începutul arderii prin autoaprindere. Acest tip de autoaprindere se numește termică, deoarece este provocată prin accelerarea vitezei de reacție ca urmare a creșterii temperaturii.

Autoaprinderea poate avea loc și la temperatură constantă, creșterea vitezei de reacție datorându-se ramificării lanțurilor de reacție (autoaccelerare). Când viteza de reacție atinge valoarea critică sunt cuprinse de reacție volume mari de substanțe reactive, se degajă multă căldură, creșterea de presiune și temperatură marcând momentul aotoaprinderii (autoaprinderea – catenară).

Autoaprinderea combustibilului catenaro-termic. Cu cât energia de activare este mai mare cu atât perioade de inducție crește, de asemenea la micșorarea presiunii și temperaturii întârzierea la autoaprindere crește. La creșterea temperaturii presiunea trebuie să scadă deoarece în domeniul temperaturilor joase T<400 ºC crește temperatura, crește și presiunea, iar în regimul temperaturilor înalte T > 400 ºC apare ca urmare a procesului de autoaccelerare continuă a reacțiilor catenare termice, în timp ce la temperaturi joase flacăra caldă este precedată de apariția “flăcărilor reci” denumite așa datorită temperaturilor joase la care apar și cantităților mici de căldură pe care le degajă.

Elementele reactive inițiale iau naștere prin oxidarea moleculelor hidrocarbonate cu formare de peroxizi (substanțe bogate în O2) prin acumularea în cantități a peroxizilor atingând concentrația critică, aceștia se descompun exploziv, dând naștere la aldehide și radicali. Reacțiile fiind exoterme, cantitatea de căldură degajată (cca. 10 % din căldura de ardere ) determină creșterea presiunii și temperaturii.

Prin oxidarea aldehidelor se formează un nou tip de peroxizi care prin acumulare se descompun exploziv la atingerea concentrației critice, formând un nou tip de flacără, flacără albastră sau flacăra rece secundară, procesul având loc cu degajare de căldură și creștere de presiune și temperatură.

Produsele descompunerii sunt radicalii și oxidul de carbon CO (datorită luminozității caracteristice monoxidului de carbon, aceste flăcări au fost denumite și flăcări albastre). Numărul mare de radicali existenți împreună cu oxidarea lor determină apariția flăcării calde, din care se eliberează întreaga cantitate de căldură.

Aprinderea forțată

Amestecul poate fi aprins forțat printr-o scânteie, o suprafață sau un punct cald.

Între electrozii bujiei, în urma descărcării electrice, se formează un canal bun conducător de electricitate în care sunt ionizate și excitate moleculele prezente. Temperatura momentană atinge valori ridicate cca. 20 000 K, o parte din căldura degajată servind încălziri locale a amestecului, restul încălzind electrozii bujiei.

Excitarea moleculelor determină inițierea lanțurilor de reacție, reacția începând catenar și accelerându-se termic. Când viteza reacției catenaro termice atinge valoarea critică se produce apariția explozivă a nucleului de flacără. Rezultă că aprinderea se produce la temperatură înaltă cu caracter monostabil și este punctiformă (volumul de amestec în care se desfășoară reacțiile este redus, concentrat în zona electrozilor bujiei.

Propagarea flăcărilor în amestecul omogen

De la nucleul inițial flacăra se propagă în amestecul proaspăt, ea constituind zona de transformare chimică rapidă, care separă gazele arse de cele proaspete.

Zona de reacție este caracterizată de gradienți mari de temperatură și concentrație. Când această zonă de reacție este foarte îngustă, suprafața ce desparte gazele arse de cele proaspete poartă numele de “front de flacără”. Dacă zona reacției nu este de dimensiuni neglijabile, suprafața de separație se numește “front de aprindere”, în spatele lui dezvoltându-se zona de ardere. Flacăra ce se dezvoltă peste un amestec omogen aflat în stare de repaus, sau în curgere laminară se numește “flacără laminară”, ea caracterizându-se printr-un front de flacără foarte subțire (zecimi de mm).

Viteza de deplasare a frontului de flacără față de amestecul proaspăt se numește viteză laminară, ea fiind direct proporțională cu viteza de reacție. În motor viteza de propagare atinge valori mult mai mari de 30 – 40 m/s.

Turbulența – reprezintă mișcarea dezordonată a unor pachete de molecule (gaze de reacție). Pachetele de fluid în mișcarea turbulentă au dimensiuni diferite și se definește astfel o scară a turbulenței.

Macroturbulența – cuprinde pachete de volum mare, determinată de dimensiunea caracteristică a cilindrului (după mulți autori considerată a fi înălțimea instantanee a camerei de ardere).

Microturbulența – definită de dimensiunile celui mai mic pachet de fluid în care se produce disiparea energiei (energia cinetică se transformă prin forțele vâscoase în energie internă a fluidului de lucru)

Turbulența intensifică atât de mult transferul de căldură și substanță spre amestecul proaspăt încât viteza de propagare capătă valori foarte mari comparativ cu cea laminară.

4.5. Datele geometrice ale cilindrului

În capitolul I s-au stabilit numai dimensiunile cilindrului: diametrul D = 0,105 m și cursa pistonului în cilindru s = 0,100 m (fig. 4.1.). Se mai cunosc, de asemenea cilindreea Vs = 0.0008659 m3 și raportul de compresie = 8.111. Cu aceste date se pot determina celelalte dimensiuni ale ansamblului cilindru – piston – bielă-maneton prezentate în figura 2.1.

Raza manetonului R

Raza manetonului este jumătate din cursa pistonului (s = 2.R): R= 0,050 m.

Lungimea bielei L

Lungimea bielei este L = R/, unde = [1/4,2 – 1/3,2]. Este necesar ca lungimea unei biele să fie cât mai mică pentru a reduce gabaritul. Rezultă L = 3,2.R = 0.16 m.

Dimensiunile camerei de ardere

Camera de ardere este din punct de vedere geometric o calotă sferică la pentru care se cunosc volumul V2 = Vs /( – 1) = 0.0001218 m3 și diametrul D al cercului care o limitează. Relația care există între înălțimea calotei sferice hcs și raza sferei rs este:

(4.1.)

iar relația de calcul a volumului camerei de ardere:

(4.2.)

Cele două relații formează un sistem din care rezultă dimensiunile căutate: hcs = 0.0264 m și rs = 0.0654 m.

Fig. 4.1. Ansamblul cilindru – piston – bielă – maneton.

În funcție de poziția arborelui cotit, poziție ce poate fi exprimată prin unghiul măsurat în o RAC (grade rotație arbore cotit), se pot determina volumul cuprins în cilindru:

(4.3.)

și ariile de contact dintre fluidul de lucru și pereții incintei mărginite de camera de ardere, cilindru și piston:

aria pereților camerei de ardere (aria chiulasei):

(4.4.)

aria cilindrului:

(4.5.)

aria pistonului:

(4.6.)

4.6. Studiul fluidului de lucru

Fluidul de lucru este reprezentat de amestecul aer-combustibil (vapori de benzină), amestec care, pe parcursul ciclului suferă transformări complexe din punct de vedere calitativ. Analiza acestor transformări și urmărirea evoluției compoziției amestecului este dificilă și nu constituie un subiect pentru acest proiect. Pentru analiza ciclului real al motorului se vor face câteva simplificări și aproximații bazate pe experiența anterioară în proiectarea și construcția motoarelor cu piston. Astfel, fluidul de lucru se consideră a fi amestecul standard: izooctan C8H18 și aer. La o ardere stoechiometrică a izooctanului are loc următoarea reacție chimică:

(4.7.)

Pe baza acestei reacții chimice se vor determina compozițiile amestecului proaspăt și a gazelor de ardere. Din reacția de mai sus lipsesc celelalte componente ale aerului: azotul N2, excesul de oxigen O2, și celelalte gaze care formează sub 1% din compoziția aerului și care, din această cauză, vor fi neglijate.

Pentru a cunoaște compoziția amestecului, înainte și după arderea completă este necesar să se calculeze coeficientul de amestec la nivelul camerei de ardere:

(4.8.)

unde t este un coeficient de pierderi calculat cu relația:

(4.9.)

Compoziția amestecului se determină în raport cu un kmol de combustibil. Amestecul proaspăt este format din aer compus din oxigen și azot:

(4.10.)

Numărul de kmoli de aer pentru arderea stoechiometrică este:

(4.11.)

iar numărul total de kmoli de aer:

(4.12.)

Numărul total de kmoli ai amestecului are valoarea:

(4.13.)

Conform reacției chimice de mai sus, gazele de ardere conțin dioxid de carbon și apă:

(4.14.)

Pe lângă acești compuși, gazele de ardere mai conțin azot care rămâne neschimbat în urma reacției chimice. Aerul în exces care nu a intrat în reacție:

(4.15.)

Numărul de kmoli de gaze de ardere la un kmol de combustibil este:

(4.16.)

Cunoscând compoziția molară a amestecului și a gazelor de ardere

se pot determina participațiile molare și masele molare ale compușilor:

pentru amestecul proaspăt:

(4.17.)

pentru gazele de ardere:

(4.18.)

Pentru amestecul proaspăt și pentru gazele de ardere se pot determina:

masele molare ale amestecurilor de gaze:

(4.19.)

(4.20.)

constantele termodinamice ale amestecurilor de gazelor:

(4.21.)

Masa totală a amestecului (care rămâne neschimbată în pe tot parcursul ciclului) se calculează cu relația:

(4.22.)

Mam=0.001825 kg

unde V1 este volumul maxim al cilindrului, c densitatea fluidului de lucrul în poarta supapei de admisie iar v este coeficientul de umplere.

4.7. Calculul ciclului real al motorului

Pentru ciclul motorului se vor studia numai evoluțiile de comprimare, ardere și destindere. De admisie și evacuare se va ține seama prin coeficienți de corecție introduși în relațiile de calcul.

La începutul cursei de admisie, fluidul de lucru are presiunea pc = 169400 Pa, și temperatura Tc = 402.5 K. În timpul cursei de admisie, fluidul ia contact cu pereții incintei cilindrului și anume cu chiulasa, pereții laterali ai cilindrului și suprafața pistonului, care au temperaturi diferite de ale fluidului. Prin schimburile termice care au loc, la sfârșitul cursei de admisie se înregistrează o creștere a temperaturii cu T. Astfel, dacă motorul este răcit cu aer, se consideră că cilindrul, chiulasa, respectiv pistonul au următoarele temperaturi (presupuse constante pe tot timpul ciclului):

(4.23.)

Acest fapt duce la încălzirea fluidului de lucru în timpul cursei de admisie cu T = 45 K (o valoare uzuală). La sfârșitul cursei de admisie se înregistrează următorii parametri:

pa = 0,93.pc = 154800 Pa – presiunea la sfârșitul admisiei (uzual pa/pc = [0,9 – 0,95]);

Ta = Tc + T = 444.735 K – temperatura la sfârșitul admisiei;

Va = V1 – volumul la sfârșitul cursei de admisie.

Poziția arborelui cotit (cunoscută prin valoarea unghiului ) este un reper pentru momentul în care se află ciclul = 0 la începutul admisiei și = 720 oRA la sfârșitul evacuării. Pentru a studia mai precis evoluțiile termice ale fluidului, se împarte ciclul în intervale = 5 oRA și se determină starea fluidului la sfârșitul intervalului, cunoscând starea sa la începutul intervalului respectiv.

Din motive tehnice, supapele nu pot fi deschise și închise brusc în momentele când pistonul atinge cele două puncte extreme ale cursei sale (punctul mort interior PMI și punctul mort exterior PME) deoarece accelerațiile ar fi foarte mari iar inerția fluidului ar conduce la o umplere scăzută a cilindrului sau la o evacuare incompletă a gazelor de ardere. De asemenea inițierea flăcării de la scânteia bujiei necesită un interval de timp. Din motivele menționate mai sus este necesar ca supapele să se deschidă cu un avans și să se închidă cu întârziere față de momentul teoretic, iar scânteia este produsă de bujie cu un avans față de sfârșitul comprimării, astfel:

întârzierea la admisie îa = 55 oRA;

avansul la scânteie as = 25 oRA;

avansul la evacuare ae = 50 oRA.

În afara acestor mărimi mai trebuie cunoscut sfârșitul arderii. Intervalul în care are loc arderea este:

a=6na (4.24.)

unde:

n = 2800 rot/min – turația motorului;

a – timpul arderii:

(4.25.)

la – lungimea pe care se deplasează frontul de flacără:

(4.26.)

w = 24.496 m/s – viteza frontului de flacără:

(4.27.)

Valoarea calculată a intervalului de ardere este a = 76.13 oRA ~ 75 oRA. Acum se poate determina sfârșitul arderii sa = 50 oRA.

Poziția arborelui cotit în aceste momente (care delimitează diferitele evoluții termice ale fluidului) este:

(4.28.)

4.7.1. Calculul comprimării

Comprimarea are loc în intervalul [îa – as]. La începutul comprimării parametrii termici ai fluidului sunt:

(4.29.)

Aceste valori reprezintă starea fluidului la începutul primului interval de 5 oRA al comprimării. Pentru a determina valorile acestor mărimi la sfârșitul intervalului (începutul intervalului următor) se folosește ecuația de bilanț energetic pentru evoluția de comprimare:

(4.30.)

Unde dU este variația energiei interne, dQr energia pierdută prin convecție între fluid și pereții incintei, dV variația volumului incintei. Pentru un interval de lungime aceste mărimi se calculează cu relațiile:

(4.31.)

unde:

L este lucrul mecanic produs pe interval;

T1,1 și T2,2 valorile temperaturii și unghiului la începutul, respectiv sfârșitul intervalului ;

cvm – valoarea medie pe interval a căldurii specifice la volum constant:

(4.32.)

gm – valoarea medie pe interval a coeficientului de convecție:

(4.33.)

pm – valoarea medie pe interval a presiunii:

(4.34.)

unde:

(4.35.)

ST – suma produselor dintre suprafețele pereților incintei și diferența dintre temperaturile pereților și temperatura fluidului:

(4.36.)

unde Tm este media temperaturilor T1 și T2.

În calculul ciclului real trebuie să se țină seama de variația cu temperatura a căldurilor specifice și a coeficientului de convecție. Dependența căldurii specifice de temperatură este exprimată de relațiile (Apașev):

(2.37.)

iar dependența coeficientului de convecție de temperatură:

(4.38.)

Făcând înlocuirile în ecuația de bilanț energetic se obține următoarea ecuație:

(4.39.)

în care, din cele patru variabile, trei sunt cunoscute (T1, 1 și 2). Prin metoda Newton – Raphson se determină T2.

Valorile volumului și presiunii la sfârșitul intervalului se calculează cu relațiile 4.3 și, respectiv 4.35.

În același mod se procedează cu următoarele intervale până când se ajunge în punctul as care reprezintă începutul arderii.

4.7.2. Calculul arderii

Arderea se desfășoară pe intervalul [as – sa], timp în care fluidul de lucru suferă atât transformări termice cât și chimice. Starea fluidului la începutul arderii este:

(4.40.)

Pentru a ține seama de transformarea amestecului proaspăt în gaze de ardere se definește funcția:

(4.41.)

care poate reprezenta un model al evoluției compoziției fluidului de lucru pe parcursul arderii. Valoarea funcției reprezintă proporția de amestec care s-a transformat în gaze de ardere (fig. 4.2.). Astfel, la începutul arderii F(as) = 0 iar la sfârșitul arderii F(sa) = 1.

Ecuația bilanțului energetic pentru evoluția de ardere este:

(4.42.)

Față de ecuația de bilanț energetic de la calculul comprimării, în cazul arderii mai apare termenul dQp/d care reprezintă variația căldurii produse în timpul arderii amestecului combustibil. Valoarea totală a căldurii produse de ardere până la momentul este:

(4.43.)

iar cantitatea produsă într-un interval = 2 – 2:

(4.44.)

Fig. 4.2. Variația conținutului de gaze de ardere în fluidul de lucru.

Funcțiile de calcul ale celorlalți termeni ai ecuației de bilanț energetic sunt similare celor de la comprimare, cu mențiunea că expresia de calcul a căldurii specifice este:

(4.45.)

unde cvga este căldura specifică la volum constant pentru gazele de ardere:

(4.46.)

Constanta fluidului de lucru se modifică în funcție de cantitatea de gaze arse din amestec:

(4.47.)

În final se obține ecuația:

(4.48.)

în care necunoscuta este T2 și se calculează împreună cu volumul și presiunea la sfârșitul intervalului similar cu cazul comprimării.

4.7.3. Calculul destinderii

Destinderea are loc în intervalul dintre sfârșitul arderii sa și momentul avansului la evacuare ae. Ecuația de bilanț energetic este aceeași ca la comprimare, cu diferența că în determinarea ecuației explicite se ține seama de faptul că fluidul de lucru s-a transformat complet în gaze de ardere. Constanta gazului și căldura specifică vor avea valorile obținute la sfârșitul arderii.

4.7.4. Datele finale. Trasarea grafică a ciclului.

Datele obținute pe parcursul calculelor efectuate în paragrafele anterioare, și care reflectă evoluția fluidului pe parcursul evoluțiilor de comprimare, ardere și destindere sunt prezentate în tabelul 4.1. Pe baza acestor date se poate trasa ciclul în coordonate (p, V) și se poate verifica veridicitatea calculelor.

Presiunea maximă a ciclului este pmax = 7414000 Pa iar temperatura maximă este Tmax = 2313 K (tabelul 4.1.). În figura 4.3, punctele în care se ating aceste valori sunt marcate și au coordonatele:

și, respectiv:

Tabelul 4.1:

Fig. 4.3. Ciclul real al motorului

Pentru verificarea calculelor făcute în acest capitol, se recalculează puterea efectivă:

(4.49.)

și randamentul indicat al motorului:

(4.50.)

unde:

L – lucrul mecanic total produs pe ciclu;

Qp – căldura produsă în ciclu.

Valorile obținute sunt:

puterea efectivă Pe = 198422,739 W,

randamentul indicat i = 0.344.

Aceste valori sunt foarte apropiate de cele folosite în primul capitol, deci se poate trage concluzia că, ciclul a fost calculat corect iar aproximațiile făcute pe parcurs au fost justificate.

CAPITOLUL V

CINEMATICA ȘI DINAMICA MOTORULUI CU PISTON

În timpul funcționării motorului cu piston, datorită pieselor în mișcare, apar accelerații și forțe care solicită aceste piese. Cele mai solicitate piese în mișcare sunt cele ale ansamblului piston–bielă–manivelă. În acest capitol se vor calcula elementele cinematice și dinamice ale mișcării acestui ansamblu (viteze, accelerații, forțe).

5.1. Elemente de cinematică

În cadrul ansamblului piston-bielă-maneton se întâlnesc următoarele tipuri de mișcări:

mișcare de translație (pistonul);

mișcare de rotație (arborele cotit – manetonul);

mișcare plană complexă (biela).

Mișcarea bielei este în strânsă legătură cu mișcarea celorlalte două piese pistonul și manetonul. În acest paragraf se vor calcula vitezele și accelerațiile pentru acestea din urmă.

Viteza de unghiulară de rotație a arborelui cotit este:

(5.1.)

unde turația n = 2800 rot/min.

Cu ajutorul valorii obținute pentru viteza unghiulară a arborelui cotit se determină valorile vitezei periferice de rotație și accelerația centripetă a manetonului:

(5.2.)

unde R = 0,065 m – raza manetonului.

Pentru piston se vor calcula (în funcție de unghiul ):

Deplasarea față de punctul mort exterior:

(5.3.)

Viteza de deplasare:

(5.4.)

Accelerația:

(5.5.)

Pentru o reprezentare grafică mai clară, aceste mărimi se vor adimensionaliza față de o mărime de referință astfel: deplasarea pistonului se adimensionalizează în raport cu raza manetonului R, viteza pistonului față de viteza periferică a manetonului iar accelerația față de accelerația centripetă a manetonului:

(5.6.)

Variațiile acestor mărimi pe timpul unui ciclu (două rotații ale arborelui cotit) sunt prezentate în figurile 5.1, 5.2, 5.3.

Datorită dependenței mișcării pistonului de mișcarea manetonului, viteza maximă a pistonului nu este egală cu viteza periferică a manetonului. Valoare maximă a vitezei pistonului poate fi calculată, cu aproximație, astfel:

(5.7.)

Fig. 5.1. Valoarea deplasării pistonului în timpul ciclului.

Fig. 5.2. Variația valorii vitezei pistonului în timpul unui ciclu.

Fig. 5.3. Variația valorii accelerației pistonului în timpul unui ciclu.

5.2. Calculul forțelor din ansamblul piston-bielă-maneton

În timpul mișcării pieselor, forțele de inerție ale maselor în mișcare solicită piesele și conduc la uzura suprafețelor de frecare. Pentru calculul acestor forțe de inerție trebuie cunoscută masa pieselor (piston, bielă, manivelă). O metodă de determinare a masei unei piese este de a calcula volumul piesei respective (dacă se cunosc dimensiunile) și, cunoscând materialul din care este confecționată, se înmulțește valoarea determinată a volumului cu valoarea densității materialului.

5.2.1. Calculul maselor pieselor

Cele trei piese care ne interesează sunt confecționate din oțel – biela și manetonul – cu densitatea oțel = 7800 kg/m3 și din aliaj de aluminiu – pistonul – cu densitatea al = 2700 kg/m3.

Din capitolele anterioare se cunosc următoarele dimensiuni:

diametrul pistonului D = 0,105 m;

cursa pistonului s = 0,100 m;

lungimea bielei L = 0,160 m.

Forma și principalele dimensiuni ale pieselor sunt prezentate în figurile 5.4, 5.5. 5.6.

Calculul volumelor se face în modul următor:

Calculul volumului pistonului

Fig. 5.4. Pistonul.

Dimensiunile pistonului (fig. 5.4) sunt:

Volumul bazei pistonului:

(5.8.)

Volumul pereților laterali ai pistonului:

zona superioară:

(5.9.)

zona inferioară:

(5.10.)

volumul total al pereților laterali (se ține seama și de orificiile de trecere a bolțului):

(5.11.)

Volumul rigidizorului pentru bolț:

volumul rigidizorului incluzând și volumul alezajului pentru bolț:

(5.12.)

volumul alezajului bolțului:

(5.13.)

volumul rigidizorului:

(5.14.)

Volumul total al pistonului:

(5.15.)

Bolțul de legătură între piston și bielă se mișcă solidar cu pistonul iar masa lui trebuie adăugată la masa pistonului. Volumul bolțului este:

(5.16.)

Calculul volumului bielei

Dimensiunile bielei (fig. 5.5):

Volumul lagărului maneton împreună cu volumul bosajelor pentru șuruburile de prindere:

Volumul lagărului de bolț:

(5.17.)

Fig. 5.5. Biela.

Volumul tijei bielei:

(5.18.)

Volumul bielei fără cuzineți:

(5.19.)

În lagărele bielei sunt încastrați cuzineți pentru ungere (lagărul maneton) sau bucșe (lagărul de bolț) din material antifricțiune. Diametrele interioare și exterioare ale cuzineților și, respectiv ale bucșei sunt:

Volumul acestor cuzineți poate fi integrat în volumul bielei.

Volumul cuzineților lagărului maneton:

(5.20.)

Volumul bucșei lagărului de bolț:

(5.21.)

Volumul total al bielei:

(5.22.)

Calculul volumului manetonului (volumul masei centripete a manetonului)

Dimensiunile manetonului (fig. 5.6):

Volumul brațului în zona manetonului:

(5.23.)

Volumul brațului în zona palierului:

(5.24.)

Volumul total al brațului:

(5.25.)

Volumul axului maneton:

(5.26.)

Fig. 5.6. Manetonul arborelui cotit.

Volumul masei centripete a manetonului:

(5.27.)

Raza centrului de masă al manetonului:

(5.28.)

Cu valorile obținute pentru volumele pieselor, se pot calcula masele:

masa pistonului:

(5.29.)

masa bielei:

(5.30.)

masa cotului:

(5.31.)

5.2.2. Calculul forțelor de inerție

Forțele care acționează asupra ansamblului bielă manivelă sunt prezentate în figura 5.7.a.

Fig. 5.7. Forțele care acționează asupra ansamblului bielă – manivelă.

Dacă în cazul pistonului și cotului calculul forțelor este facil datorită simplității mișcărilor lor, în cazul bielei, diferitele părți ale acesteia se mișcă cu viteze și accelerații diferite făcând dificilă determinarea forțelor de inerție. Pentru a simplifica aceste calcule, se consideră că masa bielei se distribuie în două mase: o masă legată de maneton și care are o mișcare de rotație, și o masă legată de piston și se mișcă solidar cu acesta. Pentru a determina aceste mase se presupune că biela este o bară cu masa uniform distribuită care se împarte așa cum se arată în figura 5.7.b și se obțin:

masa care se concentrează în axa manetonului:

(5.32.)

masa care se concentrează în axa bolțului:

(5.33.)

Forțele de inerție, în funcție de modul în care sunt generate, se împart în forțe de inerție de rotație și în forțe de inerție de rotație.

Forțele de inerție de rotație:

forța de inerție a cotului:

(5.34.)

unde Mrcot – masa redusă a cotului:

(5.35.)

forța de inerție a bielei care acționează asupra cotului:

(5.36.)

forța de inerție de rotație totală:

(5.37.)

Forțele de inerție de translație:

forța de inerție a pistonului:

(5.38.)

forța de inerție a bielei care acționează asupra bolțului:

(5.39.)

forța de inerție de translație totală:

(5.40.)

În afara acestor forțe de inerție, în ansamblu mai intervine și forța de presiune a gazelor din cilindru care acționează asupra pistonului:

(5.41.)

unde:

pH – presiunea atmosferică;

p – presiunea în cilindru.

Valoarea presiunii p din cilindru este cunoscută pentru evoluțiile de comprimare, ardere și destindere. Pentru restul ciclului se presupune că p are valoare constantă, egală cu presiunea din momentul închiderii supapei de admisie.

Cunoscând forțele calculate mai sus, se pot calcula forțele prezentate în figura 5.7 și care sunt direct legate de solicitările pieselor.

Forța totală pe direcția axei cilindrului:

(5.42.)

Forța cu care acționează pistonul asupra bielei:

(5.43.)

Forța de apăsare a pistonului asupra pereților laterali ai cilindrului:

(5.44.)

Forțele care acționează asupra cotului:

forța tangențială:

(5.45.)

forța normală:

(5.46.)

forța care acționează efectiv asupra cotului:

(5.47.)

Variațiile acestor forțe pe parcursul ciclului sunt prezentate în figura 5.8.

Forța T care acționează tangențial asupra cotului este forța utilă a motorului, care generează cuplul la axul motorului. Pentru verificarea calculelor făcute în capitolele anterioare, se calculează din nou puterea efectivă la axul motorului:

(5.48.)

unde:

Mm – valoarea medie a cuplului:

(5.49.)

M – cuplul generat de forța T:

(5.50.)

Valoarea obținută este acceptabilă, și se poate îmbunătăți prin optimizarea dimensiunilor pieselor.

Fig. 5.8.a.

Fig. 5.8.b.

CAPITOLUL VI

ORDINEA LA APRINDERE. ECHILIBRAREA MOTORULUI

În timpul funcționării unui motor cu piston, datorită maselor în mișcare, apar forțe de inerție care produc solicitări ale pieselor și deplasări ne-dorite ale motorului în ansamblul său. Pentru a evita aceste deplasări este necesară echilibrarea forțelor de inerție fie prin dispunerea corespunzătoare a cilindrilor și asigurarea unei funcționări optime, fie cu ajutorul unor contragreutăți (variantă ne-dorită în cazul unui motor de aviație).

Forțele de inerție sunt de două tipuri:

forțe de inerție de translație;

forțe de inerție de rotație.

În figura 5.1 este prezentat schematic motorul: Liniile sunt notate cu A și B iar cilindrii sunt numerotați în ordinea aprinderii pe fiecare linie.

Forțele de translație cuprind două armonici (forțe rotitoare) cu pulsații diferite cuprinse în același plan, transversal pe axul motorului (fig. 5.2).

La alegerea ordinii de aprindere se ține seama de următoarele considerații generale:

– în timpul unei perioade complete de lucru, egală cu 720º trebuie să se producă aprinderea în toți cilindrii motorului.

Pentru a obține o funcționare cât mai uniformă și o valoare cât mai mică a momentelor maxime de torsiune pentru întregul motor, intervalele dintre aprinderile din diferiți cilindri trebuie să fie egale. Respectând această condiție, unghiul de rotație al arborelui cotit între două aprinderi succesive

trebuie să fie: = 720 / i unde: i – este numărul de cilindrii.

– manetoanele arborelui trebuie să fie astfel dispuse încât forțele centrifuge ale diferitelor manetoane să se echilibreze reciproc și să nu formeze un cuplu de forțe neechilibrat;

– pentru o repartiție mai bună a sarcinilor în carter este indicat ca la motoarele cu cilindrii în una sau mai multe linii, aprinderile succesive să nu aibă loc în cilindrii care sunt așezați în carter unul lângă celălalt. În cazul motorului cu 6 cilindrii în linie intervalul dintre aprinderi este de 120 º, iar ordinea aprinderii: 1 – 5 – 3 – 6 – 2 – 4 – 1

6.1. Echilibrarea motorului

În timpul funcționării motorului apar diferite forțe în acesta. În raport cu motorul toate aceste forțe pot fi împărțite în două grupe:

interioare;

exterioare.

Dintre forțele interioare fac parte cele care sunt echilibrate de reacțiunile din interiorul motorului și nu se transmit asupra reazemelor acesteia. Dintre aceste forțe, cele mai importante sunt cele generate de forța de presiune a gazelor și forțele de frecare.

Dintre forțele exterioare fac parte toate forțele care pot deplasa motorul și, prin urmare, sunt preluate de reazeme, adică se transmit la cadrul motorului.

Dintre aceste forțe fac parte următoarele: rezistența opusă de aer rotației elicei, forțele de inerție, forțele de reacțiune la scurgerea gazelor evacuate, greutatea motorului.

Forțele exteriore care sunt constante ca mărime și ca direcție, cum este de exemplu greutatea motorului sunt preluate de reazem și nu au nici o influență dăunătoare.

Forțele exterioare care sunt variabile, ca mărime și ca direcție, pot cauza oscilații ale motorului, adică pot conduce la dezechilibrul dinamic al motorului. Înlăturarea dezechilibrului dinamic se obține alegând în așa fel condițiile de funcționare ale motorului, încât forțele exterioare să se echilibreze reciproc.

Crearea unor astfel de condiții constituie problema principală a echilibrării dinamice sau mai simplu a echilibrării motorului.

Echilibrarea motoarelor de avion are o importanță capitală, deoarece datorită masei relativ reduse a motorului însuși și a cedrului motor, care afară de acesta este și destul de rigid, motoarele de avion au o tendință foarte accentuată de a produce oscilații puternice. Apariția oscilațiilor este practic inadmisibilă, deoarece ele duc la avarierea motorului și a cadrului motor, putând fi, de asemenea transmise și celorlalte părți ale avionului.

Dintre toate forțele exterioare, principala sursă de oscilație o constituie forțele de inerție. Cele mai mari forțe de inerție care acționează în motor sunt forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație și de rotație ale mecanismului bielă-manivelă.

De aceea prin noțiunea de echilibrare se înțelege de obicei tocmai echilibrarea acestor forțe.

Echilibrarea forțelor de inerție și a momentelor lor se obține în general prin două metode:

1. Prin poziția corespunzătoare a cilindrilor și a manetoanelor arborelui cotit, astfel încât forțele de inerție ale diferitelor piese ale mecanismului bielă-manivelă să se echilibreze reciproc. Această metodă de echilibrare poate fi numită autoechilibrare a motorului .

2. Prin folosirea unor piese, numite contragreutăți ale căror forțe de inerție servesc pentru echilibrarea forțelor de inerție ale motorului.

Metoda de echilibrare cu ajutorul contragreutăților se folosește în cazurile când nu se obține autoechilibrarea. Pentru a cunoaște mai amănunțit această metodă trebuie studiată metoda echilibrării totale a unui motor.

Prin echilibrarea totală se înțelege echilibrarea forțelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație și a forțelor de inerție de ordin I până la al IV – lea al maselor aflate în mișcare de translație.

Forțele de inerție de ordin superior ale maselor aflate în mișcarea de translație nu trebuiesc echilibrate, deoarece au valori neînsemnate.

6.1. Echilibrarea forțelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translație

La motoarele cu cilindrii dispuși în linie forțele de inerție ale maselor în mișcarea de translație acționează în același plan și sunt paralele între ele. Condiția de autoechilibrare a lor poate fi stabilită considerând forțele de inerție de fiecare ordin în parte (deoarece forțele de inerție de ordine diferite, având frecvențe diferite, nu se pot autoechilibra). În acest caz pentru a lămuri condițiile de autoechilibrare în motor ale forțelor de inerție de un anumit ordin, este suficient să se determine suma algebrică a acestor forțe pentru toți cilindrii motorului. În cazul când această sumă este nulă pentru orice poziție a arborelui cotit, forțele de inerție de ordinul considerat se autoechilibrează. Forțele de inerție pot fi exprimate în modul următor:

Tabel 6.1.

Prin urmare la motorul cu 6 cilindrii dispuși în linie forțele de inerție de ordinul I, II și IV se autoechilibrează (vezi tabel 6.1). După cum se vede în tabel ceai mai bună autoechilibrare se obține pentru un număr impar de cilindri și prin urmare și de manetoane. Aceste motoare nu se folosesc totuși în practică deoarece nu se autoechilibrează momentele forțelor de inerție.

În cazurile de neechilibrare valoarea forței neechilibrate este egală cu suma algebrică a forțelor de inerție ale diferiților cilindri, astfel încât nu există autoechilibrări parțiale.

Prin urmare pentru a se cunoaște ordinul de mărime al forțelor de inerție neechilibrate în mișcarea de translație pentru cazurile motoarelor cu cilindrii dispuși pe o singură linie (6 cilindrii) avem nevoie de următoarele date:

mp – masa pistonului;

ms – masa segmenților;

ms0 – masa bolțului;

mbc – masa bucșei.

mp total – masa pistonului echipat complet;

mp total = mp + ms + ms0 + mbc

Rezultă că greutatea și masa pieselor aflate în mișcare de translație va fi:

G = mp total g;

– cursa pistonului S = 0,1 m;

– raportul dintre raza manetonului și lungimea bielei λ = 0,25;

– turația n = 2800 rot / min;

– viteza unghiulară = ( m) / 30 = 293,22 rad / sec;

Rezultă că o dată creșterea ordinului forței, valoarea ei scade foarte mult. Din această cauză, echilibrarea forțelor de inerție de ordine superioare (începând au al IV-lea) nu are importanță practică.

6.2. Echilibrarea forțelor de inerție ale maselor în mișcarea de rotație

La motoarele cu cilindrii dispuși în linie, autoechilibrarea forțelor de inerție ale maselor aflate în mișcarea de rotație se obține prin alegerea formei corespunzătoare a arborelui cotit.

În acest scop manetoanele arborelui se dispun pe circumferință astfel încât rezultanta tuturor forțelor de inerție să fie nulă.

CAPITOLUL 7

INSTALAȚII AUXILIARE.

Instalațiile auxiliare ale motorului cu ardere internă sunt:

Sistemul de ungere;

Sistemul de filtrare;

Sistemul de răcire;

Sistemul de supraalimentare;

Instalația de evacuare;

Instalația de alimentare cu combustibil prin injecție;

7.1. Sistemul de ungere.

Sistemul de ungere este necesar pentru a asigura reducerea forței de frecare în lagăre, eliminarea unei cantități de căldură precum și pentru protejarea pieselor metalice contra coroziunii.

Cerințele generale impuse la proiectarea sistemelor de ungere sunt:

să asigure pătrunderea uleiului în cantitatea și presiunea necesară, la toate elementele motorului ce trebuiesc unse;

funcționarea instalației să fie asigurată la orice viteză și înălțime de zbor, la regimuri diferite ale motorului precum și în orice poziție de zbor;

asigurarea unei filtrării continue și răcirii a uleiului din instalație;

pierderile hidraulice și consumurile de putere necesare instalației să fie minime;

pierderile de ulei și contactul cu gazele arse să fie minim;

simplitate constructivă, dimensiuni ale gabaritului reduse, greutate minimă.

Sistemele de ungere diferă între ele după procedeul de ungere a suprafețelor de frecare.

Există trei procedee de ungere:

ungere prin ceață de ulei și stropire;

ungere sub presiune;

ungere mixtă.

Organele puternic solicitate nu pot fi unse prin ceață de ulei, deoarece procedeul nu asigură debitul de ulei necesar, în schimb ungerea tuturor organelor motorului sub presiune ar complica și ar crește costurile financiare ale sistemului de ungere.

În general se utilizează procedeul de ungere mixtă: Organele puternic solicitate (fusurile paliere și manetoane, fusurile arborelui de distribuție, organele de comandă a supapelor, uneori bolțurile) se ung sub presiune. Celelalte organe (cilindri, pistoanele, segmenții, camele, tacheții) se ung prin ceață de ulei și stropire0.

Sistemul de ungere este alcătuit dintr-un circuit principal de ulei și unul sau mai multe circuite secundare. Circuitul principal cuprinde: rezervorul de ulei, una sau mai multe pompe de ulei, conducte de transport ale uleiului spre punctele principale de ungere și supapele de siguranță.

Uleiul este refulat de pompă într-o conductă principală numită magistrală de ulei și este distribuit apoi prin canale derivate la lagărele de sprijin. În unele cazuri magistrala de ulei este chiar arborele cotit.

Circuitul secundar cuprinde: filtrul de ulei în derivație și radiatorul de răcire.

Sistemul de ungere cuprinde de asemenea aparate de control pentru determinarea presiunii, temperaturii și nivelului în carter și dispozitive de siguranță, pentru a preveni suprapresiunea în carter și în conductele de ulei.

Pentru deplasarea forțată a uleiului în circuitul de ungere se utilizează pompe cu roiți dințate, deoarece au o construcție simplă și prezintă siguranță sporită în funcționare. Ele au dimensiuni reduse față de spațiul disponibil în carter.

Pompele cu roți dințate se construiesc cu un singur element (o singură pereche de roți dințate) sau au mai multe elemente, acestea putând fi de tipul cu unul, două sau trei etaje.

Dacă pompa de ulei se dimensionează pentru turația maximă, la reducerea turației debitul de ulei al pompei scade mai repede decât debitul de ulei reclamat de ungerea hidraulică a lagărului ceea ce compromite funcționarea normală a motorului. Avem deci un motiv în plus pentru ca pompa de ulei să furnizeze la turații mari o cantitate importantă de ulei în exces, ceea ce determină o creștere substanțială a presiunii care provoacă distrugerea conductelor de ulei. Pentru a proteja sistemul de ungere, se prevede în circuit o supapă care deviază excesul de ulei în circuitul principal și menține presiunea uleiului în magistrală la nivelul corespunzător.

Radiatorul de ulei se utilizează întotdeauna în sistemul de ungere cu carter uscat și la motoarele răcite cu aer, când fluxul de căldură nu se poate evacua integral prin suprafața interioară a carterului.

La o temperatură joasă a mediului ambiant răcirea uleiului în radiator este inutilă, de aceea radiatorul se scoate din circuit automat cu o supapă de siguranță sau manual cu un robinet.

Din cauza etanșării imperfecte a cilindrului în carterul motorului ajung gaze de ardere și vapori de combustibil. Gazele de ardere, prin oxigenul pe care îl conțin și prin efectul de temperatură, oxidează uleiul din carter. Vapori de apă din gazele de ardere se condensează și formează cu uleiul emulsii care intensifică acțiunea de formare a depozitelor în carter, bioxidul de sulf din gazele de ardere se combină cu apa și formează acid sulfuric, acestea având o acțiune corozivă asupra pieselor motorului.

Vapori de combustibil se condensează în carter, diluează uleiul și îi reduc calitățile de ungere.

Debitul de gaze scăpate din carter depinde de uzura segmenților și de turația motorului.

Pentru a frâna procesul de îmbătrânire a uleiului, vaporii de combustibil și gazele de ardere scăpate în carter se evacuează.

Operația poartă numele de ventilația carterului și se realizează prin două procedee:

gazele se elimină direct în atmosferă;

gazele se aspiră în colectorul de admisie.

Ventilația carterului previne totodată creșterea de presiune în carter, din cauza gazelor scăpate, creștere care ar putea provoca pierderi de ulei prin garniturile de etanșare ale carterului.

O schemă de principiu pentru un sistem de ungere cu carter uscat este prezentată în figura următoare.

Instalația cuprinde: rezervor pentru uleiul de rezervă 3, rezervor pentru uleiul de recirculație 2, pompa de ulei 1 cu trei roți dințate ce aspiră uleiul din baia 18 amplasată pe mijlocul carterului și îl refulează în rezervorul 2. Se realizează astfel un nivel de ulei constant sub pâlnia șurubului de absorbție a pompei de circulație 4. Micile orificii de preaplin de la cele două capete ale compartimentului de rezervă permit recircularea unor cantități mai mici de ulei. Pompa 4 prevăzută cu supapa de siguranță 5, refulează uleiul spre filtrul 9, prin radiatorul 6.

Instalația este protejată de supapa de by-pass 10, și de supapa termostatică 7, ce menține uleiul la o temperatură constantă. Filtrul 9, din circuitul principal este prevăzut cu supapă de by-pass 11.

De la filtru uleiul intră în canalizația centrală 12 de unde este distribuit spre locurile de ungere. Uleiul destinat pompei de injecție 15, și suflantei 16, trece în prealabil prin filtru de filtrare fină 13, scurtcircuitat de supapa 14. Reglarea presiunii uleiului este realizată prin intermediul supapei 8.

7.2. Sistemul de filtrare

Aerul, combustibilul și uleiul care evoluează în motor conțin impurități.

Aerul atmosferic conține particule solide de dimensiuni diferite într-o proporție variată. Impuritățile de aer se împart în două grupe: particule de praf provenite din sol care au dimensiuni între 1-250m și particule de funingine rezultate din arderea combustibilului care au dimensiuni sub 1 m.

Particulele de praf aspirate în cilindru odată cu aerul se depun pe oglinda acestuia și intensifică uzarea cilindrului, pigmentului și segmentului, pătrund în combustibil și accelerează procesul de uzare a organelor de precizie ale sistemului de injecție, ajung în ulei și sporesc gradul de uzare a cuzineților.

Impuritățile din aer, combustibil și ulei, micșorează siguranța în funcționare și durabilitatea motorului. Operația de separare a fazei solide în suspensie, dintr-un amestec solid-fluid în mișcare se numește filtrare. Aparatul cu care se realizează operația de filtrare se numește filtru.

În mod practic filtrarea este imperfectă, imperfecțiune care se evaluează prin pragul de filtrare, adică prin diametrul maxim al particulelor care trec prin filtru.

Operația de filtrare se realizează pe două căi și anume:

se trece filtrul printr-un mediu filtrat care reține faza solidă la suprafață ( filtrare superficială prin suprafața poroasă ) sau în masa lui (filtrare în adâncime prin strat gros );

se implică fluidului o mișcare dirijată într-un câmp de forțe centrifuge, magnetice, electrice sau gravitaționale.

Filtrarea prin membrană poroasă se efectuează cu ajutorul unui filtru reprezentat de un vas separat în două componente de către o membrană filtrantă poroasă. Între cele două compartimente se creează o diferență de presiune, datorită căreia fluidul de filtrare trece dintr-un compartiment în altul, prin membrană. Filtrarea prin membrană poroasă este un proces hidrodinamic.

Filtrele de aer se grupează în trei categorii:

filtre centrifugale sau prin inerție care pot fi de tipul uscat (filtre ciclon) sau umed (filtre cu baie de ulei);

filtre cu element de filtrare care sunt la rândul lor de două feluri: uscat și umed;

filtre combinate.

Filtrele ciclon au un prag de filtrare relativ ridicat în schimb au un coeficient mare de epurare pentru aerul impurificat cu particule grosiere, de aceea se utilizează de obicei ca treaptă primară de filtrare.

Filtrul uscat cu elemente de filtrare din hârtie este cel mai răspândit. Hârtia de filtrare este de un tip special având o porozitate ridicată, se supune unui tratament special de impregnare (cu rășini fenolice ) care are ca scop să uniformizeze rețeaua de pori să-i mărească rezistența mecanică.

Filtrele de combustibil se împart în patru grupe:

filtre de epurare prealabilă;

filtre de epurare brută;

filtre de epurare preventivă;

filtre de epurare fină.

Filtrele din primele trei grupe au ca scop să sporească siguranța în funcționare a sistemului de alimentare, numai filtrul de epurare fină servește la reducerea uzării și mărirea durabilității sistemului de injecție.

Filtrele de epurare fină se confecționează din bumbac, pâslă, vată de zgură, hârtie.

Clasificarea filtrelor de ulei:

După modul de filtrare:

filtre mecanice (cu membrană filtrantă );

filtre active;

filtre magnetice;

filtre centrifuge.

După finețea de filtrare:

filtre de epurare brută;

filtre de epurare fină.

7.3. Sistemul de răcire

O parte din căldura dezvoltată în cilindru se transformă în lucru mecanic. Restul se evaporează prin gazele de evacuare și sistemul de răcire.

Se numește sistemul de răcire al unui motor totalitatea agregatelor, aparatelor și dispozitivelor care asigură evacuarea forțată prin pereți a unei părți din căldura dezvoltată în cilindrul motorului.

Sistemele de răcire se clasifică astfel:

după natura fluidului de răcire:

răcire cu lichid;

răcire cu aer.

După viteza de deplasare a fluidului:

răcire naturală;

răcire forțată.

În sistemul de răcire cu aer căldura se transmite direct aerului din mediul înconjurător. Sistemul de răcire cu aer este format numai din circuitul aerului. Se numește circuit de aer totalitatea elementelor care participă la difuzarea căldurii în aer (radiator, ventilator, organe de reglaj).

Răcirea cu aer se face deplasând un curent de aer cu viteza ridicată (20÷60 m/s ) peste suprafața exterioară a cilindrilor care sunt prevăzuți cu radiatoare. Un ventilator refulează aerul într-o carcasă sau manta de unde se distribuie către cilindri și chiulase.

Sistemul de răcire cu aer al unui motor este alcătuit din: ventilator, mantaua care învelește etanș cilindrii și chiulasa pentru a dirija curentul de aer, deflectoare care uniformizează distribuția aerului între cilindri și difuzorul de evacuare.

Circuitul de aer se împarte în mai multe porțiuni:

porțiunea de intrare a aerului;

porțiunea de trecere a aerului prin ventilator;

porțiunea de distribuție a aerului între cilindri subdivizată la rândul ei în porțiunile corespunzătoare fiecărui cilindru;

porțiunea de trecere a aerului printre nervuri, subdivizată în trei porțiuni corespunzătoare intrării, trecerii și ieșirii aerului dintre nervuri;

porțiunea care colectează aerul și-l evacuează în exterior.

Intensificarea răcirii chiulasei se realizează prin distribuția rațională a curentului de aer rece inițial în regiunile puternic încălzite.

La motoarele policilindrice apare problema răcirii neuniforme a cilindrilor din cauza deplasării nedirijate a aerului.

Ventilatoarele utilizate în sistemul de răcire cu aer sunt de două tipuri: axiale și centrifugale.

Debitul de aer poate fi modificat pe mai multe căi. Calea cea mai răspândită constă în obturarea circuitului de aer cu un șir de aripioare așezate în fața sau în spatele radiatorului care se comandă manual sau automat (prin termostat).

7.4. Sisteme de supraalimentare

Supraalimentarea motoarelor se realizează cu ajutorul unui compresor. Se utilizează două clase de compresor:

compresoare de dislocare;

compresoare dinamice.

Compresoarele din ultima clasă se bazează pe principiul modificării cantității de mișcare a gazelor și sunt la rândul lor de trei feluri: centrifugale, axiale și radiale.

Antrenarea compresorului se poate face în trei feluri:

antrenare mecanică de la arborele cotit;

antrenarea prin turbină cu gaze (turbosupraalimentare);

antrenare mixtă.

Turbosupraalimentarea se realizează cu un grup de turbocompresor, alcătuit dintr-un compresor centrifugal și o turbină care prelucrează o parte din energia gazelor de evacuare.

Compresorul și turbina se fixează pe un ax comun. Între turbocompresor și motor nu există legătură mecanică, agregatul fiind autoreglabil. La variația turației și sarcinii motorului se modifică debitul și temperatura gazelor de ardere, deci regimul de funcționare al turbocompresorului.

După modul de rezemare al arborelui grupul turbocompresor este de trei feluri:

în primul caz arborele este rezemat la extremități .Soluția este avantajoasă deoarece permite montarea simplă și vizitarea lagărelor, protejarea lor de temperatura ridicată a gazelor de evacuare. Are ca efect simplificarea sistemului de etanșare la capătul rotorilor. Soluția mărește în schimb lungimea grupului.

în al doilea caz arborele este cu rotorii în consolă la extremități. Soluția are ca avantaj esențial reducerea lungimii dar are dezavantajul că lagărele nu pot fi vizitate și trebuie protejate contra încălzirii.

al treilea caz reprezintă o soluție de compromis, care protejează lagărul turbinei contra încălzirii și asigură pierderi minime la intrarea aerului în compresor. . Ca lagăre de reazem se folosesc atât lagăre de alunecare cât și lagăre de rostogolire.

7.5. Sistemul de distribuție a gazelor

Sistemul de distribuție al gazelor reprezintă ansamblul tuturor organelor care permite umplerea periodică a cilindrului cu gaze proaspete și evacuarea periodică a gazelor de ardere din cilindrul motorului în atmosferă.

Sistemul de distribuție trebuie să fie eficient adică să asigure un grad de umplere v și de evacuare ev ridicat. În plus trebuie să mai asigure distribuția uniformă a fluidului proaspăt între cilindri.

Sistemul de distribuție trebuie să asigure silențiozitatea schimbului de gaze (să reducă zgomotele produse de curgerea gazelor) și să fie el însuși silențios .

Sistemul de distribuție trebuie să fie simplu constructiv, ușor de întreținut, ieftin și durabil.

Acesta este alcătuit din trei părți:

conductele de gaze (colectorul) care transportă și distribuie fluidul proaspăt între cilindri, care colectează și transportă gazele de ardere în atmosferă;

mecanismul care comandă deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare din cilindri;

amortizorul sau amortizoarele de zgomot care limitează intensitatea zgomotelor produse de evacuarea gazelor de ardere sau de admisia amestecului proaspăt.

Elementele fundamentale ale mecanismului de distribuție sunt: supapa ce obturează orificiile de schimbare a gazelor, resortul ce menține supapa pe scaunul acesteia, ce împiedică desprinderea ei de sistemul de comandă a mișcării, arborele de distribuție cu came care comandă mișcarea supapei, sistemul de împingători, tachet, tijă și culbutorul, când arborele de distribuție este așezat lateral (față de cilindru) și nu acționează direct supapa, sistemul de transmitere a mișcării de la arborele cotit la arborele de distribuție.

Amplasarea supapelor în chiulasă este soluția cea mai des folosită în cazul motoarelor cu piston. La motoarele policilindrice mecanismul de comandă comportă o simplificare când supapele sunt așezate pe aceiași linie, deoarece este suficient un singur arbore de distribuție cu camele decalate între ele, în acest caz antrenarea se efectuează prin intermediul unor traverse ghidate într-o bucșă.

Supapa este alcătuită din două părți:

talerul supapei, care obturează orificiul din chiulasă;

tija supapei care primește mișcarea, servește pentru ghidare și evacuează o parte din căldura primită de taler.

Pentru a mări eficiența etanșării, supapa se deschide în interiorul cilindrului astfel încât să fie aplicată pe suprafața de reazem de forța de presiune a gazelor.

Talerul supapei este solicitat de forța de presiune a gazelor și tensiunea resortului, care produc eforturi unitare ridicate în fibra exterioară (c) și interioară (i) distribuite neuniform.

O solicitare mecanică suplimentară – solicitare dinamică, de șoc produsă de forța resortului și de forța de inerție apare la așezarea supapei pe scaun (șoc pe fața conică) sau la acționarea ei (șoc la capătul tijei). Ca urmare suprafețele de reazem și de acționare pretind o duritate superficială sporită.

Deformația supapei perturbă contactul perfect pe scaun ceea ce compromite etanșarea, de aceea trebuie să posede nu numai rezistență mecanică bună ci și rigiditate superioară.

În timpul funcționării, supapa – mai ales cea de evacuare – se încălzește puternic. Distribuția de temperatură este neuniformă pe talerul supapei și depinde de felul supapei (admisie sau evacuare) de formași modul de răcire al supapei. Temperatura maximă a supapei de evacuare, udată de gazele fierbinți ajunge la 750 – 800 C, iar a supapei de admisie la 300 – 400 C și variază cu regimul de funcționare (sarcină, turație) cu tipul motorului, cu procedeul de răcire.

Tija supapei este ghidată într-o bucșă separată, demontabilă, introdusă cu strângere în locașul de chiulasă. Cuplul tija supapei – bucșa de ghidare lucrează în condiții deosebite.

Pentru a ușura evacuarea căldurii din supapă jocul trebuie redus la minim, dar din cauza dilatării tijei în joc prea mic creează pericolul de gripaj.

Jocurile medii dintre tijă și bucșă coboară până la 20 – 50 m la supapa de admisie și 50 – 70 m la supapa de evacuare, mai mari la supapa de evacuare deoarece se dilată mai mult. Pentru a micșora frecarea și a reduce gripajul cuplul tijă – bucșă trebuie uns.

Ungerea se realizează prin ceață de ulei și stropire. La o ungere prea abundentă și un joc prea mare consumul de ulei se poate dubla din cauza depresiunii din galeria de admisie.

Pentru a reduce consumul, accesul uleiului între tijă și bucșă se limitează (prin reducerea jocului cu o garnitură de protecție).

O soluție eficientă se obține confecționând bucșe cu suprafața interioară tronconică, ceea ce satisface condiția de dilatare inegală în lungul tijei. Bucșele se confecționează din, materiale cu proprietăți antifricțiune, rezistente la temperatură înaltă: fontă refractară, bronz refractar, bronzul de aluminiu are un coeficient mare de conductibilitate și lucrează mai bine în condiții de ungere insuficientă.

Arborele de distribuție sau arborele cu came reprezintă un ax care se fixează în blocul carter sau chiulasă paralel cu arborele cotit. Arborele de distribuție la motoarele în patru timpi se rotește cu o viteză de rotație n* (rot / min) egală cu o jumătate din turația n a arborelui cotit, deoarece supapele trebuie să se deschidă odată pe ciclu (odată la două turații ale arborelui cotit).

Arborele de distribuție se sprijină pe fusurile între care se găsesc camele prelucrate din materialul arborelui. O roată dințată servește pentru antrenarea pompei de ulei și a distribuitorului, iar un excentric, pentru antrenarea pompei de combustibil, un pinion ce primește mișcarea de la arborele cotit. Lagărele arborelui de distribuție se execută sub formă de bucșe de oțel cu aliaje antifricțiune sau bucșe de aluminiu.

Fusurile au un diametru mai mare decât al camei, ceea ce face posibil montajul, prin deplasarea axială a arborelui în locașurile cilindrice. Profilul camei se determină în raport cu cerințele cinematice, se verifică apoi prin calcul timpul sau unghiul secțiunii. Profilul trebuie să comande deplasarea supapei cu accelerații mici pentru a limita forțele de inerție.

Tachetul preia acțiunea laterală produsă de camă prin frecare. Cei mai răspândiți sunt tacheți cu platou plan sau sferic deoarece în comparație cu tachetul cu rolă au o construcție mai simplă, masa mai mică și cost mai redus. Tachetul se execută gol la interior pentru ai micșora masa.

Culbutorul – reprezintă o pârghie care oscilează în jurul unei axe și modifică sensul mișcării comandate de camă. Pentru a reduce accelerațiile din sistemul de acționare culbutorul se execută cu brațe inegale, brațul mai mare este îndreptat spre supapă pentru a obține deplasări mari ale supapei la deplasări mici ale tachetului și tijei. În brațele culbutorului se prevăd canale care deplasează uleiul spre capete pentru a asigura ungerea.

Arcurile de supapă se montează în regiunea tijei, mențin supapa pe scaun în cursul procesului de schimbare a gazelor și preiau forța de inerție care ar prelua legătura dintre camă și supapă.

Micșorarea intensității zgomotelor provocate de evacuarea gazelor de ardere și de admisia fluidului proaspăt se obține prin amortizarea oscilațiilor de presiune din coloana de gaz.

Acest deziderat se realizează pe mai multe căi și anume:

prin introducerea unor rezistențe gazodinamice în calea curentului, în vederea deschiderii succesive a fazelor;

prin reflectarea energiei sonore în rezonanță;

prin absorbția energiei sonore în materialele poroase.

Amortizoarele de rezonanță se bazează pe principiul reflectării repetate a undelor acustice între pereți unei camere, ceea ce are ca efect disiparea energiei acustice sub formă de căldură, prin frecări interioare ale straturilor de gaz, precum și prin frecările mediului elastic cu pereți, ca urmare se atenuează amplitudinea oscilațiilor.

7.6. Instalația de alimentare cu combustibil prin injecție.

Sistemul de injecție este alcătuit din:

pompa de injecție;

injector;

conducte de legătură, numite conducte de înaltă presiune.

Sistemul de injecție trebuie să îndeplinească mai multe funcții:

să dozeze cantitatea de combustibil pe ciclu în funcție de încărcarea motorului;

să creeze o presiune ridicată în injector necesară pulverizării;

să pulverizeze combustibilul și să asigure distribuția lui în camera de ardere, potrivit cerințelor de formare a amestecului;

să declanșeze injecția combustibilului la un moment determinat pe ciclu ( un avans la injecție de 10 – 20 grad RAC);

să injecteze combustibilul după o lege impusă (caracteristica de injecție optimă);

să asigure aceeași doză de combustibil la toți cilindri, abaterile de la acest deziderat se evaluează prin gradul de neuniformitate a distribuției combustibilului între cilindri.

Injectoarele se împart în două mari clase:

După cum orificiul pulverizează, este sau nu este controlat de un arc sau de o supapă:

injectoare deschise;

injectoare închise.

după modul în care se comandă deschiderea arcului:

injectoare cu comandă hidraulică;

injectoare cu comandă electrică;

injectoare cu comandă mecanică.

Pompa de injecție trebuie să fie de tipul cu piston deoarece numai o astfel de pompă asigură presiunile ridicate cerute de o bună pulverizare. În soluția clasică fiecare cilindru este alimentat separat de către o pompă individuală.

Pentru simplificarea construcției toate pompele se unesc într-un bloc unic. În acest caz pompa de injecție reprezintă un ansamblu de elemente de pompă sau elemente refulante. Din cauza blocului unic apare necesitatea conductelor de legătură. În unele cazuri se elimină conductele de legătură, iar pompa de injecție și injectorul formează un ansamblu comun denumit pompă – injector, în aceste cazuri în chiulasa fiecărui ciclu se montează o pompă – injector.

Deoarece pompa lucrează la presiune ridicată, este necesar să se asigure o bună etanșare.

Pompa de alimentare deplasează combustibilul de la rezervor la pompa de injecție. Pentru a asigura o debitare uniformă a combustibilului pompa de alimentare trebuie să furnizeze un debit de combustibil mai mare decât consumul orar de 3 – 5 ori. Deoarece filtre de combustibil sunt simple și rezistențele hidrodinamice mici, presiunea de refulare a pompei este redusă 0,1 – 0,3 daN / cm2.

Pompele de alimentare sunt de mai multe feluri:

cu membrană;

cu piston;

cu roți dințate;

cu palete.

Deoarece pompele refulează un debit mult mai mare decât cel necesar la pompele cu membrană și piston cursa de refulare trebuie să fie elastică pentru a asigura autoreglarea.

La pompele cu roți dințate și cele cu palete se prevăd supape de preaplin care deviază debitul suplimentar de combustibil din circuitul principal și-l reîntoarce în ambele pompe.

Injecția de benzină prezintă următoarele avantaje:

pulverizare foarte fină a combustibilului;

distribuție mai fină a combustibilului între cilindrii motorului;

creșterea gradului de umplere, cu valori care pot ajunge până la

8-12% determinată în primul rând de eliminarea difuzorul carburatorului, în al doilea rând pulverizarea fină a combustibilului care, asigurând condiții de vaporizare eficientă, face de prisos “pata caldă” din colectorul de admisie, în al treilea rând dacă injecția are loc chiar în cilindrul motorului, în locul vaporilor de combustibil prezenți în amestec, pătrunde în cilindru o cantitate suplimentară de aer;

creșterea raportului de comprimare determinată de lipsa de încălzire a fluidului proaspăt, de răcirea suplimentară a amestecului și a pereților camerei de ardere ca urmare a vaporizării de distribuția mai uniformă a combustibilului între cilindri.

Sistemele de injecție pot fi clasificate după mai multe criterii:

după locul de injectare a pulverizatorului: central în colectorul de admisie comun, în pereții supapelor de admisie, galeria de admisie, direct în cilindru;

după modul de funcționare al pulverizatorului: cu injecție continuă, cu injecție intermitentă;

după modul principal de reglare a debitului de combustibil: sistem de reglare mecanic și sistem de reglare electronic;

după schema hidraulică utilizată: sistem cu o singură pompă și rampă comună, sistem cu o singură pompă și distribuitor cantitativ, sistem de pompă de elemente multiple.

Instalații de injecție de combustibil

Din punct de vedere al presiunii combustibilului la ieșirea din pompa de injecție instalații de joasă presiune (2..5 daN/cm2)și instalații de înaltă presiune(> 40 daN/cm2)

.Fig. 7.1. Instalație de injecție de joasă presiune.

Instalațiile de joasă presiune sunt realizate pentru injecția de benzină în colectorul sau galeria de admisie, în fața supapei de admisie. Aceste instalații sunt mai simple și mai ieftine. În figura 7.1. este prezentată schema unei instalații de injecție de joasă presiune. Componentele acestei instalații sunt:

Rezervorul de combustibil;

Pompa de alimentare;

Acumulatorul;

Filtrul de benzină;

Distribuitor-dozatorul de combustibil;

Între aceste elemente transportul combustibilului este realizat cu ajutorul conductelor 10. De la dozator-distribuitorul de benzină, combustibilul este trimis către injectoarele 8, prin conductele 11. Injectoarele pulverizează combustibilul în galeria de admisie 6, în fața supapei de admisie. Corelarea debitului de combustibil cu debitul de aer al motorului se face cu ajutorul unui sistem de reglare 9 care comandă dozator-distribuitorului debitul de combustibil necesar în funcție de debitul de aer ce trece prin galeria de admisie, măsurat de dispizitivul 7. Surplusul de benzină este trimis înapoi în rezervor prin conducta 12.

Fig. 7.2. Instalație de injecție de înaltă presiune.

Instalațiile de înaltă presiune realizează injecția combustibilului direct în cilindrii motorului. Cu aceste instalații se obține eficiența maximă a procesului de injecție.

În figura 7.2 este prezentată schema generală a unei instalații de injecție de înaltă presiune. Față de instalația de injecție de joasă presiune, instalația de înaltă presiune prezintă câteva modificări. Aceasta este formată din: rezervorul 1, pompa de alimentare 2, filtrul 3, pompa de injecție 4, distribuitoarele 5 și injectoarele 6. Legătura între elementele componente ale părții de înaltă presiune (pompa de injecție – distribuitoare – injectoare) se realizează prin conductele 7 și 7` iar între elementele componente ale părții de joasă (rezervor – pompa de alimentare – filtru – pompa de injecție) presiune prin conductele 8. Surplusul de benzină de la pompa de injecție se întoarce în rezervor prin conducta 9. În cazul acestei instalații, dozarea benzinei este realizată de pompa de injecție: Pârghia 10 este legată mecanic de obturatorul plasat pe traseul de admisie și are rolul de a regla debitul de benzină în concordanță cu regimul de funcționare al motorului. Pompa de injecție este prevăzută cu regulatorul de turație 11. Prezența acumulatorului nu mai este necesară.