Motor cu Aprindere Prin Scanteie, Turbo Supraalimentat

CUPRINS

Introducere

Studiu privind motoarele de categorie apropiată

Studiul sistemelor de supraalimentare la motoarele cu ardere internă

Parametrii de apreciere a supraalimentării motoarelor

Clasificarea tipurilor de supraalimentare in funcție de presiunea de supraalimentare

2. Studiu privind supraalimentarea acustică

2.1 Influența fenomenelor dinamice asupra umplerii

2.2. Efectul inerțial

2.3 Efectul oscilatoriu

2.4 Organizarea mișcării încărcăturii proaspete

2.5 Colectoare de admisie

3. Studiu privind supraalimentarea cu ajutorul agregatelor

3.1. Supraalimentarea mecanică

3.1.1. Agregat de supraalimentare cu palete

3.1.2. Agregat de supraalimentare cu rotoare profilate

3.1.2.1 Agregat de supraalimentare tip Roots

3.1.2.2 Agregat de supraalimentare tip Sprintex

3.1.2.3 Compresorul centrifugal

3.2. Turbo-supraalimentarea

3.2.1. Grupul turbocompresor

3.2.2. Sisteme auxiliare ale turbosuflantei

4. Concluzii

5. Calculul termic al motorului

5.1. Alegerea parametrilor inițiali

5.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor

5.3. Parametrii procesului de comprimare

5.4.Parametrii procesului de ardere

5.5.Parametrii procesului de destindere

5.6.Parametrii principali ai motorului

5.7.Cinematica mecanismului bielă – manivelă

5.8.Dinamica mecanismului bielă-manivelă

5.8.1 Forțele de inerție

6. Calculul organologic al motorului

6.1 Proiectarea blocului motor

6.2 Proiectarea chiulasei

6.3 Calculul și proiectarea cămășii de cilindru

6.4 Calculul și proiectarea pistonului

6.5 Calculul și proiectarea bolțului

6.6 Calculul și proiectarea bielei

6.7 Calculul și proiectarea segmeților

6.8 Calculul și proiectarea arborelui cotit

6.9 Calculul și proiectarea sistemului de distribuție

7. Sistemele auxiliare ale motorului

7.1 Proiectarea instalației de răcire

7.2 Proiectarea instalației de ungere

8. Anexe

1. Introducere

Lucrarea de diplomă are drept scop proiectarea unui motor cu aprindere prin scânteie, turbo supraalimentat, pornind de la câțiva parametrii de bază, aleși in urma unor documentări amănunțite ale acelorași categorii de motoare . Ea cuprinde etapele proiectării unui motor, începând de la calculul procesului termic ce are loc în motor, calculul cinematic și dinamic al acestuia, continuându-se mai apoi și cu determinarea principalelor dimensiuni ale mecanismului bielă-manivelă (piston, bolt, segmenți, bielă etc.) dar de asemenea și ale mecanismului de distribuție.Ea se incheie prin evidențierea câtorva simulări și analize ale pieselor componente ale motorului, folosind Metoda Elementelor Finite sau FEA ( Finite Element Analysis).

În ceea ce privește alegerea tipului motorului, putem spune că motorul ales drept exemplu a fost un motor de 1,6 L SIDI (Spark Ignition Direct Injection) Turbo din anul 2012, cu 4 cilindri in linie de la Opel. Este un motor DOHC (double overhead camshaft) cu doi arbori de distribuție și patru supape pe cilindru, ce produce un cuplu de 260 Nm la 3200 rot/min.Din punct de vedere al sistemului de distribuție cu acest motor combină toate elementele moderne de reducere a emisiilor și de creștere a puterii. Supraalimentarea motorului cu ajutorul unui agregat de supraalimentare, in cazul nostru turbocompresorul crește puterea motorului și reduce gabaritul acestuia ceea ce implică costuri mai reduse de fabricare deci automat economicitate sporită. Injecția directă de benzină și echipamentele de tratare post aredere ajută la reducerea concentrațiilor de hidrocarburi HC, oxizi de azot NOx, oxizi de carbon CO (139 g/km), care au un caracter nociv atât asupra mediului, dar totodată și asupra sănătații umane.

Deci, în final putem spune că se urmăresc următoarele aspecte :

Cum să proiectăm și cum să concepem motorul?

Cum să realizăm motorul respectiv , mai exact prin ce fel de mijloace am reușit?

Cum să prevenim problemele care pot sa apară, dar și cum să le remediem in cazul aparițiilor acestora?

Cum să realizăm acest motor cu un minim de cheltuieli și cum să îl menținem la standardele normelor UE din punct de vedere al emisiilor dar și al performanțelor?

Ce am avut de câștigat de pe urma realizării motorului?

1.1 Studiu privind motoarele de categorie apropiată

În urma unui studiu efectuat, privind motoarele de categorie apropiată s-au facut exemplificate urmatoarele modele:

Opel Astra Twin Top 2.0 Turbo, Pe = 125 [kw], nn = 5200 [rot/min].

Audi A4 2.0 TFSI, Pe = 125 [kw], nn = 6000 rot/min]

Audi Q3 2.0 TFSI Quattro, Pe = 125 [kw], nn = 6200 [rot/min].

BMW 118i, Pe = 125 [kw], nn = 4800 [rot/min].

Renault Grand Espace 2.0 Turbo, Pe = 135 [kw], nn = 5000 [rot/min].

Mitsubishi Lancer Evolution X 2.0 Turbo, Pe = 225 [kw], nn = 6500 [rot/min].

Mitsubishi Lancer Evolution IX 2.0 Turbo, Pe= 273 [kw], nn = 6800 [rot/min].

Subaru Impreza WRX STI 2.0 Turbo, Pe = 206 [kw], nn = 6500 [rot/min].

Volvo C30 2.5 Turbo, Pe= 169 [kw], nn = 5000 [rot/min].

Renault Laguna 2.0, Turbo, Pe = 125 [kw], nn = 5000 [rot/min].

1.2 Studiul sistemelor de supraalimentare la motoarele cu ardere internă

NOȚIUNI GENERALE

În ceea ce privește supraalimentarea unui motor cu ardere internă, putem spune că ea are ca scop creșterea densității amestecului aer-combustibil introdus în cilindrii motorului.

Această creștere a densității va determina creșterea masei amestecului proaspăt cuprins în cilindrii, iar acest lucru produce o creștere a puterii motorului. Deci prin supraalimentare se înțelege mărirea presiunii încărcăturii proaspete la o valoare ce depășește presiunea mediului ambiant p0.

Odată cu, creșterea turației motorului duce la scăderea timpului de admisie, astfel că se înrăutățește umplerea cilindrilor cu amestec proaspăt. Odată cu creșterea turației crește și presiunea de admisie a amestecului proaspăt, deși timpul de admisie va scădea, umplerea cilindrilor va fi satisfăcătoare.

Deci o supraalimentare corectă a unui motor va realiza o creștere a presiunii medii efective (pme) fără a crește excesiv presiunea maximă din cilindru (pmax cil).

Datorită creșterii pme se poate micșora valoarea turației maxime, iar acest lucru va duce la scăderea pierderilor mecanice și a zgomotului produs de motor. Scăderea pierderilor mecanice ale motorului va produce o scădere a consumului de combustibil și o creștere a duratei de funcționare a motorului.

În figura 1 se prezintă comparativ, ciclurile teoretice în coordonate p – V a unui motor cu aprindere prin scânteie (m.a.s.) în 4 aspirat natural, respectiv supraalimentat.

a) aspirat natural b) supraalimentat

Fig. 1. Ciclul teoretic al unui motor cu aprindere prin scânteie

În ceea ce privește motorul supraalimentat, lucrul mecanic consumat pentru umplerea cilindrului (suprafața 5-6-0-1) este pozitiv, iar la motorul cu aspirație naturală, același lucru mecanic este negativ, deoarece presiunea de admisie este mai mică decât cea atmosferică (pat). Se mai poate observa că presiunea maximă a ciclului este mai mare la motorul supraalimentat decât la cel cu aspirație naturală. Privind comparativ cele 2 grafice este evident că lucrul mecanic efectiv, respectiv pme este mai mare în cazul motorului supraalimentat.

Prin supraalimentarea unui motor se modifică condițiile de funcționare ale acestuia față de un motor cu aspirație normală. Mărind cantitatea de încărcătură proaspătă admisă și temperatura acesteia fiind mai mare decât cea a mediului ambiant, se modifică valorile presiunii și temperaturii în fiecare evoluție.

1.3 Parametrii de apreciere a supraalimentării motoarelor

Presiunea de supraalimentare

În ceea ce privește presiunea de supraalimentare, (psa), putem spune că ea reprezintă diferența dintre presiunea absolută a amestecului proaspăt, (pabs) și presiunea atmosferică:

(1)

Raportul de supraalimentare

În ceea ce privește raportul de supraalimentare (sa) putem spune că el reprezintă raportul dintre presiunea absolută a amestecului proaspăt și presiunea atmosferică:

Fig.1.2 Variația temperaturii in funcție de raportul de supraalimentare

Prin urmare, putem spune că graficul din figura 1.2. reprezintă creșterea teoretică a temperaturii amestecului proaspăt în funcție de raportul de supraalimentare. Deci în realitate, temperatura crește mai pronunțat, deoarece în cadrul procesul de comprimare, curgerea are un caracter turbulent. Această turbulență va produce o încălzire suplimentară a amestecului proaspăt datorită frecării dintre particulele fluidului.

1.4 Clasificarea tipurilor de supraalimentare in funcție de presiunea de supraalimentare

În funcție presiunea de supraalimentare ps se disting următoarele tipuri de supraalimentare:

a) supraalimentare de joasă presiune: ps=(0,12…0,15) MPa, supraalimentarea ce se poate aplica la orice motor cu umplere normală fără a-i diminua durabilitatea și se realizează de regulă cu ajutorul unui compresor antrenat mecanic de la arborele cotit al motorului;

b) supraalimentarea de presiune medie: ps=(0,15…0,20) MPa.

Supraalimentarea de presiune medie determină apariția unor tensiuni mărite în organele motorului, de aceea trebuie luate măsuri constructive și tehnologice pentru asigurarea rezistenței necesare. În general acest tip de supraalimentare se realizează cu ajutorul unor agregate numite turbocompresoare (o suflantă antrenată de o turbină acționată de gazele de evacuare);

c) supraalimentarea de presiune înaltă: ps=(0,20…0,35) MPa, se caracterizează prin comprimarea încărcăturii proaspete în trepte și răcirea ei intermediară;

d) supraalimentarea de foarte înaltă presiune: ps=(0,35…0,60) MPa, se utilizează la generatoarele de gaze cu pistoane libere.

După modul cum se realizează supraalimentarea aceasta poate fi:

a) supraalimentarea naturală (sau acustică) se realizează fără compresor și are la bază utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de admisie al motorului;

b) supraalimentarea forțată este procedeul cel mai utilizat și impune prezența compresorului.

Supraalimentarea motoarelor se poate realiza cu sau fără utilizarea energiei gazelor de evacuare.Antrenarea compresorului de către arborele cotit al motorului cu ardere internă se realizează în general la motoarele mici. Acest sistem se numește supraalimentare cu compresor antrenat mecanic.

2. Studiu privind supraalimentarea acustică a motoarelor cu ardere interna

În ceea ce privește supraalimentarea acustică putem spune că ea se realizează fără ajutorul unui agregat de supraalimentare, ( de exemplu turbo compresor) creșterea presiunii datorându-se fenomenelor dinamice care au loc în timpul admisiei provenite din colectorul de admisie,a amestecului proaspăt ajuns în cilindru.Denumirea de supraalimentare acustică se datorează faptului că fenomenele care o produc sunt asemănătoare cu cele întâlnite la vibrațiile sonore.La realizarea acestui tip de supraalimentare contribuie două fenomene: cel inerțial și cel oscilatoriu. Acestea acționează simultan asupra coloanei de gaz, în anumite condiții fiind determinant cel inerțial, iar în altele, cel oscilatoriu.

Fig.1.3 Curgerea aerului in interiorul colectorului de admisie, silimar undelor sonore ( rezonanță acustică).

La motoarele în patru timpi, canalului de admisie, i se prevede o configurație care să imprime direcția de mișcare datorită incărcăturii proaspete (Fig.1.8) fie prin canale tangențiale, (Fig.1.8,a), fie prin diverse paravane fixate pe talerul supapei (Fig.1.8,b) sau pe sediul supapei (Fig.1.8,c).

Fig. 1.8 Configurația canalului de admisie la motoarele in patru timpi

Câteva forme ale canalelor de amisie ale motoarelor în patru timpi, cu carburator se prezintă in Fig.1.9.

Cu ajutorul unor aparat se utilizează la generatoarele de gaze cu pistoane libere.

După modul cum se realizează supraalimentarea aceasta poate fi:

a) supraalimentarea naturală (sau acustică) se realizează fără compresor și are la bază utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de admisie al motorului;

b) supraalimentarea forțată este procedeul cel mai utilizat și impune prezența compresorului.

Supraalimentarea motoarelor se poate realiza cu sau fără utilizarea energiei gazelor de evacuare.Antrenarea compresorului de către arborele cotit al motorului cu ardere internă se realizează în general la motoarele mici. Acest sistem se numește supraalimentare cu compresor antrenat mecanic.

2. Studiu privind supraalimentarea acustică a motoarelor cu ardere interna

În ceea ce privește supraalimentarea acustică putem spune că ea se realizează fără ajutorul unui agregat de supraalimentare, ( de exemplu turbo compresor) creșterea presiunii datorându-se fenomenelor dinamice care au loc în timpul admisiei provenite din colectorul de admisie,a amestecului proaspăt ajuns în cilindru.Denumirea de supraalimentare acustică se datorează faptului că fenomenele care o produc sunt asemănătoare cu cele întâlnite la vibrațiile sonore.La realizarea acestui tip de supraalimentare contribuie două fenomene: cel inerțial și cel oscilatoriu. Acestea acționează simultan asupra coloanei de gaz, în anumite condiții fiind determinant cel inerțial, iar în altele, cel oscilatoriu.

Fig.1.3 Curgerea aerului in interiorul colectorului de admisie, silimar undelor sonore ( rezonanță acustică).

La motoarele în patru timpi, canalului de admisie, i se prevede o configurație care să imprime direcția de mișcare datorită incărcăturii proaspete (Fig.1.8) fie prin canale tangențiale, (Fig.1.8,a), fie prin diverse paravane fixate pe talerul supapei (Fig.1.8,b) sau pe sediul supapei (Fig.1.8,c).

Fig. 1.8 Configurația canalului de admisie la motoarele in patru timpi

Câteva forme ale canalelor de amisie ale motoarelor în patru timpi, cu carburator se prezintă in Fig.1.9.

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

Fig.1.9 Forme de dispunere a canalelor de admisie in chiulasă la MAS cu diferite camere de ardere :a) semisferic; b) semipană; c) în piston.

2.5 Variante constructive ale colectoarelor de admisie în vederea supraalimentarii acustice

În continuare sunt prezentate câteva variante de colectoare de admisie, în vederea realizării supraalimentarii acustice (Fig 2.0).

Fig.2.0 Variante constructive ale colectoarelor de admisie, în vederea realizării supraalimentării acustice. Variante regăsite in cazul motoarelor Honda

3 . Supraalimentarea cu ajutorul agregatelor

În ceea ce privește supraalimentarea motoarelor cu ajutorul agregatelor, putem spune că, ținând cont de faptul că la supraalimentarea acustică nu se folosește nici un agregat pentru creșterea presiunii amestecului proaspăt introdus în cilindri,la celelalte tipuri de supraalimentare se utilizează un agregat specializat. Antrenarea agregatului poate fi mecanică, electrică, sau cu turbină cu gaze. Există cazuri când supraalimentarea este realizată cu mai multe agregate, unele fiind antrenate mecanic, iar altele cu ajutorul gazelor de evacuare.

Pentru supraalimentarea motoarelor se pot utiliza următoarele tipuri de compresoare:

– compresoare volumice (Roots);

– compresoare centrifugale.

Compresoarele volumice (Roots) se utilizează în general la motoarele de turație mică și sunt antrenate mecanic de la arborele cotit. Aceste compresoare au un randament scăzut și funcționează cu zgomot de aceea ele au o aplicabilitate restrânsă la supraalimentarea motoarelor de automobile.

Compresoarele centrifugale sunt cele mai utilizate datorită randamentelor efective ridicate și dimensiunilor reduse.

Compresoarele centrifugale se utilizează pentru supraalimentarea de presiune medie, înaltă și foarte înaltă (în trepte).

Fig.2.1 Shema de functionare a compresorului Roots

3.1. Supraalimentarea mecanică

3.1.1. Agregat de supraalimentare cu palete

Agregat de supraalimentare cu palete tangențiale

În ceea ce privește agregatul de supraalimentare cu palete, putem spune că el se caracterizează printr-o simplitate constructivă, dar cu toate acestea performanțele acestui tip de agregat nu sunt foarte bune datorită scăpărilor mari de aer. Deci rezultă o problemă serioasă din punct de vedere al etanșeității.

Fig.2.2 Agregat de supraalimentare cu palete tangențiale

În figura 2.2. se prezintă un agregat de supraalimentare cu palete tangențiale, în care principalele componente ale agregatului sunt:

1 – carcasa exterioară;

2 – palete;

3 – fereastră de evacuare a aerului comprimat;

4 – rotor excentric;

5 – fulie de antrenare.

Funcționare

Denumirea de agregat de supraalimentare cu palete tangențiale provine de la faptul că paletele sunt dispuse pe o direcție tangențială pentru a micșora solicitările mecanice și frecarea dintre acestea și carcasă. Agregatul este acționat direct de la motor prin intermediul unei curele dințate ce antrenează fulia 5. Paletele împart spațiul dintre carcasă și rotor în patru celule. Datorită poziționării excentrice a rotorului față de carcasă, în timpul antrenării agregatului volumul cuprins între două palete se micșorează, comprimând aerul. Procesele și modul de funcționare a agregatului se pot urmării în figura 2.3.

Fig. 2.3 Modul de funcționare al agregatului supraalimentare cu palete tangențiale

3.1.2. Agregate de supraalimentare cu rotoare profilate

3.1.2.1 Agregat de supraalimentare de tip Roots

Fig.2.4 Agretat de supraalimentare acționat mecanic cu rotoare profilate de tip Roots

În ceea ce privește agregatul de supraalimentare de tip Roots , putem spune că este un compresor volumetric cu 2 rotoare care se rotesc cu aceeași turație, dar în sensuri opuse. În timpul rotației, rotoarele nu sunt în contact unul cu altul și nici cu carcasa agregatului. Distanțele dintre cele 2 rotoare și dintre rotor și carcasă sunt de 0,1 ÷ 0,2 mm. Rotorul poate avea 2 sau 3 lobi.

Fig.2.5 Modul de funcționare a compresorului

Fig.2.6 Vedere in secțiune a compresorului tip Roots (3 lobi)

Principalele componente ale unui agregat de supraalimentare de tip Roots sunt prezentate în Fig.2.7.

Fig. 2.7 Agregat de supraalimentare de tip Roots

unde : 1 – fulie de antrenare;

2 – roată dințată;

3 – pinion;

4 – carcasă;

5 – fereastră de evacuare;

6 – rotor;

7 – lobi.

Funcționare

Schematic, modul de funcționare a unui agregat de supraalimentare de tip Roots poate fi urmărită în figura 2.10.

Fig. 2.10 Modul de funcționare a unui agregat

de supraalimentare de tip Roots

Fig. 2.11 Diagrama p – V a unui agregat de supraalimentare de tip Roots

În cazul MAS supraalimentate trebuie să se acorde o deosebită atenție studierii solicitărilor termice, deoarece la creșterea acestora motorul are tendința de ardere cu detonație.Avantajul agregatelor de supraalimentare cu antrenare mecanică față de cele cu turbină cu gaze, este răspunsul foarte rapid la accelerație, deoarece presiunea de supraalimentare e direct proporțională cu turația motorului. Dezavantajul agregatelor de supraalimentare cu antrenare mecanică este faptul că consumă o parte din puterea motorului pentru a crește presiunea amestecului proaspăt. Comparativ cu motoarele cu aspirație naturală de dimensiuni similare, cele supraalimentate cu agregate cu antrenare mecanică au un consum mai mare, însă și caracteristici de cuplu și putere superioare.

În timpul funcționării motorului la sarcini reduse nu este necesară o putere sau un cuplu mare, însă agregatul de supraalimentare, datorită faptului că este antrenat în mod direct de motor continuă să consume putere, crescând astfel consumul de combustibil. Pentru a elimina acest dezavantaj, firma Toyota a propus o soluție în care agregatul de supraalimentare este antrenat cu ajutorul unui cuplaj electromagnetic, iar sistemul de admisie prezintă un sistem “by-pass” pentru a putea ocoli compresorul când acesta nu este antrenat.

Fig.2.12 Schema unui motor supraalimentat cu agregat tip Roots

Fig. 2.13. Agregat de supraalimentare de tip Roots cu sistem de admisie

cu by-pass și antrenare prin cuplaj electromagnetic

unde:

1 – clapetă de accelerație;

2 – clapetă by-pass;

3 – agregat de supraalimentare de tip Roots.

3.1.2.2 Agregat de supraalimentare de tip Sprintex

Fig.2.14 Agregat mecanic de supraalimentare tip Sprintex

În ceea ce privește acest tip de agregat, putem spune că el are în componența sa două rotoare profilate, însă ele nu au aceeași formă, după cum se poate vedea și în figura 2.15. Astfel, un rotor are patru lobi convecși, iar celălalt șase lobi concavi. Ambele rotoare sunt spiralate, astfel încât să nu existe contact între ele. De asemenea cele două rotoare nu sunt în contact nici cu carcasa agregatului. Rotoarele sunt realizate din aliaje de magneziu îmbrăcate în teflon, cu distanțele dintre ele sunt de 50 ÷ 100 µm.

Fig.2.15 Agregat de supraalimentare tip Sprintex cu lobi diferiți

Legat de raportul de transmitere dintre pinionul care antrenează rotorul concav și roata dințată a rotorului convex putem spune că el se află în jurul valorii 2:3. Agregatul este antrenat de la motor cu o curea dințată prin intermediul unei fulii care se află pe același arbore cu rotorul concav.

Fig. 2.16 Agregat de supraalimentare cu lobi diferiți tip Sprintex

unde principalele componente ale agregatului de tip Sprintex sunt:

1 – fulie de antrenare;

2 – roți dințate;

3 – fereastră de admisie;

4 – carcasă exterioară;

5 – rotor cu șase lobi concavi;

6 – rotor cu patru lobi convecși

7 – rulmenți

Funcționare

În ceea ce privește modul de funcționare a agregatului de supraalimentare acționat mecanic tip Sprintex, se poate urmări schematic figura 2.17.

Fig. 2.17 Modul de funcționare a agregatului de supraalimentare acționat mecanic tip Sprintex

Fig. 2.18 Diagrama p – V a unui agregat de supraalimentare de tip Sprintex

3.1.2.3 Compresorul centrifugal

Fig.2.19 Compresor centrifugal

unde : bearings = rulmenți pulley = rolă

impeller = rotor gears = angrenaje

housing = carcasă

Compresoarele centrifugale sunt cele mai utilizate , datorită randamentelor efective ridicate, dar și al dimensiunilor relativ reduse. Compresoarele centrifugale, Fig.2.19, se utilizează pentru supraalimentarea de presiune medie, înaltă și foarte înaltă (acestea fiind valabile in trepte).

Fig.2.20 Compresor centrifugal

unde : 1 – conductă de admisie 4 – difuzor

2 – palete 5 – aparat director

3 – rotor 6 – conductă refulare

La compresorul centrifugal, aerul intră prin canalul de admisie 1, în rotorul compresorului care, rotindu-se, trimite aerul spre rețeaua de petale 5 a difuzorului, și de acolo prin canalul de refulare 6, în colectorul de admisie al motorului.

De asemenea o altă variantă a compresorului centrifugal este prezentată in Fig.2.21, unde principalele componente ale unui compresorul centrifugal cu antrenare mecanică sunt: rotorul pe care sunt fixate palete dispuse radial, carcasa și amplificatorul de turație. Rotorul cu palete și carcasa agregatului sunt realizate din aliaje de aluminiu. În ceea ce privesc turbinele utilizate la compresoarele centrifugale,putem spune ca ele pot fii : axiale (a), radial-axiale (b), radiale(c) prezentate in fig. 2.21.

Fig. 2.21 Turbine utilizate pentru antrenarea compresoarelor centrifugale

Fig. 2.22. Compresor centrifugal antrenat mecanic

unde s-au făcut următoarele notații:

1 – amplificator de turație;

2 – rotor suflantă;

3 – colector;

4 – canal de admisie aer;

5 – difuzor.

Funcționare

În ceea ce privește funcționarea compresorului centrifugal, putem spune că aerul este absorbit în suflantă prin canalul de admisie și este condus printr-un pasaj format din pereții a două palete adiacente, iar apoi este evacuat pe o direcție tangențială în difuzor. Masa de aer admisă este supusă forței centrifuge, rezultând astfel o creștere de presiune, care este mai pronunțată cu cât aerul se deplasează către exteriorul rotorului. La trecerea prin difuzor, aerul se destinde, viteza sa scade iar presiunea crește din nou. După ce parcurge difuzorul, aerul va ajunge în colector, care datorită formei sale divergente, va continua să transforme energia cinetică a gazelor în lucru mecanic de comprimare. Difuzorul poate avea o rețea de palete sau poate fi inelar. În figura 2.23. se prezintă variația presiunii și vitezei aerului în compresorul centrifugal.

Forța centrifugală produce momentul rotirii rotorului turbinei. Deci, lucrul mecanic ce ia naștere in turbină este rezultatul destinderii gazelor în difuzor , unde energia internă a gazelor se transformă în energie cinetică iar variația vitezei gazului între palete se transformă în lucru mecanic.

Fig. 2.24 Principiul de funcționare a turbinei radiale

3.2. Turbo-supraalimentarea

3.2.1 Grupul turbocompresor

În ceea ce privește grupul turbocompresor, putem spune că grupul turbocompresor nu are legături mecanice cu motorul supraalimentat, turația sa fiind dependentă de cea a motorului. Între compresor, motor și turbină există o singură condiție restrictivă la orice regim stabil de funcționare impusă de egalitatea între debitul de aer livrat de compresor și cel ce intră în motor, și egalitatea dintre gazele evacuate de motor intrate în turbină:

(1.1)

unde: l- coeficientul de exces de aer;

Lmin aerul minim necesar.

Astfel între compresor și turbină există o dublă legătură mecanică.Deci, la un anumit regim de lucru pentru ca turbocompresorul să funcționeze stabil este necesar ca puterea turbinei să fie egală cu puterea necesară compresorului indiferent de parametrii de intrare a aerului în compresor și ai gazelor de ardere în turbină. În cazul în care puterea turbinei este mai mare atunci turația compresorului va crește până când se va restabili egalitatea puterilor.

Un motor cu ardere internă, (m.a.i.), cu aspirație naturală reușește să convertească în lucru mecanic efectiv doar o parte din energia obținută prin arderea combustibilului. Eficiența unui astfel de motor este de 30 până la 40%, valorile mai ridicate fiind pentru motoarele cu aprindere prin comprimare (m.a.c.), iar cele mai scăzute pentru motoarele cu aprindere prin scânteie (m.a.s.). Restul de energie este pierdută prin frecare și cedare de căldură, cea mai mare pondere având-o pierderile de căldură prin intermediul gazelor de evacuare.

Agregatul de turbosupraalimentare utilizează o parte a energiei conținută în gazele de evacuare pentru a antrena o turbină. Aceasta antrenează la rândul ei un compresor centrifugal, care se află pe același arbore cu turbina și care comprimă amestecul proaspăt.

Randamentul unui motor turbosupraalimentat este mai bun decât cel al unui motor supraalimentat mecanic, deoarece turbosuflanta nu utilizează o parte din puterea motorului pentru comprimarea amestecului proaspăt, ci folosește energia gazelor de evacuare pentru a realiza acest lucru. Pe de altă parte, agregatul de turbosupraalimentare înrăutățește evacuarea gazelor arse din cilindru prin frânarea lor în turbină. Diagrama teoretică p – V a unui m.a.s. din figura 3. suprafața închisă 4-5-6-4 reprezintă lucrul mecanic disponibil pentru antrenarea turbosuflantei:

Fig. 3. Diagrama p – V teoretică a unui m.a.s.

unde:

Lm1 – lucrul mecanic efectiv;

Lm2 – lucrul mecanic de pompaj;

Lm3 – lucrul mecanic disponibil pentru antrenarea turbosuflantei.

La motoarele turbosupraalimentate se recomandă reducerea gradului de comprimare deoarece acestea prezintă presiuni și temperaturi maxime superioare celor cu aspirație naturală. Astfel, motoarele vor fi solicitate mai puternic din punct de vedere mecanic și termic, iar la m.a.s. apare pericolul detonației.

Când motorul funcționează la turații și sarcini joase, energia gazelor de evacuare este mică, iar din această cauză presiunea de supraalimentare este nesemnificativă. Astfel, datorită gradului de comprimare mai redus, un motor turbosupraalimentat care funcționează la sarcini și turații joase are performanțe energetice mai mici decât un motor cu aspirație naturală care funcționează în același condiții. O altă caracteristică nedorită a motoarelor turbosupraalimentate este răspunsul întârziat la o creștere bruscă de sarcină.

Fig.3.1 Turbocompresor Garret

Turbosupraalimentarea este folosită nu numai pentru creșterea performanțelor energetice ale motorului ci și pentru compensarea acestora, cum se întâmplă în cazul scăderii densității aerului odată cu creșterea altitudinii. Această scădere de densitate va duce la o înrăutățire a umplerii cilindrilor, rezultând astfel o reducere a performanțelor energetice ale motorului . Pe de altă parte, odată cu creșterea altitudinii, diferența dintre presiunea gazelor de evacuare și presiunea aerului înconjurător crește, iar acest lucru produce mărirea turației turbosuflantei. Creșterea turației turbosuflantei determină creșterea presiunii de supraalimentare, compensându-se astfel efectele negative datorate densității scăzute a aerului la altitudini ridicate.

Ca și principale componente ale unei turbosuflante sunt: compresorul centrifugal, (suflanta), arborele cu lagărele de alunecare, turbina, carcasa suflantei și carcasa turbinei, (fig.3.3).În timpul rotației compresorului, aerul este absorbit prin canalul de admisie și este condus printr-un pasaj format din pereții a două palete adiacente, iar apoi este evacuat pe o direcție tangențială în difuzor.

Masa de aer admisă este supusă forței centrifuge, rezultând astfel o creștere de presiune, care este mai pronunțată cu cât aerul se deplasează către exteriorul rotorului. La trecerea prin difuzor, aerul se destinde, viteza sa scade iar presiunea crește din nou, (fig. 3.4.a). După ce parcurge difuzorul, aerul va ajunge în colector, care datorită formei sale divergente, va continua să transforme energia cinetică a gazelor în lucru mecanic de comprimare. Difuzorul poate avea o rețea de palete sau poate fi inelar.

Fig. 3.2. Principalele componente ale unei turbosuflante

unde :

– arbore turbosuflantă 11 – admisie ulei

– arbore turbosuflantă 12 – colector divergent suflantă

– deflector de ulei 13 – rotor cu palete suflantă

– evacuare ulei 14 – canal admisie suflantă

– lagăre de alunecare

– canal de admisie turbină

– canal de evacuare turbină

– rotor cu palete turbină

– carcasă turbină

– scut termic

Fig. 3.3. Ansamblu suflantă – arbore – turbină

unde:

1 – rotor suflantă;

2 – arbore turbosuflantă;

3 – rotor turbină;

4 – paletă turbină;

5 – paletă suflantă.

Gazele de evacuare au temperaturi cuprinse între 600 și 900 °C, în funcție de sarcina și turația motorului. Din această cauză, turbina este realizată din materiale rezistente la temperaturi înalte cum ar fi aliajele pe bază de nichel, iar mai nou materiale ceramice. Materialele ceramice prezintă avantaje față de cele metalice, deoarece sunt mai ușoare, mai rezistente și au un coeficient de dilatare mai mic decât aliajele pe bază de nichel.

Din galeria de evacuare, gazele rezultate în urma procesului de ardere, pătrund în canalul de admisie al turbinei și sunt ghidate tangențial spre palete prin intermediul carcasei turbinei. Această carcasă prezintă unul sau două canale. Datorită formei paletelor, gazele parcurg rotorul turbinei pe o direcție radial-axială după care sunt evacuate către exterior prin sistemul de eșapare al autovehiculului.

Carcasa turbinei este un ajutaj convergent prin intermediul căreia gazele de evacuare pătrund în turbină cu o viteză ridicată. La trecerea gazelor de evacuare prin celulele formate de paletele turbinei, ele cedează o parte din energia lor cinetică rotorului turbinei. Această cedare de energie este însoțită de o scădere a presiunii și vitezei gazelor de evacuare, (fig. 3.4 b.). Destinderea gazelelor de evacuare în rotorul turbinei produce lucrul mecanic necesar antrenării turbosuflantei.

Fig. 3.4. Principiul de funcționare a unei turbosuflante

unde :

1 – colector suflantă;

2 – rotor suflantă;

3 – difuzoare paralele;

4 – rotor turbină;

5 – canal de evacuare turbină;

6 – lagăre de alunecare.

Arborele turbosuflantei este realizat din oțel și este susținut cu ajutorul unor lagăre de alunecare. Aceste lagăre sunt realizate din materiale antifricțiune cum ar fi bronzul aliat cu fosfor, iar ungerea lor este făcută cu ulei din circuitul de ungere al motorului.

Pe lângă ungerea lagărelor, uleiul mai are rolul de a prelua o parte din căldura transferată de către gazele de evacuare turbosuflantei. În partea turbinei se află inele de etanșare care au rolul să împiedice accesul gazelor de evacuare în zona lagărelor. Tot aici avem un scut termic și un spațiu liber care împiedică supraîncălzirea uleiului. În partea compresorului centrifugal se găsesc garnituri și inele de etanșare care împiedică aerului comprimat să scape în zona lagărelor.Suflanta și turbina sunt unite de arborele turbosuflantei prin diferite procedee de sudură, cel mai folosit fiind sudura prin presiune. Părțile care urmează să fie sudate sunt puse în contact și rotite până când materialul se topește, datorită căldurii generate prin frecare. Când zona de îmbinare e suficient de plastică, se oprește rotația, iar piesele sunt presate una într-alta, realizându-se astfel sudura. Următorul proces tehnologic constă în îndepărtarea bavurilor ce rezultă în urma sudurii.

Timpul de răspuns al unui agregat de turbosupraalimentare depinde de inerția și de eficacitatea sistemului în utilizarea energiei gazelor de evacuare pentru comprimarea amestecului proaspăt. Din punct de vedere geometric, accelerația agregatului depinde invers proporțional de momentul de inerție polar al ansamblului. Din această cauză este mai avantajoasă utilizarea unor turbosuflante cu diametre mai mici, deoarece, prin reducerea mărimii turbosuflantei se va micșora momentul de inerție, iar acest lucru va produce un timp de răspuns la accelerație mai bun.Diametrul turbosuflantei nu poate fi redus oricât de mult deoarece, odată cu scăderea dimensiunilor agregatului de turbosupraalimentare scade și eficiența lui. De asemenea, realizarea tehnologică a unor turbosuflante cu diametre foarte mici este limitată.

Utilizarea unor turbosuflante cu diametre reduse duce la îmbunătățirea performanțelor motoarelor turbosupraalimentate în timpul funcționării acestora la turații joase.

În mod curent, la motoarele cu cilindri în V sau la cele cu cilindri opuși, se utilizează două turbosuflante de dimensiuni mici în locul uneia de dimensiuni mai mari.

Fig.3.6 Turbocompresor realizat în programul de proiectare CATIA

3.2.2. Sisteme auxiliare ale turbosuflantei

Supapa de by-pass pentru gazele de evacuare (wastegate)

În ceea ce privește această supapă, putem spune faptul că ea este necesară pentru a prevenii o supraîncălzirea a turbinei și creșterea turației acesteia peste valorile admise. Mărirea excesivă a turație turbinei are următoarele efecte: cresc solicitările mecanice asupra suflantei și turbinei; crește presiunea de supraalimentare peste valoarea admisă ceea ce duce la mărirea solicitărilor termice și mecanice asupra mecanismului motor, iar la m.a.s. apare pericolul detonației. În condiții de funcționare extremă, supapa de tip wastegate expulzează o parte din gazele de evacuare înainte ca acestea să ajungă în turbină, astfel că o creștere ulterioară a turației motorului nu va suprasolicita turbosuflanta sau mecanismul motor.

Fig.3.7 Turbină cu geometrie fixă si supapa wastegate

Sursa: Wikimedia Commons

Ca și utilizarea unei turbosuflante care atinge valoarea maximă a presiunii de supraalimentare când motorul funcționează la turația nominală, ea nu este favorabilă caracteristicii de cuplu a motorului, deoarece în acest caz la turația de cuplu maxim, psa are o valoare scăzută, (curba 1, fig. 3.8.). Dacă utilizăm o turbosuflantă de dimensiuni mai mici, psa maximă va fi atinsă la turații mai scăzute ale motorului, (curba 2, fig. 3.8.). O creștere ulterioară a turației motorului va produce însă o creștere a psa peste valorile admisibile, impunându-se astfel folosirea supapei wastegate pentru a nu suprasolicita mecanismul motor sau turbosuflanta.

Fig. 3.8 Efectul utilizării unei supape de tip wastegate

unde :

– turbosuflantă de dimensiuni mari

– turbosuflantă de dimensiuni mici

Si – wastegate închis

Sd – wastegate deschis

Turbină cu geometrie variabilă

O alternativă la turbinele cu geometrie fixă și supapă de refulare este turbina cu geometrie variabilă. Constructiv turbina este aceeași ca în cazul celei cu geometrie fixe. Diferența este dată de existența unor palete la intrarea în turbină care ajustează secțiunea de curgere a gazelor de evacuare. Modificarea secțiunii de curgere are ca efect modificare vitezei de curgere a gazelor deci implicit a turației turbinei. Acest mecanism permite controlul presiunii de supraalimentare prin controlul turației compresorului.

    Turbina cu geometrie variabilă permite modificarea secțiunii de curgere a gazelor de evacuare în funcție de regimul de funcționare al motorului. Acest lucru facilitează utilizarea optimă a grupului turbo-compresor, ceea ce conduce la creșterea randamentului motorului termic în comparație cu versiunea de turbo-compresor cu geometrie fixă și wastegate.

Fig.3.9 Turbină cu geometrie variabilă

Avantajele turbo supraalimentării

    În comparație cu un motor termic aspirat ce produce aceeași putere maximă, consumul de combustibil al unui motor turbo supraalimentat este mai mic, fenomen datorat și recuperării unei părți din energia disipată în gazele de evacuare care este utilizată pentru îmbunătățirea randamentului general al motorului. De asemenea datorită capacității cilindrice mai reduse al unui motor turbo se reduc și pierderile termice și prin frecări contribuind la creșterea randamentului.

Fig.3.10 Comparația motorului aspirat cu cel supraalimentat la aceeași capacitate cilindrică

     Caracteristica de cuplu al unui motor turbo supraalimentat are următoarele avantaje în comparație cu un motor aspirat:

cuplul maxim este produs începând cu turațiile joase

cuplul maxim este constant pe o plaja mai largă de turații

    Performanțele unui motor turbo supraalimentat sunt net superioare unui motor aspirat mai ales în cazul exploatării acestora în zone cu altitudine ridicată unde pierderea semnificativă de putere afectează majoritatea motoarelor aspirate datorită presiunii scăzute.

4. Concluzii

La motoarele cu aprindere prin scânteie există pericolul apariției detonației și se recomandă utilizarea unei supraalimentări joase sau medii. Supraalimentarea cu turbină cu gaze se utilizează cu precădere la motoarele cu aprindere prin comprimare, datorită presiunilor de supraalimentare mari realizate.

În ceea ce privește supraalimentarea acustică putem spune că,este o soluție foarte atractivă pentru îmbunătățirea coeficientului de umplere la motoarele cu aspirație naturală, însă stăpânirea și folosirea eficientă a fenomenelor dinamice ce au loc în sistemul de admisie necesită cercetări teoretice și experimentale de o complexitate ridicată.

Legat de agregatele de supraalimentare cu antrenare mecanică , putem spune că ele realizează o psa medie și joasă, fiind utilizate în special la m.a.s.-uri datorită timpului de răspuns la accelerație foarte bun. La funcționarea motorului la sarcini reduse se recomandă utilizarea unor sisteme de by-pass a amestecului proaspăt, iar antrenarea agregatelor să fie întreruptă pentru a reduce consumul de combustibil.

De asemenea în cazul supraalimentării acustice și mecanice, psa are valori moderate astfel că motorul nu necesită modificări deosebite. Dacă se utilizează rapoarte mari de comprimare, ca în cazul turbosupraalimentării și a supraalimentări cu unde de presiune, este necesară o îmbunătățire a rezistenței mecanice și termice a motorului datorită creșterii presiunii și temperaturii maxime din cilindru.

În ceea ce privește turbosupraalimentarea putem spune că ea poate realiza presiuni de supraalimentare mari și medii, însă răspunsul la accelerație este destul de lent, iar performanțele turbosuflantei la sarcini reduse ale motorului sunt scăzute. Prin utilizarea unor turbosuflante de dimensiuni mai reduse.La motoarele turbosupraalimentate este necesară creșterea perioadei în care supapele de admisie și evacuare sunt deschise simultan, deoarece aerul comprimat contribuie la o mai bună evacuare a gazelor arse și la răcirea cilindrilor și a turbinei.

5. Calculul termic al motorului

În ceea ce privește calculul termic al unui motor, cunoscut și sub denumirea „calculul ciclului de lucru al motorului” putem spune că se efectuează în scopul determinării anticipate ai parametrilor proceselor ciclului motor , a indicilor energetici și de economicitate , ai presiunii gazelor în cilindrii motorului . Aceste date de calcul permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului , efectuarea de calcule de rezistență ale pieselor principale ale motorului și trasarea diagramei indicate.În cele ce urmează se va prezenta metoda îmbunătățită a lui Grinevețki, care constituie o metodă de calcul analitic, prin corectarea diagramei ciclului de referință. Această metodă se poate calcula atât in stadiul de proiectare cât și de perfecționare a prototipului.

În continuare se prezintă calculul termic al motorului in tabelul 1. cu următorii parametrii :

Tabelul 1

5.1. Alegerea parametrilor inițiali :

Valorile parametrilor inițiali sunt trecute în tabelul 1.1 :

Tabelul 1.1

5.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor

Parametrii procesului de schimbare a gazelor sunt trecuți in tabelul 1.2 :

Tabelul 1.2

Se calculează coeficientul gazelor reziduale : (1.2)

Temperatura la sfârșitul admisiei va fi : (1.3)

Coeficientul de umplere : (1.4)

(1.4)

5.3. Parametrii procesului de comprimare

Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare

Presiunea la sfârșitul comprimării : (1.5)

Temperatura la sfârșitul comprimării : (1.6)

5.4.Parametrii procesului de ardere

În ceea ce privește parametrii procesului de ardere, se adoptă următoarea compoziție a benzinei care este trecută in tabelul 1.3 :

Tabelul 1.3

De asemenea se aleg următorii parametrii în tabelul 1.4 :

Tabelul 1.4

Se calculează aerul minim necesar arderii a 1kg de combustibil : (1.7)

Cantitatea de aer necesară arderii : (1.8)

Cantitatea de încărcătura proaspătă, raportată la 1 kg combustibil: (1.9)

Mi = = 0,4318 + 1/114 = 0,441

Coeficientul teoretic de variație molară a încărcăturii proaspete : (1.10)

Coeficientul real de variație molară a încărcăturii proaspete : (1.11)

Căldura specifică molară medie a amestecului inițial : (1.12)

Căldura specific molară medie a gazelor de ardere pentru λ < 1 : (1.13)

Căldura specifică degajată de arderea incompletă (1.14)

Qai = Qi -Qai = Qi – 61000(1- ) = 43500 – 61000(1-0.85) = 34350 kj/kg.

Temperatura la sfârșitul arderii (1.15)

Presiunea la sfârșitul arderii : (1.16)

Rotunjirea Diagramei (1.17)

Pz = O / Pz = 0.95 = 97,4

Gradul de creștere a presiunii (1.18)

pz/pc = 102,6 / 24,3 = 4,22.

5.5.Parametrii procesului de destindere

Se adoptă coeficientul politropic al destinderii :

Gradul de destindere :

Presiunea la sfârștul destinderii : (1.19)

N/m2

Temperatura la sfârșitul destinderii : (1.20)

5.6.Parametrii principali ai motorului

Valorile adoptate se trec în tabelul 1.5

Tabelul 1.5

Presiunea medie a ciclului teoretic : (1.21)

24,3/7 (6,752) – 1,47 = 23,43 N/m2

Presiunea medie indicată : (1.22)

Randamentul indicat al motorului : (1.23)

Presiunea medie efectivă : (1.24)

Randamentul efectiv al motorului : (1.25)

Consumul specific efectiv de combustibil (1.26)

Dimensiuni fundamentale ale motorului . (1.27)

Se adoptă raportul cursă- alezaj:

Capacitatea cilindrică necesară : (1.28)

Se determină alezajul și cursa : (1.29)

Viteza medie a pistonului : (1.30)

Cilindreea totală a motorului : (1.31)

Puterea litrică : (1.32)

kw/l

5.7. Cinematica mecanismului bielă – manivelă

În ceea ce privește cinematica mecanismului bielă manivelă putem spune că analizele cinematice și calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă sunt necesare pentru determinarea forțelor care acționează asupra pieselor motorului . Cercetările de detaliu ale cinematicii mecanismului bielă-manivelă din cauza regimului variabil de funcționare , sunt foarte complexe . La determinarea sarcinilor pe piesele motorului se folosesc însă formule simplificate obținute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat , care dau o precizie suficientă și ușurează esențial calculul .La o viteza unghiulară constantă de rotație a arborelui cotit , unghiul de rotație este proporțional cu timpul și prin urmare toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcție de unghiul α de rotație a arborelui cotit.

Prin urmare în calcule se consideră că pozița initial pentru măsurarea unghilului α este poziția corespunzătoare pentru care pistonul este la distanța maxima de la axa arborelui cotit .

unde : α – unghiul de rotație al manivelei

turația arborelui cotit

raza manivelei

– cursa pistonului

lungimea bielei

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei

Fig. 3.11 Mecanismul bielă-manivel, mărimi principale

Mărimile principale ale mecanismuui bielă manivelă sunt trecute in următorul tabel

Tabel 1.6

În continuare se determină :

rad/s (1.33)

(1.34)

(1.35)

βma x= 15 0

Aria pistonului : = = 0.0050 m2 (1.36)

Expresia deplasării pistonului : (1.37)

Expresia vitezei pistonului : (1.38)

Expresia accelerației pistonului : (1.39)

Alegerea ordinii de lucru

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

Schema de asezare a manivelelor si ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii in linie

Tabelul 1.7

5.8.Dinamica mecanismului bielă-manivelă

În ceea ce privește calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă putem spune că se urmarește determinarea mărimii și caracterului variației sarcinilor care acționează asupra pieselor motorului. Cercetările în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcționare. De aceea se folosesc relațiile simplificate , obținute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat.Asupra mecanismului bielă-manivelă , acționează forțele date de presiunea gazelor din cilindru și forțele de inerție ale maselor mecanismului aflate în mișcare. Forțele de frecare vor fi considerate neglijabile. Forțele de inerție sunt constituite din forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare alternative de translație ș forte de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație.

Pentru calculul organelor mecanismului bielă-manivelă , al sarcinilor în lagăre , pentru cercetarea oscilațiilor de torsiune ,trebuie determinate valorile maxime , minime și medii ale acestor forte. De aceea mărimile forțelor se vor determina pentru o serie de poziții successive ale mecanismului , funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit .

De asemenea, pentru determinarea forțelor din elementele mecanismului bielă-manivelă este recomandabil să se înceapă cu determinarea forțelor care acționeaza după axa cilindrului , cercetând , separat , forțele de presiune a gazelor precum și forțele de inerție .

Figura 3.12 Reprezentarea forțelor și momentelor care acționează în mecanismul bielă-manivelă

Se face referire la forța dată de presiunea gazelor pe piston.

Forța dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relația :

(1.40)

(1.41)

unde :

aria suprafeței capului pistonului ;

presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată ;

(1.42)

(1.43)

În ceea ce privește forța de presiune a gazelor, putem spune că ea este îndreptată după axa cilindrului și poate fi considerată în axa bolțului de piston . Această fortă este considerată pozitivă când este orientată spre axa arborelui cotit și negativă când este orientată invers.

5.8.1 Forțele de inerție

În ceea ce privesc forțele de inerție , putem spune că ele sunt produse de masele aflate în mișcare accelerată și anume : piston asamblat (piston, bolț, segmenți, siguranțele bolțului ), bielă și arbore cotit .

Forțele de inerție sunt îndreptate în sens opus accelerației și sunt date de formula generală :

unde :

masa elementelor în mișcare , în

accelerația maselor , în

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

Forțe de inerție produse de masele elementelor aflate în mișcare de translație ;

Forțe de inerție produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mișcare de totație .

Forțe de inerție ale maselor în mișcare de translație

În ceea ce privesc forțele de inerție ale maelor aflate in mișcare de translație, putem spune că aceste forțe sunt produse de masele pistonului asamblat ( piston , segmenti, bolț de bielă și sigutanțele acestuia ) și o parte din masa bielei și sunt considerate concentrate în axa bolțului.

Determinarea forțelor de inerție ale maselor aflate în mișcare de translațe se face cu relația :

(1.44)

unde:

masele pieselor în mișcarea de translație , în [kg] ;

accelerația pistonului , în

Masele aflate în mișcare de translație se determină cu relația următoare :

unde:

masa pistonului asamblat , în [kg] ;

masa bielei concentrată în axa bolțului și care se consideră că execută mișcare de translație , în [kg].Forțele de inerție se pot exprima , ținând cont de expresia accelerației pistonului pentru mecanismul bielă-manivelă .

Forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație

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

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

forța centrifugă (1.45)

forța tangențială (1.46)

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

R – raza manivelei, în [m];

w – viteza unghiulară a arborelui.

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

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

6. Calculul organologic al motorului

6.1 Proiectarea blocului motor

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

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

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

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

Fig.3.13 Schema blocului motor

În ceea ce pivește proiectarea blocului motor, putem spune ca se urmăresc următoarele aspecte :

Fig.3.14 Vederi in secțiune a blocului motor

Fig. 3.15 Blocul motor realizat in programul Solidworks

6.2 Proiectarea chiulasei

La proiectarea motorului cu ardere internă soluția constructivă adoptată pentru chiulasă depinde: de tipul motorului; tipul răcirii, forma camerei de ardere; numărul și amplasarea supapelor și a arborelui de distribuție; numărul și amplasarea canalelor de admisie și evacuare; amplasarea bujiilor sau a injectoarelor, și eventual de amplasarea unor dispozitive de ușurare a pornirii motorului.

Fig.3.16 Chiulasă tip monobloc

La nivelul chiulasei circuitul de răcire trebuie să fie simplu fără ramificații importante și să asigure o viteză de-a lungul pereților de minim 15 [m/s].
Dimensiunea peretelui de așezare cu blocul cilindrilor (0,08…0,10)D = 7,155 iar dimensiunile pentru ceilalți pereți este de 6 [mm].

Fig.3.17 Chiulasă realizată in programul Solidworks

6.3 Calculul și proiectarea cămășii de cilindru

În ceea ce privește calculul și proiectarea cămășii de cilindru, putem spune că , se adoptă camașă de cilindru tip uscată. Astfel ținănd cont de faptul că din calculul termic a rezultat D = 81 mm (valoarea alezajului) rezultă următoarele :

Fig. 3.18 Cămasa de cilindru și tensiunile care apar la montajul acesteia

Ținând cont de faptul că presiunea la sfârșitul arderii este pg= 10.26 N/mm2 , rezultă R1 = D/2 + 0.5 = 81/2+0.5 =41 mm (2)

R2 =R1+2= 41+2 =43 mm. (2.1)

R3 =R2+3= 43+3 = 46 mm. (2.2)

Se adoptă presiunea de strângere între cilindru și bloc, p= 4 N/mm2.

Tensiunile care apar datorită tensiunii de strângere:

a) cămașă cilindru la interior -88048 N/mm2. (2.3)

cămașă cilindru la exterior -7395 N/mm2. (2.4)

b) cămașă cilindru din bloc la interior 59000N/mm2.(2.5)

cămașă cilindru din bloc la exterior 34046 N/mm2(2.6)

Pe baza teoriei tensiunii tangențiale maxime se calculează tensiunea maximă

31704 N/mm2 (2.7)

Elemente de etanșare a cilindrilor .Etanșarea cilindrului la partea superioară față de gazele arse se realizează cu garnitura de chiulasă iar față de lichidul de răcire în partea inferioară cu garnituri a căror formă depinde de soluția constructivă adoptată.Garnitura de chiulasă se deformează sub efectul de strângere a chiulasei, în timpul arderii când presiunea gazelor tinde să indepărteze chiulasa, materialul garniturii trebuie să posede o elasticitate suficientă pentru a urmării deplasarea chiulasei și, să nu se compromită etanșarea.

Fig.3.19 Cămașă de cilindru realizată in programul Solidworks

6.4 Calculul și proiectarea pistonului

Dimensiunile principale ale pistonului

Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston are următoarele elemente funcționale:

1 – cameră de ardere

2 – capul pistonului

3 – bosajele pentru bolț

4 – futa pistonului

5 – inserțiile de oțel sau fontă

6 – bolț

Fig.3.20 Ansamblu piston 7 – siguranțele bolțului

8 – segmenții

Se consideră următorul tabel de date :

Tabel 1.8

Calculul pistonului

În ceea ce privește calcului pistonului se pot preciza următoarele :

Pistonul se face din aliaj de Al pe baza de Si din grupa aliajelor eutectice.Marca aliajului: ATC Si12CuMgNi KS 1275 MAHLE 124.

• Modulul de elasticitate: E=7500 [daN/mm2].

• Duritatea Brinell: 90…120 HB la 293 [K].

70….90 HB la 423 [K].

30….40 HB la 523 [K].

• Dilatare termica α [1/K]: 20,5…21,5.

• Densitatea ρ = 2,68…2,70 [kg/dm3].

Fig.3.21 Principalele dimensiuni ale pistonului

Pistonul se schitează in raport cu soluțiile constructive alese. Dimensiunile alese se adopta pe baza datelor statistice: unde (D = 81)

Lungimea pistonului H = 0,800…1.500∙ D = 71.28 mm se adoptă H=72mm.

Lungimea mantalei L = 0,500…1.000∙D = 49.41 mm se adopta L = 50 mm.

Înălțimea de compresie li = 0,550…0,850∙D = 47.79 mm se adopta li = 48mm.

Înaltimea de protectie a segmentului de foc h =0,100…0,180∙D= 10 mm.

Grosimea flancului hc = 0,045…0,055∙D= 5mm.

Grosimea capului δ = 0,140…0,170∙D = 13mm.

Distanta dintre bosajele alezajului boltului b = 0,250…0,500∙D = 29mm.

De asemenea și următoarele :

di – diametrul interior al capului pistonului [mm];

σrl – unitar(σa=200…300 105 [N/m2] pentru aluminiu); se adoptă 250 *105 N/mm2.

pgmax – presiunea maximă a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].

Diametrul fundului segmentului d: d = D – 2 ∙( jr + t ) = 70mm (2.9)

unde t = grosimea radială a segmentului 2…4mm (t=4mm)

jr = jocul radial al segmentului jr = 1,3 mm pentru D < 100mm (jr=1.3mm).

Calculul mantalei pistonului

Presiunea specifică pe mantaua pistonului pentru a preveni întreruperea peliculei de ulei, nu trebuie să depășească o anumită valoare determinată convențional:

psm < 4,0…7,0 10^5 [N/m2] la motoarele de autoturisme;

0,66102 N/mm2 (2.10) unde :

psm = presiunea specifică pe mantaua pistonului.

Fig. 3.22 Piston realizat in programul Solidworks

Pentru segmenul de compresie

0,1204 mm unde f – constantă

t – grosimea radiala a segmentului

Pentru segmentul de ungere b – grosimea axiala a segmentului

αAl – coeficientul de dilatare

0,01531 mm T – temperatura segmenților

Pentru segmentul de foc

0.05 mm (2.11)

6.5 Calculul și proiectarea bolțului

Proiectarea bolțului trebuie să satisfacă cerințele privind obținerea unei mase cât mai reduse si o rigiditate sufiecientă pentru funcționarea mecanismului motor.Se alege ca soluție constructivă bolț fix in bielă și liber in piston.

Bolțul este confectionat din oțel aliat 41MoCrNi13.

Calculul bolțului

În ceea ce privește dimensiunile bolțului, putem spune că se adoptă din date statistice și se efectuează calcule de verificare a rezistenței la uzură, a solicitărilor mecanice și a deformațiilor precum si precizarea prin calcul a jocurilor de montaj. (unde D=81mm).

1. Diametrul exterior de [mm] de= (0,34…0,38)∙D =0,28∙D = 20 mm. (2.12)

2. Diametrul interior di [mm] di = (0,60…0,75)∙de= 0,72∙de = 15 mm. (2.13)

3. Lungimea bolțului flotant l [mm] l = (0,80…0,87)∙D = 0,91∙D = 65 mm. (2.14)

4. Lungimea de contact cu piciorul bielei lb[mm]lb = (0,32…0,42)∙D = 0,30∙D = 20mm.

Verificarea la uzură

Rezistența la uzură poate fi apreciată după mărimea valorilor presiunilor specifice în piciorul bielei (pb) și în umerii pistonului (pp).

Schema de calcul este aratata în fig 3.23

Fig. 3.23 Schema de calcul a bolțului.

Convențional se consideră că forța care solicită bolțul este:

42192 N. (2.16)

Presiunea în locașurile din piston este dată de următoarea relație :

= 79 Mpa. (2.17)

Verificarea la încovoiere

Tensiunea maximă determinată de momentul incovoietor la mijlocul bolțului este dată de urmatoarea relație :

= 789 N < < σi deci => 500 N/mm2. (2.18)

unde =0.75

lb= lungime-a boțului

de=diametrul exterior al bolțului

Fig.3.24 Repartiția sarcinii

Fig 3.25 Bolț realizat în programul Solidworks

6.6 Calculul și proiectarea bielei

În ceea ce privește biela, putem spune că biela este elementul component al mecanismului motor, care transmite, prin intermediul boltului, forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit. Ea este compusa din trei parti: piciorul bielei, corpul bielei si capul bielei.Datorită acțiunii fortei de presiune a gazelor, biela este supusă la comprimare și flambaj. La comprimare pot apărea deformații remanente, care scurteaza biela. Flambajul corpului bielei determină o perturbare a paralelismului axelor alezajelor bielei si o intensificare a uzurii lagarelor.

Astfel condițiile de solicitare la care este supusă biela in funcționarea motorului impun găsirea acelor soluții constructive ale bielei care să asigure o rezistență și o rigiditate maximă în condițiile unei mase cât mai mici.

Calculul piciorului bielei

În ceea ce privește proiectarea piciorului bielei, trebuie menționat faptul că trebuie să se țină seama de dimensiunile bolțului și de tipul îmbinării piston-bolț-bielă.

Fig.3.26 Dimensiunile piciorului bielei

Se alege ca soluție constructivă bolț fix in bielă și liber in piston.

• Diametrul exterior al piciorului bielei de = (1,3…1,7) ∙ d = 30.375 se adopta 35mm

d= diametrul exterior al boltului. (2.19)

• Diametrul interior al piciorului bielei di = d + 2 ∙ hb = 26 mm (2.20)

• Grosimea radială a piciorului bielei hp = (0,16…0,20) ∙ d = 3.564 se adopta 4mm

• Grosimea radiala a bucsei hb, hb = (0,080…0,085) ∙ d = 1.62 se adopta 2mm

• Lungimea de contact a bolțului cu piciorul bielei a = 20mm. (2.21)

Solicitarea de întindere

Forța de întindere are valoarea maximă când forța datorată presiunii gazelor este minimă, deci când pistonul se află la PMS la începutul cursei de admisie. În aceste condiții forța de întindere se determină cu urmatoarea relație:

10263 N. (2.22)

unde : mp = masa pistonului, mp=0,992 kg. (2.23)

r = raza arborelui cotit. r = 0.0436 m. (2.24)

ω – viteza unghiulară a arborelui cotit ω = 418.8 rad/sec. (2.25)

λ – raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei λ =0.285 (2.26)

Fig.3.27 Schema de calcul a piciorului bielei la întindere

Tensiunile unitare produse de forța de întindere se determină în următoarele ipoteze:

• piciorul bielei reprezintă o grindă curbă încastrată in zona de racordare a piciorului cu corpul bielei.

• forța de întindere este distribuită uniform pe jumătatea superioară a piciorului.

În cazul in care unghiul de incastrare φi >90o, momentul încovoietor si forța normală in secțiunea de încastrare au urmatoarele expresii.

În cazul in care unghiul de incastrare φi >90o, momentul încovoietor și forța normală în secțiunea de încastrare au următoarele expresii:

35245 N∙mm.(2.27)

3520 N∙mm.(2.28)

unde :

• Mo – momentul încovoietor în secțiunea B-B determinat de forța de întindere.

-3213 N∙mm. (2.29)

• No – forța normală în secțiunea B-B determinată de forța de întindere.

5823 N∙mm. (2.30)

• φi se introduce în radiani se adoptă φi =130 0

φi = 2,=.26 rad/sec.

• rm – raza medie

15.563 mm. (2.31)

Solicitarea de compresiune

Fig.3.28 Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune

Forța de compresiune are valoarea maximă când presiunea din cilindru are valoarea maximă :

= 38532.5 N. (2.32)

Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectueaza în urmatoarele ipoteze:

• Piciorul bielei se consideră o grindă curbă încastrată in zona de racordare cu corpul bielei.

• Forța de compresiune este distribuită sinusoidal pe jumatatea inferioară a piciorului.Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare A-A, determinate de forța de compresiune pot fi calculate cu relațiile:

= -4252 N∙mm. (2.33)

= 332.766 N∙mm. (2.34)

unde : • φc se măsoară în radiani (115o)

• Mo' – momentul încovoietor in sectiunea B – B (1.528 N∙mm.2)

• No' – forta normală in sectiunea B – B (75.947 N)

Solicitarea datorată presării bucșei

În timpul funcționării motorului la strângerea de montaj (Δm) se adaugă o solicitare suplimentară de compresiune (Δt ) datorată dilatării bucșei de bronz.

• strângerea de montaj se adoptă Δm = 0.007 mm.

• dilatarea termică a bucșei se determină cu următoarea relație :

0.0315 mm. (2.35).

Unde

Presiunea datorată strangerii poate fi obtinută cu expresia:

44938 N/mm2. (2.36)

unde • ν -coeficientul lui Poisson ( 0.3).

Coeficientul de siguranță al piciorului bielei se calculează în ipoteza unei solicitări de oboseală după un ciclu simetric de întindere – compresiune, pentru fibra exterioară în secțiunea de încastrare.

Calculul corpului bielei

Dimensiunile caracteristice mai răspândite pentru profilul în I al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrărilor statistice ale construcțiilor existente.

Dimensiunile corpului bielei :

• Hp = (0,048…1,0) ∙de = 0,7∙de = 24 mm.

• Hc = (1,10…1,35) ∙Hp = 1,20 ∙Hp = 26 mm.

• hi = 0,666 ∙ H = 65 mm.

• H =l-(de+dm)2 = 89.74 mm.

• B = 0,75 ∙ H = 81 mm.

• a = 0,167 ∙ H = 18 mm.

• l – lungimea bilelei = 145 mm.

• l1 – lungimea incastrata a bielei = 110 mm. Fig. 3. 29 Dimensiunile pricipale ale bielei

Corpul bielei se calculează la oboseală fiind supus la:

• întindere de forță de inerție maximă a maselor aflate în mișcare de translație.

• la compresiune de rezultantă dintre forța maximă a gazelor și forța de inerție.

Calculul se realizează în secțiunea minimă atunci forța care solicită corpul bielei la întindere este:

= 12335 N. (2.37).

Tensiunile la întindere sunt:

unde A – aria secțiunii de calcul a corpului bielei

-2221 mm2. (2.38)

Corpul bielei este supus la solicitări variabile, de întindere și compresiune după un ciclu simetric. Coeficientul de siguranță se determină cu relația:

= 2 .196. ( e recomandat între 2…2.5). (2.39)

Calculul capului bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei în următorul tabel.

Tabel 1.9

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neinsemnată solicitarea de compresiune a acestuia.

Solicitarea de întindere se transmite numai capacului și este determinată de forța de inerție a pieselor aflate in mișcare de translație și de forța centrifugă a masei bielei care efectuează mișcarea de rotație mai puțin masa capacului bielei.

= 11823 N. (2.40)

Calculul tensiunilor se realizează admițând următoarele ipoteze:

• Capul bielei este o bară curbă continuă.

• Secțiunea cea mai solicitată este secțiunea de încastrare A-A.

• Capacul bilei are secțiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanța dintre axele șuruburilor.

• Forța de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege sinusoidală.

• Cuzinetul se deformează împreună cu capacul și preia o parte din tensiuni proporțională cu momentul de inerție al secțiunii transversale.

Proiectarea și calculul șuruburilor de bielă

Pentru prinderea capacului se utilizează doua sau patru șuruburi, din partea capacului spre capul bielei. Utilizarea unor șuruburi făra piulițe face posibilă micșorarea dimensiunilor capului de bielă. În cazul adoptării acestei, soluții pentru șurub, se filetează gaura din partea superioară a capului bielei. Capul și corpul șuruburilor de bielă pot avea diverse forme constructive in funcție de soluția adoptată pentru capul bielei. Ca și materialele care răspund cerințelor impuse bielei sunt: oțelurile de îmbunătătire cu conținut mediu de carbon (0,35…0,45%) mărcile OLC 45 X, OLC 50 și oțelurile aliate mărcile 40C 10, 41 MoC 11.Șuruburile de bielă se execută de regulă din aceleași materiale ca și biela.

Șuruburile de bielă sunt solicitate de forța de strângere inițială Fsp și de forța de inerție a maselor în mișare de translațe a maselor in mișcare de rotație care se află deasupra planului de separare dintre corp și capac.

• Forta de inerție care solicită un șurub 1474 N. (2.41)

unde z= numărul șuruburilor pe bielă. z=2.

• Forța de strângere inițială a șurubului

12 467 N. (2.42)

• În timpul funcționării, asupra șurubului de bielă actionează forța:

= 14254 N (2.43)

unde χ- este constanta care ține seama de elasticitatea sistemului χ= 0,15…0,25.

Ținând seama de forțele care solicită șuruburile de bielă, acestea se dimensionează ținând seama de solicitarea la întindere și se verifică la oboseală.

Fig. 3.30 Schema de calcul a capului bielei

• Diametrul fundului filetului.

unde • cc – coeficient de siguranță, cc= 1,25…3,00. (2.5).

• c1 – factor care ține seama de solicitările suplimentare de torsiune care apar la strângerea piuliței (1.3).

• c2 – factor care ține seama de curgerea materialului în zona filetată.

• Diametrul părții nefiletate

Se adoptă 8mm. (2.44)

Verificarea la oboseală

• Tensiunile maxime 394.391065 N/mm2. (2.45)

337.657 N/mm2. (2.46)

• Tensiunile minime 365.176 N/mm2. (2.47)

312 .432 N/mm2. (2.48)

unde : • As – aria secțiunii șurubului în partea filetată. 40475mm2.

As' – aria secțiunii șurubului în partea nefiletată 47.27mm2.

Fig. 3.31 Bielă realizată in programul Solidworks

6.6 Calculul și proiectarea segmeților de piston

În ceea ce privesc segmenții depiston , putem spune că ei au rolul de a realiza etanșarea camerei de ardere, de a uniformiza pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului și de a transmite cilindrului o parte din căldura preluată de piston de la gazele fierbinți. Segmenții care impiedică scăparea gazelor din cilindru în carterul motorului se numesc segmenți de compresie iar segmenții care distribuie uniform și elimină excesul de ulei de pe suprafața cilindrului se numesc segmenți de ungere.

Se adopta fontă aliată cu grafit nodular având urmatoarele caracteristici:

• duritatea 300 …380 HB.

• σr > 500 N/mm2.

Deci se adopta soluția cu trei segmenți (doi de compresie și unul de ungere) deoarece asigură o etanșre bună a camerei de ardere și o ungere adecvată a cilindrului.

Fig.3.32

unde : t – este grosimea radială a segmentului.

Dis – este diametrul interior al segmentului.

Dic – este diametrul canalului de segment.

D – este alezajul cilindrului.

b – este grosimea axială a segmentului.

Hc– este inalțimea canalului de segment.

R – este raza fundului canalului;

Ja – este jocul pe flancurile segmentului (Ja = hc- b);

Jp – este jocul piston-cilindru;

Jr – este jocul radial al segmentului; Jr =1/2(dis- dic).

Tc – este dimensiunea radială a canalului.

Calculul segmentilor

Se urmăresc următorii coeficienți

Calculul tensiunilor in segment la montaj

118.662 MPa. (2.49)

unde : m – coeficient care depinde de metoda de montare pe piston.

m= 2 ( pentru montaj cu ajutorul cleștelui).

În ceea ce privește calculul tensiunii maxime in segment, acesta se determină după formula :

448.267 MPa. (2.50)

Verificarea segmentului in canal

În ceea ce privește verificarea segmentului , putem spune că la dilatare se rezumă la determinarea rostului la montaj Δ3 in vederea evitării pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea, sau a unui rost prea mare care ar periclita etanșarea.

Pentru primul segment de compresie : Δ1 = (0,11…0,20) = 0.15 mm.

Δ2 = (0,3…0,7) = 0.5 mm.

Pentru al doilea segment de compresie : Δ1 = (0,009…0,15)= 0.1 mm.

Δ2 = (0,3…0,7) = 0.5 mm.

Pentru segmentul de ungere : Δ1 = (0,03…0,8) = 0.5 mm.

Δ2 = (0,5…1,5) = 0.9 mm.

Jocul la capetele segmentului :

0.009342 mm unde : (2.51)

• coeficientul de dilatare al segmentului : 15* 1/K.

• coeficientul de dilatare al cilindrului : 15 * 1/K.

• încălzirea segmentului : Δts = (ts -tc) = (150…..200) K, unde Δts =140 K.

• încălzirea cilindrului : Δtc = (tc -t0) = (80…..150) K , unde Δts = 100 K.

Deci rezultă :

• primul segment de compresie Δ3 = 0,004∙D = 0.324 mm.

• al doilea segment de compresie Δ3 = 0,003∙D = 0.243 mm.

• segmentul de ungere Δ3 = (0,001…0,002) ∙ D = 0.1215 mm.

Legat de jocul la capetele segmentului in stare caldă,

Δ'3 = (0,0015…0,0030) ∙ D = 0.162 mm.

Fig.3.33 Segmenți realizați în programul Solidworks

6.8 Calculul și proiectarea arborelui cotit

Arborele cotit este principalul element al unui motor cu ardere internă, deoarece în procesul de lucru arborele cotit preia solicitările variabile datorate forței de presiune a gazelor și forței de inerție a maselor in mișcare de translație și de rotație, solicitări care au un caracter de șoc. Deci aceste forțe provoacă apariția unor tensiuni importante de întindere, comprimare,încovoiere și torsiune. În afara de acestea, în arborele apar tensiuni suplimentare cauzate de oscilațiile de torsiune și de încovoiere.

Prin urmare putem spune că la proiectarea arborelui cotit se vor alege soluții care să asigure o rigiditate maximă. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe construcții fusurile paliere se amplasează după fiecare cot, diametrele acestora se măresc, iar lungimile acestora se micșorează, de asemenea aceste măsuri fac posibilă mărirea dimensiunilor brațelor.

În final, putem spune că pentru a satisface cerințele impuse arborilor cotiți, rezistența la oboseală, rigiditate, o calitate superioară a suprafetelor fusurilor, aceștia se execută din fontă sau oțel.

Calculul arborelui cotit

Fig. 3.34 Schema constructivă a cotului arborelui cotit

Ținându-se cont de condițiile de funcționare, prin calcul, arborele cotit se verifică la presiune specifică și încălzire, la oboseală și la vibrații de torsiune. Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându-se prin prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiți existenți, deci cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă și configurația contragreutășilor.

Principalele dimensiuni ale arborelui cotit : (unde D=81 mm)

• lungimea cotului l = (1.05…1.30)∙D = 93 mm.

• diametrul fusului palier dp = (0,70…0,80) ∙ D = 60 mm.

• lungimea fusului palier : lp – pentru paliere intermediare : lpi = (0,4… 0,6) ∙ dp

deci lpi= 32 mm.

– paliere externe sau medii lpe = (0,6…0,7) ∙ dp

deci lpe =38 mm.

• diametrul fusului maneton dm = (0,56…0,72) ∙ D = 48 mm.

• lungimea fusului maneton: lm = (0,45…0,60) ∙ dm = 30 mm.

• diametrul interior dmi = (0,60…0,75) ∙ dm = 38 mm.

• grosimea brațului: h = 0,20…0,35) ∙ dm = 30 mm.

• lungimea brațului b = (1,5…2,0) ∙ dm = 81mm.

• raza de racordare: (0,07…0,10) ∙ dm = 4 mm.

În ceea ce privește presiunea maximă putem spune că, presiunea specifică convențională maximă pe fusurile manetoane și paliere se calculează cu relațiile:

23 MPa. (2.52)

16.53 MPa. (2.53)

unde:

• Rmmax – forța maximă care încarca fusul maneton , deci Rmmax = 48625 N.

• Rpmax – forța maximă care încarca fusul palier, deci Rpmax = 33053 N.

De asemenea presiunea specifică medie convențională pe fusurile manetoane și paliere se determină cu relațiile:

7.1799 MPa. (2.54)

3.439 MPa. (2.55)

unde :

• Rm – mediile aritmetice ale valorilor forțelor care încarcă fusurile manetoane, deci Rm = 16437 N.

• Rp – mediile aritmetice ale valorilor forțelor care încarcă fusurile paliere, deci

Rp = 6829 N.

dar și

Verificarea fusului la încălzire se efectuează inițial pe baza unui calcul simplificat și aceasta se referă la determinarea valorii coeficientului de uzură.

Verificarea la oboseală

Fig.3.35. Schema forțelor care actionează asupra unui cot al arborelui cotit

Calculul arborelui cotit poate implica dificultăți. De aceea calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încarcare și deformare care consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă alcatuită dintr-un număr de parți egale cu numărul coturilor. Astfel în scopul realizării calculelor trebuie să se țină seama de următoarele considerente:

Fig.3.37 Arbore cotit realizat în programul Solidworks

6.9 Calculul și proiectarea sistemului de distribuție

Calculul principalelor piese ale mecanismului de distribuție a gazelor

1. Configurația mecanismului de distribuție

Ca o posibilă definiție a sistemului de distribuție, putem spune că el este, sau reprezintă un subsistem al motorului cu ardere internă care asigură realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor și mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu încarcătură proaspătă și evacuarea produselor de ardere. Aceasta funcție este realizată prin deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare.

Principalele îndatoriri pe care sistemul de distribuție a gazelor trebuie sa le îndeplineasca sunt :

a) asigurarea unui grad de umplere ηv si de evacuare ηev ridicat;

b) asigurarea unei distribuții uniforme a fluidului proaspăt în cilindri;

c) asigurarea unei funcționări silențioase la schimbul de gaze (să reducă zgomotul produs la curgerea gazelor și de piesele mecanismului în mișcare prin reglajul jocurilor funcționale);

d) să prezinte simplitate în fabricație și întreținere, ieftin și să asiigure o fiabilitate înaltă în funcționare.

Principalele părți componente ale sistemului de distribuție sunt :

i) grupa supapei: alcatuită din supapă, ghidul supapei scaunul supapei arcurile și piesele de fixare;

ii) grupa supapei: alcatuită din supapă, ghidul supapei scaunul supapei arcurile și piesele de fixare;

Mecanismele de distribuție pot fi clasificate din punct de vedere al modului de realizare a schimbului de gaze în mecanisme de distribuție cu supape, folosite la toate motoarele în 4 timpi realizate în prezent, și mecanisme de distribuție cu lumini (sau ferestre), folosite la unele mecanisme de distribuție la motoarele în doi timpi

2. Stabilirea dimensiunilor principale ale supapelor

Fig. 3.38 Elementele dimensionale principale ale supapei

În ceea ce privesc supapele mecanismului de distribuție, putem spune că ele sunt supuse unor sarcini dinamice și unor temperaturi ridicate, aceste condiții necesitând un material foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oțeluri aliate cu Cr (9%) si Si (3,5%).

Se pornește de la elementele dimensionale ale supapei:

diametrul supapei D=35mm.

unghiul de dispunere al supapelor γ = 45o.

diametrul canalului de admisie în poarta suappei :

34 mm. (2.60)

diametrul canalului de evacuare în poarta supapei :

32 mm. (2.61)

di diametrul canalului :

30 mm. (2.62)

29 mm. (2.63)

b lățimea suprafeței de etanșare :

3.30 mm. (2.64)

3.24 mm. (2.65)

– rc raza de racordare a capului supapei cu tija :

8mm. (2.66)

7mm. (2.67)

di diametrul tijei :

10 mm. (2.68)

10 mm. (2.69)

l lungimea tijei :

90 mm. (2.70)

90 mm. (2.71)

a grosimea talerului :

3 mm. (2.72)

3 mm. (2.73)

scaunul supapei cu grosime radială de:

3 mm. (2.74)

înalțimea de ridicare :

9 mm. (2.76)

8 mm. (2.77)

De asemenea putem spune că se adoptă razele de curbură ale suprafeței de lucru:

800 mm. (2.78)

În ceea ce privește arcul pentru supapă , putem spune că ele se fac din sârma de oțel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)mm diametru și se montează uneori câte două pentru a reduce înălțimea chiulasei.

Alegerea fazelor de distribuție

Este necesar acest procedeu pentru realizarea unei bune evacuări a gazelor arse și a unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obținerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile. Astfel se urmăresc următoarele :

1. deschiderea supapei de evacuare trebuie să se faca cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse și pentru a se pierde cat mai puțin lucru mecanic de destindere a gazelor. γ = 50 o RAC.

2. închiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o întârziere optimă pentru a se fructifica la maxim efectul inerției coloanei de gaze până ce acesta este anulat de depresiunea formată în cilindru. δ = 20o RAC.

3. deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea unei cantități cat mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie și în final o umplere cât mai completă a cilindrului cu gaze. α = 15o RAC

4. închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întârziere încât să se utilizeze la maxim, în folosul umplerii, efectul inerțial al coloanei de gaze proaspete.

β =50o RAC.

În continuare se urmarește viteza de curgere a gazelor prin canal în timpul procesului de admisie :

85.9734 m/s. unde : (2.79)

ia – numărul de supape de admisie ia = 2.

Wm – viteza medie a pistonului Wm = 15 m/s.

Aria secțiunii efective de trecere :

598.319 mm2. (2.80)

Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxa :

574.233 mm2. (2.81)

143.325 m/s. (2.82)

În continuare se urmarește viteza de curgere a gazelor prin canal în timpul procesului de evacuare :

289.859 m/s. (2.83)

unde ie – numărul de supape de evacuare , ie = 2.

Wm – viteza medie a pistonului , Wm = 15 m/s.

Aria secțiunii efective de trecere :

542.680 mm2. (2.84)

Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxe :

521.356 mm2.

147.605 m/s. (2.85)

În continuare se v-a urmării aspectul privind calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție .

Calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție

În ceea ce privește calculul cinematic al mecanismului de distribuție putem spune că se folosesște pentru determinarea profilului camei, folosită pentru a comanda deschiderea supapelor, trasarea curbelor de variație a ridicării, vitezei și accelerației tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic și de rezistență al pieselor ce compun mecanismul de distribuție.

În continuare avem :

9 mm. unde hmaxa si hmaxb sunt prezentate anterior

8 mm.

Fig. 3.39 Principalele dimensiuni ale camei din arc de cerc.

θ a = 245o RAC cu r0 raza cercului de bază al camei.

θ e = 250o RAC r2 raza cercului mic.

φ a =121.5 o RAC

φ e =125 o RAC

15 mm.

16 mm.

= 85 mm.

= 85 mm.

= 5 mm. (2.86)

= 6 mm. (2.87)

Profilul camei fără șoc polinomial

Se considera faptul că metoda polinomială W. Dulley consideră pentru fiecare porțiune a camei o variație a accelerației de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresii aritmetice.

unde : p,q,r,s sunt exponenti succesivi determinați in progresie aritmetică de rație p-2.

φ este unghiul curent al camei ,considerat de la vârful acesteia.

θ – unghiul total al profilului camei.

θ = 125o RAC

C2, Cp, Cq, Cr, Cs, sunt constante ce se determină din condițiile inițiale.

-1.8122 (2.88)

1.2949 (2.89)

-1.0792 (2.90)

0.4980 (2.91)

= – 0,09251 (2.92)

Calculul de rezistență al principalelor piese ale mecanismului de distribuție (tachet, arc, supapa)

Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuție.

149.58 g. (2.93)

135.673 g. (2.94)

unde : m'd – masa constructivă redusă a mecanismului de distribuție m'd= (20…30) g/cm2, pentru mecanisme cu acționare directă

m’d = 25 g/cm2.

Ac – aria secțiunii de trecere a canalului în care se montează supapa

Calculul arcurilor de supapă

În ceea ce privește arcul de supapă putem spune că el trebuie să mențină supapa închisă și să asigure legătura cinematică între ea și camă când forțele de inerție tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face față acestor cerințe trebuie ca forța arcului Fr să fie mai mare decât forța de inerție Fj a mecanismului dată de accelerațiile negative.

77.194 N. (2.95)

132.234 N. (2.96)

unde : K – coeficient de rezervă K=1,6..2,0 ( K= 1.7).

j – accelerația supapei.

Forta a gazelor care tinde sa deschidă supapa de evacuare:

74.203 N. (2.97)

Forța care tinde să deschiă supapa de admisie :

109.078 N. (2.98)

Calculul dimensiunilor arcului :

Dr – diametrul mediu al arcului

20 mm. (2.99)

Forța Fr solicită spirele la torsiune cu momentul

= 1785 N/mm. (3)

Diametrul sârmei arcului:

= 3 mm. (3.1)

Numărul total de spire: = 14 spire. (3.2)

Fig. 3.40 Ansamblul grupă – supapă realizat în programul Solidworks

Fig. 3.41 Arbore cu came realizat în programul Soldiworks

7. Sistemele auxiliare ale motorului

7.1 Proiectarea instalației de răcire cu lichid

În ceea ce privește proiectarea instalației de răcire cu lichid, putem spune faptul că ea are rolul de a prelua, transporta și transmite mediului înconjurător o parte din căldura dezvoltată în cilindrii motorului pentru a menține un regim termic optim a pieselor motorului. Deci performanțele de durabilitate ale motorului sunt influențate de oscilațiile regimului termic al pieselor mecanismului motor față de valoarea optimă. Astfel, la temperaturi scăzute ale pereților camerei de ardere și cilindrilor combustibilul poate condensa și spăla pelicula de ulei accentuând procesele de uzură; la temperaturi ridicate rezistența mecanică a piselor se diminuează, în plus pelicula de ulei poate fi distrusă prin ardere și dacă se asociază și cu creșterea dilatării pieselor se poate ajunge la gripajul cuplei cinematice, cilindru-piston.

În ceea ce privește a proiectarea instalației de răcire la M.A.S, se adoptă acele soluții constructive prin care se poate menține o temperatură relativ constantă cămășilor de cilindru pentru a asigura o funcționare corectă a grupului cămașă-segment-piston. Intensitatea răcirii chiulasei se stabilește din condiția asigurării unui coeficient de umplere ridicat și a unor pierderi minime prin răcire. Performanțele de putere și economicitate sunt mai bune la motoarele la care se asigură intensități de răcire mai ridicate ale chiulasei în raport cu cilindrul, de asemenea apare și o diminuare a nivelului unor componente nocive din gazele de evacuare. Sensul circulației forțate a lichidului de răcire trebuie ales în așa fel încât să nu se opună circulației acestuia prin termosifon. Circulația lichidului nu trebuie să împiedice deplasarea ascendentă a bulelor de vapori sau de aer datorate aspirației lui prin neetanșeități. Traseele de curgere a lichidului nu trebuie să permită formarea de pungi de vapori și de aer în cămășile de răcire din bloc, chiulasă, racorduri, carcasa pompei, deoarece poate produce dezamorsarea circuitului provocând în cazul blocului și chiulasei supraîncălziri locale, urmate de uzuri, fisuri și perturbări ale proceselor din cilindri. Instalația de răcire trebuie concepută în așa fel încât să poată fi golită în totalitate de lichid. Amplasarea circuitului de alimentare a pompei de lichid trebuie să asigure preluarea lichidului răcit pentru a se evita aspirarea vaporilor produși în cămășile din bloc și chiulasă care determină reducerea debitului pompei și a durabilității ei.

Calculul fluxului de căldură preluat de de instalația de răcire

Legat de calculul fluxului de căldură, putem spune faptul că pentru a realiza în procesul de proiectare a unei dimensionări corecte al elementelor instalației de răcire trebuie să se determine fluxul de căldură preluat de instalația de răcire. Acestea se determină din ecuația de bilanț termic al motorului.

Deci se pornește de la ecuația bilanțului termic al motorului

[kJ/h] (3.3)

unde: – fluxul de căldură disponibil obținut prin arderea amestecului carburant;

– fluxul de căldură transformat efectiv în lucru mecanic;

– fluxul de căldură preluat de instalația de răcire;

– fluxul de căldură evacuat cu gazele arse;

– fluxul de căldură rezidual al bilanțului energetic.

Prin urmare fluxul de căldură preluat de lichidul de răcire se poate determina cu relația:

[W] (3.4)

unde: Pe – puterea efectivă [kW];

ce – consumul specific de combustibil, [g/kW.h];

Qi – puterea calorică inferioară a combustibilului [kJ/kg].

Rezultă deci : = 37. 325 kw (3.5)

unde : =0.35

Pe = 135 [kw]

Ce = 0.230 [g/kW.h]

Qi = 43500000 [J/kg]

Radiatorul

În ceea ce privește radiatorul putem spune faptul că preluarea căldurii de la lichidul de răcire și transmiterea acesteia mediului ambiant se realizează prin intermediul radiatorului. Pentru a realiza transferul de căldură radiatorul trebuie să dispună de o mare suprafață (15…25 m2) .Astfel evoluția temperaturilor aerului și lichidului la intrarea și ieșirea din radiator rezultă după următoarele notații:

til, tel – temperatura lichidului la intrarea respectiv la ieșirea din radiator;

tia, tea – temperatura aerului la intrarea respectiv la ieșirea din radiator.

La un regim staționar, căldura preluată de radiator de la lichid este egală cu cea cedată de acesta aerului.

(3.6)

(3.7)

unde: tma, tml – temperatura medie a aerului respectiv lichidului în radiator;

tm – diferența medie de temperatură între lichid și aer.

Pentru proiectare se pot adoptă următoarele valori ale temperaturilor:

tia = 40…45oC;

tea = tia + (10…12)oC;

til = 85…115oC;

tel = til+ (4…7)oC.

De asemenea se pot scrie următoarele ecuații

(3.8)

unde: Al, Aa – ariile suprafețelor în contact cu lichidul, respectiv cu aerul [m2];

tc1, tc2-temperaturile medii ale pereților tubului [K];

l- coeficientul de conductibilitatea termică a tubului;

d – grosimea peretelui tubului [m],

a1,a2 – coeficienții de transmitere a căldurii de la lichid la pereții tubului.

Fig. 3.42 .Variația temperaturii aerului și lichidului la intrarea și ieșirea din radiator și schema de calcul a radiatorului.

Pentru calcul se adoptă urmatoarele

Tia = 45 oC

Tea = Tia +10 oC = 55 oC. (3.9)

Til = 95 oC.

Astfel debitul de lichid V care trebuie să treacă prin radiator pentru a transmite fluxul de căldură este :

= 0.005 m3/s. (3.10)

unde : dl – densitatea lichidului; (1000 kg/m3)

cpl – căldura specifică a lichidului la presiune constantă

(cpl = 4,185 kJ/kgK – apă; cpl = 2,9 kJ/kgK etilenglicol);

Dtl – căderea de temperatură a lichidului în radiator [K]. (Dtl =5 K.)

Pompa de lichid

În ceea ce privește pompa de lichid putem spune că ea are rolul de asigura recircularea lichidului în sistemul de răcire, și se utilizează în general pompa de tip centrifugal. Presiunea necesară acestor pompe este de 0,035…0,15 MPa. Asigurarea unei circulații în bune condițiuni prin canalizații se realizează la o presiune de 0,03…0,05 MPa, în realitate se caută ca presiunea din sistemul de răcire să fie mai mare cu 0,08…0,1 MPa față de necesar pentru a împiedica formarea vaporilor în anumite puncte ale instalației de răcire. Pompa de apă este acționată de la arborele cotit al motorului printr-o transmisie cu curea, raportul de transmitere fiind de 0,8…1,95. Construcția pompei de lichid este simplă putând apărea și diferite diferențe impuse de condițiile de amplasare ale acesteia pe motor. Arborele pompei se montează pe rulmenți obișnuiți sau pe rulmenți speciali.

Fig. 3.43 Principalele componente ale pompei de lichid

unde : 1 -inel de alunecare;

2 -șaibă de presare;

3 -arc;

4 -carcasă;

5 – cămașa de etanșare;

6,7-carcasă;

8 -inel de fixare;

9 -inel de etanșare;

10 -inel de frecare.

Calculul pompei de lichid

În ceea ce privește calculul pompei de lichid, putem spune că circulația lichidului de răcire în instalația de răcire se realizează prin intermediul pompei de lichid. Pompa de lichid trebuie să realizeze o cădere de presiune "pp" suficientă pentru a învinge rezistențele hidraulice la deplasarea forțată a lichidului.

Tabelul 1.10

Valori ale căderii de presiune în circuit

Fig. 3.44 Schema de calcul a pompei de lichid.

unde: hp – randamentul pompei ( hp = 0,2…0,4);

r – densitatea lichidului.

Unghiurile vitezelor la ieșire se aleg între următoarele limite a2 = 8…120 și b2 = 35…500.

Raza maximă a rotorului rezultă:

(3.11)

np- turația rotorului pompei [min-1]

Legat de debitul teoretic al pompei este dat de :

Vlt = Vl/ h = 0.00532 m3/s. (3.12)

unde : Vlt = debitul lichidului de răcire.

h = randamentul volumetric al pompei 0.8…..0.9 (0.85).

Aria secțiunii de intrare a lichiului în canalele rotorului pompei se determină luând în considerare debitul teoretic ce trebuie vehiculat de pompă

(3.13)

unde: c1 – viteza lichidului la intrarea în pompă (c1 = 1,0…2,5 m/s);

ro – raza butucului rotorului [m];

r1 – raza de intrare a lichidului în rețeaua de palete [m].

se adoptă r1 = 27 mm. (3.14)

La construcțiile existente numărul de palete z = 4…8, și ele sunt profilate în așa fel ca la intrarea lichidului în canalele rotorului să nu apară pierderi prin lovire.

La proiectare se adoptă unghiurile de intrare în limitele a1 = 900 și b1 = 40…550.

Calculul razei exterioare al rotorului r2 se realizează pe baza vitezei tangențiale u2 care este exprimată prin relația:

(3.15)

În ceea ce privește lățimea paletelor la intrare și ieșire putem spune că ele se determină în funcție de debit:

(3.16)

unde:  – grosimea paletelor;  = (3…5).10-3 m;

cr -componenta radială a vitezei absolute c2 la ieșirea din rotor (cr = c2.sin 2).

Se adoptă : (1.453 10 -4) mm pentru b1.

(4.509 10 -4) mm pentru b2 .

7.2 Proiectarea instalației de ungere

În ceea ce privește proiectarea instalației de ungere, putem spune faptul că funcționarea motorului cu ardere internă se caracterizează prin existența mai multor suprafețe aflate sub sarcină și în mișcare relativă unele față de altele, în aceste condiții este necesar pentru a diminua frecările dintre suprafețe.

Deci, să se introducă între acestea un fluid care să adere la suprafețe, să fie vâscos ca prin presiunea internă care ia naștere să mențină suprafețele la o anumită distanță. Lubrifiantul prezent între suprafețele în mișcare relativă trebuie să îndeplinească următoarele funcții:

Din punct de vedere al funcției mecanice, uleiul trebuie înainte de toate să ungă asamblajul, adică să formeze între cele două suprafețe o peliculă de ulei pentru a evita contactul metal pe metal.

Din punct de vedere al funcției termice, uleiul are ca rol secundar limitarea temperaturii în anumite organe care nu pot fi răcite prin alte procedee.

Din punct de vedere al funcției chimice, uleiul trebuie să asigure funcționarea corectă atât a părților calde ale motorului cât și a părților reci; să asigure protecția împotriva coroziunii datorate umidității și acizilor care apar în urma arderii; să asigure evacuarea impurităților. Pe lângă aceste funcții, uleiul prezent în ansamblul piston-segmenți-cămașa cilindrului îndeplinește și rolul de element de etanșare. Condițiile de lucru ale motorului cu ardere internă impun următoarele cerințe uleiului din sistemul de ungere: oncțuozitate optimă; variație redusă a viscozității funcție de temperatură; stabilitate chimică ridicată; să împiedice aglomerarea particulelor rezultate în urma arderii; să fie filtrabil; să posede o temperatură de congelare cât mai redusă. Ungerea suprafețelor diferitelor piese ale motorului este influențată în principal de rolul lor funcțional și de condițiile de lucru (sarcină și viteză). După modul cum uleiul este adus la suprafețele în frecare, ungerea se poate realiza sub presiune, prin stropire cu jet de ulei; prin ceață de ulei sau mixt. Motoarele pentru autovehicule utilizează ungerea mixtă unde anumite componente (lagărele, bolțul, tacheții hidraulici, etc.) se ung cu ulei sub presiune, altele (cilindrul, pistonul, camele, supapele, etc.) se ung prin ceață de ulei sau prin stropire cu jet.

Fig. 3.45 Schema instalației de ungere cu carter umed

În figura 3.45, se prezintă schema sistemului de ungere cu carter umed. Sistemul cuprinde circuitul principal cu: pompa de ulei 1 cu sorbul 2 care aspiră uleiul din baia de ulei 13 și îl refulează prin intermediul conductei 3 către filtrul de curățire brută 4, după care este trimis în magistrala de ulei 5. Din magistrala de ulei, uleiul este distribuit prin conducte la lagărele paliere iar prin intermediul canalizației existente în arborele cotit la lagărele fusurilor manetoane. La anumite construcții ungerea bolțului se poate realiza sub presiune printr-un canal care străbate biela în lungul ei. Motoarele cu solicitări termice intense și cu turație moderată pot utiliza acest circuit pentru răcirea pistoanelor. Lagărele arborelui cu came și axul culbutor 11 sunt alimentate cu ulei prin intermediul conductelor 7. Oglinda cilindrului, camele și supapele sunt unse prin stropire cu jet și ceață de ulei.La circuitul principal al sistemului de ungere se poate anexa în paralel un filtru de curățire fină 8. Prin acest filtru trece 10-15% din debitul de ulei al instalației de ungere, după care uleiul se întoarce în baie sau în circuitul principal contribuind la regenerarea uleiului. Menținerea temperaturii în limite acceptabile se realizează prin introducerea în paralel cu circuitul principal a schimbătorului de căldură 17.

Pompa de ulei

În ceea ce privește pompa de ulei, putem spune că circulația uleiului este asigurată de către pompa de ulei.

Dintre acestea, pompele cu roți dințate sunt cel mai des utilizate, deoarece au construcția simplă și prezintă siguranță în funcționare. Pompele cu roți dințate au dimensiuni reduse față de spațiul disponibil în carter.

Unde: 1 – roată conducătoare

2 – roată condusă

3 – frezare

A – spațiu de aspirație

R – spațiu de refulare

Fig. 3.46 Pompa de ulei cu angrenare exterioară

Pompa cu roți dințate cu angrenarea exterioară este alcătuită dintr-o carcasă prevăzută cu orificii de intrare și ieșire în care se montează două roți dințate cu dantură dreaptă sau elicoidală.

Una din roți este antrenată de la arborele cu came sau de la arborele cotit, cealaltă este antrenată de prima roată în sens invers.

Camerele A și R reprezintă camere de aspirație respectiv refulare.Uleiul pătrunde în camera de aspirație A, umple spațiul dintre dantura și carcasă, apoi este antrenat de dantura roții și refulat în camera R.

Comprimarea uleiului dintre dinții roților este evitată printr-o frezare și uleiul este deplasat în camera de refulare, în acest mod se elimină încărcarea suplimentară a fusurilor roților pompei.

Fig. 3.47 Pompa de ulei cu rotor cu lobi

unde : 1 – orificiu de aspirație

2 – rotor interior

3 – rotor exterior

4 – orificiu de refulare

5 – presiune înaltă

6 – presiune de aspirație

7 – corpul pompei

Calculul pompei de ulei

În ceea ce privește calculul pompei de ulei, putem spune faptul că dimensionarea pompei de ulei are în vedere ca debitul refulat să fie superior celui care circulă prin magistrala de ungere datorită circuitului derivat prin supapele de siguranță. În aceste condiții debitul pompei de ulei este

Vpu = 2 * Vu= 6.5 * 106 l/h astfel în funcție de tipul si puterea motorului se recomandă ca Vu = (20…35) *Pe.

Legat de puterea necesară antrenării pompei, putem spune că ea se determină după relația :

(3.17)

unde: Vpu este în [m3/s];

Dpu în [N/m2], iar hm = 0,85…0,9 .

Căderea de presiune se alege între 0,3…0,8 MPa.

La proiectarea pompei de ulei se recomandă valorile din tabelul 1.11 :

Dimensiunile pompei de ulei Tabel 1.11

Calculul debitului de ulei necesar sistemului de ungere

Determinarea debitului de ulei pornind de la prima condiție presupune asigurarea necesarului de ulei pentru ungerea celor b fusuri ale arborelui cotit.

(3.18)

Deci debitul de ulei necesar lagărelor este de 15…50% din debitul de ulei care circulă prin magistrala de ungere; limita superioară se aplică motoarelor cu circuit de răcire a pistoanelor. Rezultă că debitul de ulei prin magistrală este:

(3.19)

De asemenea calculul debitului de ulei care satisface a doua condiție are la bază bilanțul energeric considerând că uleiul preia căldura dezvoltată prin frecare care reprezintă fracțiunea fu din căldura degajată în motor.

(3.20)

unde: fu = 0,02…0,06;

Qi – puterea calorică inferioară, Qi = 40.000…44.000 [kJ/kg];

ce – consum specific de combustibil, în [g/kWh];

Pe – puterea efectivă a motorului în [kW].

Debitul de ulei prin magistrală este:

(3.21)

Cu valorile cu.u = 1674…1883 [kJ/m3K], tu = 15 K se poate determina debitul prin magistrala de ungere

(3.22)

Pe baza calculului statistic, debitul de ulei al sistemului de ungere se poate determina și cu relația:

(3.23)

unde: nn – turația corespunzătoare puterii nominale, în rot/min;

df – diametrul fusului, în m;

b – numărul de fusuri.

Valorile superioare pentru debitul sistemului de ungere sunt caracteristice motoarelor cu aprindere prin comprimare supraalimentate.

Calculul suprafețelor de răcire a schimbătoarelor de căldură pentru ulei

În cea ce privește calculul suprafețelor de răcire a schimbătoarelor de căldura pentru ulei, putem spune că acest calcul are ca scop dimensionarea suprafeței de răcire necesare transmiterii căldurii preluate de ulei din motor și cedate mediului de răcire.

Pentru un schimbător de căldură aer-ulei suprafața exterioară de răcire se calculează cu relația:

[m2] (3.24)

unde: [kJ/m2hK] (3.25)

ku – coeficientul global de transmitere a căldurii de la ulei la aer,;

y = S2/S1 = 2,5…3,5 – coeficientul de nervurare;

S1 [m2] – suprafața interioară de contact cu uleiul;

S2 [m2] – suprafața exterioară a schimbătorului;

tu = 75…85 [0C] – temperatura medie a uleiului;

ta = 40[0C] – temperatura medie a aerului;

a1 = 180…400 [W/m2K] – coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereții schimbătorului;

a2 = 70…140 [W/m2K] – coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereții schimbătoruluila aer;

ku = 30…70 [W/m2K].

Deci = 0.032 m2 (3.26)

unde : Qu = 11 * 10 -3 * fu * Pe (3.27)

f u = 0.04

și tu = 80 oC temperatura normală a uleiului.

ta= 40 oC temperatura normală a aerului.

Ku = coeficientul global de transmitere a căldurii de la ulei la aer

50.325 W/ m2*K. (3.28)

a 1 = 420 W/ m2*K coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereții schimbătorului;

a 2 = 112W/ m2*K coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereții schimbătoruluila aer;

ANEXE

BIBLIOGRAFIE

[1] Ispas , N.. Chiru,A – Motoare pentru automobile – Editura Universitații „ Petru Maior „ Târgu Mureș , ISBN 973-8084-72-5,450p.,2003

[2] Țurea, N…Ispas,N. – Diagnosticarea Motoarelor – 2006, editura Universității Transilvania din Brașv

[3] www.bmw.com

………………………..

BIBLIOGRAFIE

[1] Ispas , N.. Chiru,A – Motoare pentru automobile – Editura Universitații „ Petru Maior „ Târgu Mureș , ISBN 973-8084-72-5,450p.,2003

[2] Țurea, N…Ispas,N. – Diagnosticarea Motoarelor – 2006, editura Universității Transilvania din Brașv

[3] www.bmw.com

………………………..

ANEXE