Motor Supraalimentat CU Aprindere Prin Comprimare Având Puterea DE 78 Kw ȘI Turația 4000 Rotmin, Alimentat CU Biodiesel
CUPRINS
Cap. 1 Studiul asupra sistemelor de injecție
1.1 Generalități
Față de motorul cu aprindere prin scânteie, unde aprinderea este comandată, motorul cu aprindere prin comprimare funcționează datorită aprinderii spontane a carburantului, în timp ce este injectat în camera de ardere. Pentru ca acest lucru să fie posibil, este necesară respectarea anumitor condiții și anume:
temperatura aerului în momentul injecției trebuie să fie de minim 400° C, această temperatură fiind atinsă datorită comprimării aerului admis în motor.
spre deosebire de sistemul de injecție în cazul motorului cu aprindere prin scânteie, motorina este injectată sub presiune inaltă de până la 2000 bar, pentru a obține o pulverizare care să permită arderea completă a carburantului.
1.1.1 Injecția controlată mecanic și electronic
Motoarele din vechile generații utilizau o pompă mecanică și un mecanism cu supape antrenate de arborele cotit, de obicei prin intermediul unui lanț sau curea dințată. Vechile motoare diesel puteau fi pornite, din greșeală și în sens invers, deși funcționau ineficient datorită ordinii de aprindere dereglate. Aceasta era de obicei consecința pornirii mașinii într-o treaptă de viteză greșită.
Motoarele moderne au o pompă de injecție care asigură presiunea necesară injecției. Fiecare injector este acționat electromagnetic prin intermediul unei unități centrale de control, fapt ce permite controlul precis al injecției în funcție de turație și sarcină, având ca rezultat performanțe mărite și un consum scăzut. Soluția tehnică mai simplă a ansamblului pompă-injector a condus la construcția de motoare mai fiabile și mai silențioase.
1.2 Injecția indirectă
În cazul motorului diesel cu injecție indirectă, motorina nu este injectată direct în camera de ardere, ci într-o antecameră unde arderea este inițiată și se extinde apoi în camera de ardere principală, antrenată de turbulența creată. Sistemul permite o funcționare liniștită, și deoarece arderea este favorizată de turbulență, presiunea de injecție poate fi mai scăzută, deci sunt permise viteze de rotație mari (până la 6000 rpm), mult mai potrivite autoturismelor. Antecamera avea dezavantajul pierderilor mari de căldură, ce trebuiau suportate de către sistemul de răcire și a unei eficiențe scăzute a arderii, cu până la 5-10% mai scăzută față de motoarele cu injecție directă. Aproape toate motoarele trebuiau să aibă un sistem de pornire la rece, ca de exemplu bujii incandescente. Motoarele cu injecție indirectă au fost folosite pe scară mare în industria auto și navală începând din anii timpurii 1950 până în anii 1980, când injecția directă a progresat semnificativ. Motoarele cu injecție indirectă sunt mai ieftine și mai ușor de construit pentru domeniile de activitate unde emisiile poluante nu sunt o prioritate. Chiar și în cazul noilor sisteme de injecție controlate electronic, motoarele cu injecție indirectă sunt încet înlocuite de cele dotate cu injecție directă, care sunt mult mai eficiente.
În perioada de dezvoltare a motoarelor diesel din anii 1930, diferiți constructori au pus la punct propriile tipuri de antecamere de ardere. Unii constructori, precum Mercedes-Benz, aveau forme complexe. Alții, precum Lanova, utilizau un sistem mecanic de modificare a formei antecamerei, în funcție de condițiile de funcționare. Însă, cea mai folosită metodă a fost cea în formă de spirală, concepută de Harry Ricardo ce folosea un design special pentru a crea turbulențe. Majoritatea producătorilor europeni au folosit acest tip de antecamere sau și-au dezvoltat propriile modele (Mercedes Benz și-a menținut propriul design mulți ani). La motoarele diesel cu injecție indirectă combustibilul este injectat într-o precameră supraîncălzită. Aprinderea combustibilului este inițiată în precameră iar apoi este propagată în cilindru unde are loc arderea propriu-zisă a amestecului aer-combustibil. Pre-camera reprezintă aproximativ 40% din volumul total al camerei de ardere.
Elemente componente:
injector
bujie incandescentă
pre-cameră
chiulasă
cilindru
În cazul injecției indirecte aerul se mișcă cu viteză ridicată îmbunătățind astfel omogenizarea amestecului aer-combustibil. Acest avantaj simplifică construcția injectorului și permite
Fig 1.1 Sistem de injecție indirect (pre-cameră) utilizarea de motoare cu capacitate cilindrică mai mică, cu toleranțe de construcție mai permisive deci mai puțin costisitoare și mai fiabile.
Pre-camera este atent concepută pentru a asigura amestecarea corespunzătoare a combustibilului pulverizat cu aerul comprimat supraîncălzit. Astfel se reduce viteza de ardere care are ca efect reducerea zgomotului datorat arderii precum și a solicitărilor mecanice asupra pieselor motorului. Cu toate acestea utilizarea unei pre-camere are dezavantajele unor pierderi adiționale de căldură care se traduce într-un randament mai mic. În plus pre-camera necesită utilizarea unor bujii incandescente pentru a facilita pornirea.
Avantajele utilizării injecției indirecte
se poate utiliza la motoarele cu capacitate cilindrică mică.
presiunea necesară de injecție este relativ scazută (100-300 bar) deci și costul unui injector este redus.
turația maximă a motorului poate atinge valori de 6000 rot/min datorita arderii divizate.
Dezavantajele utilizării injecției indirecte
consum specific ridicat datorită pierderilor prin căldură și a pierderilor de presiune în timpul arderii.
tensiuni termice și mecanice concentrate pe anumite porțiuni ale pistonului și a camerei de ardere ceea ce conduc la limitarea puterii maxime ce poate fi obținuta din motor.
Soluția de injecție indirectă cu pre-cameră a fost utilizată începând cu anii 1920. Tehnologia de injecție directă era cunoscută la aceea vreme dar se utiliza în general doar pe camioane. Motivul era zgomotul și vibrațiile puternice specifice injecției directe, fenomene mai puțin controlabile la acea vreme. Pe motoarele diesel moderne injecția indirectă nu se mai utilizează în principal datorită consumului specific ridicat și în al doilea rând datorită limitării performanțelor dinamice.
Injecția directă
De reținut că motoarele diesel moderne sunt în exclusivitate cu injecție directă. Spre deosebire de injecția indirectă, la care combustibilul se injectează într-o pre-cameră, la injecția directă motorina se injectează direct în cilindru. Procesul de injecție este caracterizat de pulverizarea combustibilului, încălzirea, evaporarea și amestecul acestuia cu aerul. Specific motoarelor diesel cu injecție directă sunt presiunile mari ale combustibilului (până la 2000 bar) și rapoartele mari de comprimare (17-19).
Elemente componente:
Injector
Bujie incandescenta
Jet de combustibil
Chiulasa
Supapa
Piston
Fig 1.2 Injecția directă în cilindru
O caracteristică specifică motoarelor diesel cu injecție directă este forma pistonului. Camera de ardere este formată în principal de cavitatea din capul pistonului care de cele mai multe ori are forma secțiunii asemănătoare cu litera grecească omega.
Sisteme de injectie pentru un motor cu aprindere prin comprimare
Motoarele diesel sunt caracterizate în principal de randament ridicat, în comparație cu motoarele pe benzină, ceea ce conduce la un consum mai scăzut de combustibil. Reglementările tot mai stricte în ceea ce privește emisiile poluante, zgomotul și nevoia de reducere a consumului de combustibil au făcut ca sistemele de injecție să evolueze în mod considerabil.
Sistemele de injecție de motorină, mai ales cele cu injecție directă, necesită presiuni mari ale combustibilului. Din acest motiv toate pompele de injecție trebuie să fie de tipul cu piston, deoarece numai o astfel de pompă asigură presiunea necesară pentru pulverizare.
În cazul automobilelor cu motoare diesel sunt utilizate mai multe tipuri de sisteme de injecție. Primele tipuri utilizate, începând cu anii 1930, sunt cele cu pompe de injecție cu elemente în linie. Generațiile următoare de sisteme, din anii 1970, sunt cu pompe cu distribuitor rotativ. Din 1997 sistemele de injecție cu rampă comună încep să echipeze motoarele diesel.
Tabelul 1.1 Tipuri de sisteme de injecție
Sisteme de injectie cu pompă cu elemente în linie
Caracteristicile principale ale pompei cu elemente in linie sunt:
Pentru fiecare injector pompa este prevazuta cu un element de pompare
Pistoanele sunt actionate prin intermediul unui arbore cu came conectat la arborele cotit
Cantitatea de combutibil injectata este reglata cu ajutorul unei cremaliere comandata de pedala de acceleratie
Fiecare element de pompare este conectat la injector prin intermediul unor conducte de inalta presiune
Fig 1.3 Sistem de injecție cu pompă cu elemente în linie
Aceste tipuri de pompe de injecție pot ridica presiunea de injecție până la 1200 bari. Motoarele diesel moderne nu mai folosesc pompele de injecție cu elemente în linie datorită controlului rudimentar al presiunii de injecție precum și a cantității de combustibil injectată. De asemenea un inconvenient este dat de faptul că dimensiunile pompei și numărul de elemente de pompare depinde de numărul de cilindrii al motorului. Aplicațiile pe care se utilizează aceste pompe, cu mai mult de 6 pistoane, sunt în general vehiculele de transport, autobuzele, utilajele agricole precum și motoarele staționare.
Sisteme de injectie cu pompa cu distribuitor rotativ
Soluția de pompă de injecție cu elemente de refulare pentru fiecare cilindru (pompa cu elemente în linie) este costisitoare deoarece utilizează un număr mare de piese identice, de mare precizie, costul fabricației cât și a întreținerii fiind ridicat. De asemenea reglajul este complicat iar probabilitatea de a avea caracteristici de injecție diferite între cilindrii este mare datorită posibilelor diferențe de geometrie.
Elementele componente ale pompei:
Arbore de antrenare
Modulul electronic de comanda al pompei
Conector pentru calculatorul de injectie
Electro-supapa de control a presiunii
Racoduri de legatura cu injectoarele
Fig 1.4 Pompă cu distribuitor rotativ O altă soluție este pompa de injecție cu element unic de refulare numită pompă de injecție cu distribuitor rotativ și pistoane radiale. Particularitatea pompei cu distribuitor rotativ constă în faptul că sistemul de ridicare a presiunii este independent de numărul de cilindrii. Astfel, cu mici modificări, același tip de pompă se poate utiliza pentru motoare cu patru sau șase cilindrii.
Sisteme de injectie cu rampa comuna ( COMMON RAIL )
Un inconvenient al sistemelor de injecție cu pompă cu elemente în linie sau cu pompă cu distribuitor rotativ este dată de dependența presiunii de turația și sarcina motorului. Din acest motiv este destul de dificil să se optimizeze combustia pentru fiecare punct de funcționare al motorului.
Sistemele de injecție cu rampă comună înlătură acest inconvenient datorită faptului că pompa de înaltă presiune ridică presiunea și o stochează într-un acumulator numit rampă comună. Injectoarele nu mai sunt conectate direct la pompă ci sunt alimentate la rampă.
Principalul avantaj al sistemelor de injecție cu rampă comună constă în independența presiunii combustibilului față de punctul de funcționare al motorului (turație și sarcină). Această independență conferă posibilitatea optimizării injecției pentru creșterea performațelor dinamice și de consum ale motorului. De asemenea este posibilă divizarea injecției de combustibil în mai multe faze: pre-injecție, injecție principală și post-injecție.
Într-un sistem de injecție cu rampă comună ridicare presiunii combustibilului și injecția propriu-zisă sunt complet independente. Cantitatea de combustibil injectată este definită de conducătorul auto, prin poziția pedalei de accelerație, iar începutul injecție și durata injecției este controlată de calculatorul motorului. Toate sistemele de injecțombustibil injectată. De asemenea un inconvenient este dat de faptul că dimensiunile pompei și numărul de elemente de pompare depinde de numărul de cilindrii al motorului. Aplicațiile pe care se utilizează aceste pompe, cu mai mult de 6 pistoane, sunt în general vehiculele de transport, autobuzele, utilajele agricole precum și motoarele staționare.
Sisteme de injectie cu pompa cu distribuitor rotativ
Soluția de pompă de injecție cu elemente de refulare pentru fiecare cilindru (pompa cu elemente în linie) este costisitoare deoarece utilizează un număr mare de piese identice, de mare precizie, costul fabricației cât și a întreținerii fiind ridicat. De asemenea reglajul este complicat iar probabilitatea de a avea caracteristici de injecție diferite între cilindrii este mare datorită posibilelor diferențe de geometrie.
Elementele componente ale pompei:
Arbore de antrenare
Modulul electronic de comanda al pompei
Conector pentru calculatorul de injectie
Electro-supapa de control a presiunii
Racoduri de legatura cu injectoarele
Fig 1.4 Pompă cu distribuitor rotativ O altă soluție este pompa de injecție cu element unic de refulare numită pompă de injecție cu distribuitor rotativ și pistoane radiale. Particularitatea pompei cu distribuitor rotativ constă în faptul că sistemul de ridicare a presiunii este independent de numărul de cilindrii. Astfel, cu mici modificări, același tip de pompă se poate utiliza pentru motoare cu patru sau șase cilindrii.
Sisteme de injectie cu rampa comuna ( COMMON RAIL )
Un inconvenient al sistemelor de injecție cu pompă cu elemente în linie sau cu pompă cu distribuitor rotativ este dată de dependența presiunii de turația și sarcina motorului. Din acest motiv este destul de dificil să se optimizeze combustia pentru fiecare punct de funcționare al motorului.
Sistemele de injecție cu rampă comună înlătură acest inconvenient datorită faptului că pompa de înaltă presiune ridică presiunea și o stochează într-un acumulator numit rampă comună. Injectoarele nu mai sunt conectate direct la pompă ci sunt alimentate la rampă.
Principalul avantaj al sistemelor de injecție cu rampă comună constă în independența presiunii combustibilului față de punctul de funcționare al motorului (turație și sarcină). Această independență conferă posibilitatea optimizării injecției pentru creșterea performațelor dinamice și de consum ale motorului. De asemenea este posibilă divizarea injecției de combustibil în mai multe faze: pre-injecție, injecție principală și post-injecție.
Într-un sistem de injecție cu rampă comună ridicare presiunii combustibilului și injecția propriu-zisă sunt complet independente. Cantitatea de combustibil injectată este definită de conducătorul auto, prin poziția pedalei de accelerație, iar începutul injecție și durata injecției este controlată de calculatorul motorului. Toate sistemele de injecție cu rampă comună sunt controlate electronic și conțin următoarele elemente:
Calculator de injectie (ECU)
Senzor turatie motor
Senzor pozitie arbore cu came
Senzor pozitie pedala de acceleratie
Senzor presiune de supraalimentare
Senzor rampa comuna
Senzor temperatura motor
Senzor debit masic de aer (debitmetru)
Viteza de rotație a motorului este determinată cu ajutorul senzorului de turație iar ordinea injecție (de exemplu 1-3-4-2 pentru un motor cu patru cilindrii) prin intermediul senzorului de poziție al arborelui cu came. Tensiunea electrică generată de potențiometrul senzorului de poziție al pedalei de accelerație informează calculatorul de injecție asupra cererii de cuplu pe care o face conducătorul auto. Masa de aer măsurată este utilizată pentru calculul cantității de combustibil ce trebuie injectată în motor astfel încât arderea să fie cât mai completă și cu emisii minime de substanțe poluante. Temperatura motorului este utilizată pentru a corecta debutul injecției și cantitate de combustibil injectată.
Astfel, cu ajutorul informațiilor citite de la senzori, calculatorul de injecție controlează momentul deschiderii și închiderii injectoarelor precum și durata injecției.
Fig 1.5 Sistem de injecție COMMON-RAIL [Bosch]
Componentele sistemului de injectie BOSCH:
Debitmetru de aer
Calculator injectie
Pompa de inalta presiune
Rampa comuna
Injectoare
Senzor turatie motor
Senzor temperatura motor
Filtru motorina
Senzor pedala de acceleratie
Principalele funcții ale rampei comune (acumulatorul de presiune) sunt cele de acumulare de combustibil la presiune înaltă precum și distribuția acestuia la injectoare. De asemenea rampa mai are rolul de filtru ale oscilațiilor de presiune produse pompă la încărcare și injectoare la descărcare.
Fig 1.6 Rampa comună (acumulatorul de presiune)
Rampa (1) este prevăzută de asemenea cu un senzor de presiune (3) care informează calculatorul de injecție nivelul presiunii pentru injectoare (6). Controlul presiunii din rampă se face cu ajutorul unui electro-supape care are rol de regulator de presiune (2). Electro-supapa este comandată de către calculatorul de injecție iar când se deschide refulează combustibilul prin intermediul racordului (4). Alimentarea rampei cu combustibil sub presiune se face prin racordul (5) care este conectat la pompa de înaltă presiune.
Elementele componente ale sistemului de injectie:
Rampa comuna
Filtru de motorina
Pompa de inalta presiune
Injectoare
Calculator de injectie
Există sisteme de injecție la care rampa comună nu este cilindrică ci sferică. Avantajul sistemelor de injecție cu rampă comună sferică constă în gabaritul mai redus și Fig 1.7 Rampă comună tip sferic costul scăzut. Dezavantajul însă este dat de faptul că conductele ce leagă injectoarele de rampă sunt mai lungi.
Sisteme de injectie cu pompe-injector
Sistemele de injecție cu pompă injector combină pompa de înaltă presiune și injectorul în aceeași unitate. Fiecare cilindru al motorului este prevăzut cu căte un injector pompă montat în chiulasă. Generarea presiunii se face cu ajutorul unui arbore cu came antrenat de arborele cotit al motorului. Sistemele de injecție cu pompă injector utilizate pe automobile sunt cu comandă electrică, controlul injecție fiind efectuat de calculatorul de injecție.
Lipsa conductelor de înaltă presiune a permis creșterea presiunii de injecție la valori de peste 2000 bari, mult mai ridicată comparativ cu sistemele de injecție cu pompă rotativă.
Fig 1.8 Sistem de injecție cu pompă injector
Primele injectoare pompă erau cu acționare mecanică și s-au utilizat pe motoare de autovehicule comerciale. Versiunile cu control electronic utilizează o supapă cu solenoid sau cristal piezoelectric pentru controlul injecției.
Comparativ cu sistemul de injecție precedent (cu pompă cu distribuitor rotativ) sistemul de injecție cu pompă injector a permis îmbunătățirea performanțelor dinamice ale motorului, reducerea zgomotului din timpul funcționării precum și reducerea emisiilor poluante și a consumului de combustibil. Sistemul de injectie cu pompa injector prezinta cateva avantaje fata de sistemul cu pompa cu distribuitor rotativ, aceasta facand posibila o presiune de injectie de maxim 2500 bar, un control precis al injectiei pe fiecare ciclu de combustie si posibilitatea utilizarii injectiei pilot.
Injectoarele pompă sunt montare direct in chiulasă. Fiecare pompă este acționată prin intermediul unui culbutor de un arbore cu came. O parte din circuitul de alimentare cu combustibil (tur-retur) al fiecărei pompe este de asemenea prevăzut direct în chiulasă. Injectorul pompă combină sistemul de generare a presiunii înalte (pompa) cu sistemul de dozaj al combustibilului (injectorul) în aceeași unitate. Fiecare cilindru este prevăzut cu un injector pompă. Ansamblul pompă injector trebuie să asigure:
Generarea de presiune inalta pentru fiecare ciclu de combustie
Fig 1.9 Secțiune prin pompă injector
Dozarea combustibilului in cilindru la momentul potrivit
Pompa de joasă presiune a sistemului de alimentare cu combustibil este antrenată mecanic de arborele cotit al motorului. Este montată în partea laterală a chiulasei, împreună cu pompa de vacuum.
Pompa de joasă presiune absoarbe combustibiul din rezervor, îl precomprimă până la maxim 7.5 bari și-l introduce în chiulasă unde alimentează sistemul de înaltă presiune.
Fig 1.10 Schema de injecție cu pompă-injector
Elemente componente:
Rezervor combustibil
Filtru de motorina
Supapa de sens
Rotor pompa de joasa presiune
Supapa de limitare a presiunii
Separator
Tur
Chiulasa
Retur
Corp pompa joasa presiune
Supapa de sens
Orificiu
Senzor temperatura combustibil
Senzor racire combustibil
Restrictor
Sistemele de injecție cu pompă injector funcționează cu presiuni foarte mari ale combustibilului (2000 – 2500 bari). Din acest motiv primele motorizări ce utilizează acest sistem de injecție au fost cele pentru autovehicule comerciale. Ulterior au fost adoptate și pe motoarele de automobile datorită potențialului de a crește performațele motorului și a reduce emisiile poluante. Dezavantajul major al acestui sistem de injecție comparativ cu unul cu rampă comună (common rail) este costul adoptării acestui sistem. În cazul sistemului de injecție cu pompă injector, proiectarea motorului trebuie să se facă ținând cont și de sistemul de injecție. Chiulasa trebuie proiectată special deoarece conține o parte a circuitului de alimentare precum și mecanismul de acționare al pompelor de înaltă presiune. De asemenea se impune utilizarea unui sistem de răcire adițional pentru combustibil. Evoluția sistemelor de injecție cu rampă comună s-a făcut continuu, presiune maximă de injecție ajungând la valori de până la 2500 de bari. Acest fapt a determinat reorientarea producătorilor de automobile, aceștia adoptând sistemele de injecție cu rampă comună în detrimentul celor cu pompă injector.
Injectorul cu comandă electrică
Introducerea combustibilului în cilindru se face prin intermediul injectoarelor. Prin durata deschiderii injectoarelor se controlează cantitatea de combustibil injectată. Injectorul este conectat, în cazul sistemelor de injecție common-rail, la rampa de înaltă presiune prin intermediul unui racord și a unei conducte. Acționare injectorului este electrică și se face la comanda calculatorului de injecție. Momentan exist două soluții pentru acționarea injectoarelor: cu solenoid (electro-magnet) sau cu cristal piezoelectric. Soluția cu solenoid este mai puțin costisitoare decât cea piezoelectrică dar acționarea este mai puțin rapidă. Continental este producătorul care are toată familia de sisteme de injecție cu acționare piezoelectrică. Bosch, Delphi și Denso oferă soluții cu solenoid cât și piezoelectrice.
Fig 1.11 Injectorul cu comandă electrică
Elemente componente ale injectorului:
Corpul injectorului
Racord de joasă presiune
Racord de inaltă presiune
Conectori electrici
Solenoid
Supapă de comandă
Acul injectorului
Pulverizator
Fig 1.12 Secțiune prin injector cu acționare cu solenoid
Acul injectorului (3) este ținut pe sediul, obturând orificiile pulverizatorului, datorită forțelor date de arcul elicoidal (2) și presiunii p1 ce acționează pe suprafața S1. Când se dorește injecția de combustibil calculatorul de injecție comandă solenoidul (1) care deschide supapa (5). Datorită deschiderii supapei de comandă presiunea p1 scade (p1 < p2) iar acul injectorului este deplasat comprimând arcul (2) astfel realizându-se injecția. În momentul în care solenoidul nu mai este alimentat de calculatorul de injecție supapa de comandă este închisă de către arcul (6). Se realizează echilibrul de presiuni (p1 = p2) iar acul injectorului revine pe sediu. Această succesiune de operații se realizează foarte rapid, închiderea și deschiderea injectoarelor se poate face de mai multe ori pe un ciclu (injecție multiplă). Introducerea cristalelor piezoelectrice de către Continental (fostul Siemens VDO) a condus la îmbunătățirea performanțelor sistemelor de injecție în ceea ce privește timpul de răspuns al injectoarelor și controlul cantității de combustibil injectate.
Pompa de inaltă presiune
Legătura dintre pompa de transfer și rampa comună este realizată de pompa de înaltă presiune. Rolul pompei este a asigura o presiune ridicată a combustibilului în rampă, indiferent de condițiile de funcționare ale motorului, pe întreaga durată de viață a motorului cu ardere internă. Antrenarea pompei se face prin cuplarea acesteia la arborele cotit al motorului. Turația maximă a pompei depinde de tipul pompei. De exemplu pompele de primă generație Bosch sunt limitate la 3000 rot/min. Principalele elemente componente ale unei pompe de înaltă presiune pentru sistemele de injecție cu rampă comună sunt prezentate în figura de mai jos. Pompa prezentată este Bosch de primă generație cu trei pistoane dispuse la 120 °C. Pompa de injecție (înaltă presiune) utilizează pistoane radiale acționare de came pentru a comprima combustibilul. Arborele de intrare formează un corp comun cu cilindrul cu came interioare.
Cilindrul conține 4 came, diametral opuse, care acționează succesiv asupra celor 2 pistoane plunjer. Acționarea pistoanelor de către came se face prin intermediul unor tacheți cu role. Rolele sunt în contact permanent cu inelul cu came și se rotesc continuu în timpul funcționării. În faze de admisie camele nu acționează asupra pistoanelor. Presiunea debitată de pompa de transfer este mai mare decât presiunea din camera de comprimare. Astfel supapa de admisie se deschide și combustibilul pătrunde în camera de comprimare. Când camele încep
Fig 1.13 Pompă de injecție Delphi-faza de admisie să acționeze pistoanele (faza de comprimare) presiunea începe dă crească în camera de comprimare. Presiunea din camera de comprimare devine mai mare decît presiunea debitată de pompa de transfer iar supape de admisie se închide. Pe măsură ce pistoanele își continuă cursa de comprimare presiunea crește continuu până când supapa de evacuare se deschide iar combustibilul este refulat sub presiune către rampa comună.
La o rotație completă a arborelui de intrare se realizează două faze de comprimare a combustibilului datorită celor 4 came diametral opuse dispuse la 90°. Pompa este antrenată de motorul termic prin intermediul unei curele dințate, montată pe roata arborelui de intrare în pompă. Turația de antrenare a pompei este jumătate din turația motorului. Arborele de intrare în pompă antrenează atât pompa de transfer (joasă presiune) cât și cea de injecție (înaltă presiune).
Fig 1.14 Pompă de injecție Delphi-faza de evacuare
Efectele utilizării combustibilului biodiesel asupra componentelor sistemului de injecție
Datorită epuizării combustibililor fosili și a necesității poluării mediului la un nivel cât mai redus, biodieselul regenerabil este o alternativă foarte bună a combustibilului diesel. În motoarele cu ardere internă, respectiv motoarele cu aprindere prin comprimare, biodieselul este folosit ca un substitut acesta crescând semnificativ siguranța energetică și economia. Studiile utilizării combustibilului biodiesel în motoarele cu ardere internă au avut ca punct de pornire reducerea emisilor poluante din gazele de evacuare, acestea din urmă participând cu un procent semnificativ la alterarea sănătății populației. Combustibilii alternativi pentru motoarele diesel, nu pot fi utilizați în procent de 100% în motoarele cu aprindere prin comprimare, datorită efectelor negative pe care le au asupra componentelor sistemului de injecție. Printre acestea se numără efectele corozive asupra componentelor metalice și a componentelor din material elastomer, precum și distrugerea în timp a injectoarelor. În cazul motoarelor cu sisteme de injecție ce lucrează cu presiuni mici, este posibilă utilizarea unui procent mai mare de biocarburant in motorine și acest lucru se datorează faptului ca deși biocarburanții prezintă o vâscozitate mai mare fața de motorină, injecția combustibilului la presiuni mici, nu afectează injectorul. Prin urmare sistemele de injecție la care presiunea de injecție se realizează prin intermediul unei pompe cu elemente în linie sau cu distribuitor rotativ, unde presiunea creată este cuprinsă intre 400 si 1400 bar, pot utiliza motorine care conțin un procent mai mare de biocarburanți. La ora actuală, sistemele de injecție care echipează motoarele cu ardere internă sunt de tip COMMON-RAIL (rampă comună) la care presiunea poate ajunge până la 2000 bar. Din acest motiv, luând în considerare necesitatea durabilității motoarelor pe termen lung, combustibilii care alimenteaza aceste motoare, nu permit un procent mare de biocarburanți conținut în motorine. Presiunea creată în rampa comună atinge aproximativ 2000bar, iar un combustibil care conține un procent mare de de biocarburant deci cu o vâscozitate mai mare, poate afecta injectorul acesta din urmă necesitând înlocuirea lui.
În prezent se fac cercetări asupra sistemelor de injecție în vederea utilizării unui sistem de incălzire a biocombustibilului înainte ca acesta sa fie pompat la presiuni mari. De asemenea, biocarburanții ca uleiurile vegetale, înafara faptului că prezintă o vâscozitate mai mare față de motorine, ele au și o temperatură de aprindere mai ridicată și deci injectarea lor în stare rece poate dăuna sistemului de injecție și pot duce la depuneri în camera de ardere datorate arderii incomplete.
Cap. 2 Calculul termic al motorului
Calculul termic al unui motor, cunoscut și sub denumirea de "calculul ciclului de lucru al motorului", se efectueaza în scopul determinării anticipate a parametrilor proceselor ciclului motor, a indicilor energetici și de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii motorului. Aceste date ale calculului permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului, trasarea diagramei indicate și efectuarea calculelor de rezistență a principalelor piese ale motorului.
Această metodă se poate aplica atât în stadiul de proiectare, cât și în cel de perfecționare a prototipului. Datele inițiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor în stare de proiect se estimează după rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage. Coincidența rezultatelor calculului cu a celor obținute prin încercarea motorului depinde de alegera corectă a parametrilor inițiali, estimare dificilă îndeosebi când se realizează motoarele de construcție originală.
În cele ce urmează se prezintă calculul termic al motorului ales spre a fi studiat, principalele caracteristici fiind prezentate în tabelul 2.1:
Tabelul 2.1: Principalele caracteristici ale motorului cu aprindere prin comprimare
2.1 Alegerea parametrilor inițiali
Se adoptă parametrii iniațiali conform tabelului 2.2, [1, pag. 220]:
Tabelul 2.2: Alegerea parametrilor inițiali
2.2 Parametrii procesului de schimbare a gazelor
Se adoptă parametrii proceselor de schimbare a gazelor conform tab.2.3, [1, pag. 221]:
Tabelul 2.3: Alegerea parametrilor procesului de schimbare a gazelor
În continuare se calculează:
Coeficientul gazelor reziduale:
Temperatura la sfârșitul admisiei:
Coeficientul de umplere: (2.3)
(2.3)
2.3 Parametrii procesului de comprimare
Se adoptă Coeficientul politropic de comprimare:
Presiunea la sfârșitul comprimării:
(2.4)
Temperatura la sfârșitul comprimării:
(2.5)
2.4 Parametrii procesului de ardere
Se adoptă următoarea compoziție a motorinei, conform tabelului 2.4, [1, pag. 220]:
Tabelul 2.4: Principalii componenți ai motorinei
Se adoptă Coeficientul de utilizare a căldurii: kcal/kg
Coeficientul de creștere a presiunii:
Aerul minim necesar arderii a 1kg de combustibil:
(2.6)
Cantitatea de aer reală necesară arderii:
(2.7)
Cantitatea de încărcătură proaspătă, raportată la 1kg de combustibil:
(2.8)
Coeficientul teoretic de variație molară a încărcăturii proaspete:
(2.9)
Coeficientul real de variație molară a încărcăturii proaspete:
(2.10)
Căldura specifică molară a amestecului inițial:
(2.11)
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere:
(2.12)
Căldura specifică degajată de arderea incompletă:
(2.13)
Temperatura la sfârșitul arderii Tz se calculează din următoarea ecuație:
(2.14)
(2.15)
Presiunea la sfârșitul arderii:
(2.16)
Ținând cont de rotunjirea diagramei avem:
(2.17)
Gradul de destindere prealabila:
(2.18)
Gradul de destindere va fi:
(2.19)
2.5 Parametrii procesului de destindere
Se adoptă Coeficientul politropic al destinderii:
Presiunea la sfârșitul destinderii:
(2.20)
Temperatura la sfârșitul destinderii:
(2.21)
2.6 Parametrii principali ai motorului
Se adopta Coeficientul de rotunjire a diagramei:
Randamentul mecanic:
Presiunea medie a ciclului teoretic: (2.22)
Randamentul indicat al motorului:
(2.23)
Presiunea medie efectivă:
(2.24)
Randamentul efectiv al motorului:
(2.25)
Consumul specific efectiv de combustibil:
(2.26)
2.7 Dimensiuni fundamentale ale motorului
Raportul cursă-alezaj:
(2.27)
Capacitatea cilindrică necesară:
(2.28)
Alezajul:
(2.29)
Cursa:
(2.30)
Viteza medie a pistonului:
(2.31)
Cilindreea totală a motorului:
(2.32)
Puterea litrică a motorului:
(2.33)
2.8 Trasarea diagramei indicate a motorului
Diagrama indicată are o importanță deosebită in procesul de proiectare a unui motor, ea reprezentând de fapt lucrul mecanic util produs de motor în timpul funcționării și fiind determinată de evoluția presiunii din cilindrul motorului pe durata celor patru timpi ai motorului (admisie-comprimare-destindere-evacuare) în funcție de volumul dizlocat de piston în timpul mișcării între cele două puncte moarte (p.m.s.-p.m.i.).
Prin urmare, se vor calcula:
Volumul la sfârșitul cursei de admisie:
(2.34)
Volumul la sfârșitul compresiei:
(2.35)
Cursa pistonului corespunzătoare unghiului de avans la aprindere:
(2.36)
Cursa pistonului corespunzătoare unghiului de avans la deschiderea evacuării:
(2.37)
Unghiul de avans la aprindere:
Unghiul de avans la evacuare:
Raportul raza manivelei si lungimea bielei:
În sistemul de coordonate p-V se vor plasa punctele a,c,z,b astfel:
-se plasează izocorele: si
-pentru trasarea prin puncte a politropelor de comprimare și de destindere se utilizeaza ecuațiile [1, pag. 226]:
politropa ac reprezintă procesul de comprimare și se trasează conform formulei:
(2.38)
politropa zb reprezintă procesul de destindere și se trasează pornind de la relația:
(2.39)
Cap. 3 Calculul cinematic și dinamic al motorului
3.1 Cinematica mecanismului bielă-manivelă
Analizele cinematice si 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 de 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 viteză 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 de rotație a arborelui cotit.
Se va considera, în calcule, că poziția inițială pentru măsurarea unghiului este poziția corespunzătoare pentru care pistonul este la distanța maximă de la axa arborelui cotit.
În construcția de automobile se întâlnesc soluții constructive cu mecanism bielă-manivelă de tip axat, când axa cilindrului intersectează axa arborelui cotit, și mecanism bielă-manivelă de tip dezaxat.
În cazul de față se va lucra cu un mecanism bielă-manivelă axat, conform figurii 3.1.
Pe schema principală a mecanismului bielă-manivelă s-au făcut următoarele notații:
– unghiul de rotație al manivelei la un
Fig. 3.1 Mecanismul bielă-manivelă moment dat, care se masoară de la axa cilindrului în sensul de rotație al arborelui cotit. (sensul acelor de ceasornic);
– unghiul de înclinare al axei bielei, în planul ei de oscilație, de o parte a axei cilindrului.
– viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit de tip axat
– cursa pistonului sau distanța între p.m.s. și p.m.i.
– raza manivelei sau distanța între axa arborelui cotit și axa fusului maneton.
– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei.
Pentru motoarele contemporane de automobile se folosesc limitele:
Se va adopta:
– lungimea bielei.
Stabilirea ecuațiilor de mișcare ale pistonului, [2]:
Spațiul parcurs de piston : este expresia obținută din geometria mecanismului bielă-manivelă, prin operații matematice specifice geometriei plane si trigonometriei.
(3.1)
Viteza pistonului : se obține prin derivarea ecuației spațiului parcurs de piston.
(3.2)
Se observă că viteza pistonului este compusă din două armonice:
– armonica de ordinul I (3.3)
– armonica de ordinul II (3.4)
Accelerația pistonului : este expresia derivatei de ordinul II al spațiului parcurs de piston sau a derivatei de ordinul I a vitezei pistonului:
(3.5)
De asemenea se observă două armonici care dau doua accelerații:
– accelerația de ordinul I (3.6)
– accelerația de ordinul II (3.7)
3.2 Dinamica mecanismului bielă-manivelă
Prin calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă se urmărește determinarea mărimii și caracterului variației sarcinilor care actionează asupra pieselor motorului. Cercetările în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcționare. De aceea se folosesc relații simplificate, obtinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit si la regim stabilizat.
Forțele care acționeaza in mecanismul bielă – manivelă
Asupra mecanismului bielã-manivelã, acționeazã forțele date de presiunea gazelor din cilindru si 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 alternativã de translație și forțe de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație.
Pentru calculul organelor mecanismului bielã-manivelã, al sarcinilor în lagãre, pentru cercetarea oscilațiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime și medii ale acestor forțe. De aceea mãrimile forțelor se vor determina pentru o serie de poziții succesive ale mecanismului, funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit.
Pentru determinarea forțelor din elementele mecanismului bielã-manivelã este recomandabil sã se înceapã cu determinarea forțelor care acționeazã dupã axa cilindrului , cercetând separat forțele de presiune a gazelor și forțele de inerție.
Fig. 3.2 Forțele și momentele care acționează în mecanismul bielă-manivelă
Forța de presiune a gazelor
Forța dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relația, [2]:
(3.8)
(3.9)
în care – aria suprafeței capului pistonului (3.10)
– presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată.
Forța de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului si poate fi considerată în axa bolțului de piston. Această forță este considerată pozitivă când este orientată spre axa arborelui cotit si negativă când este orientată invers.
Calculul valorilor forțelor Fg se face tabelar – tabelul 3.2 – și se construiește curba Fg = f(α).
Fig. 3.3 Presiunea gazelor în cilindru
Forțele de inerție
Forțele de inerție 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 generalã:
(3.11)
în care – masa elementelor în mișcare, [kg];
a – accelerația maselor, [m/s2].
În funcție de felul mișcării elementelor mecanismului motor distingem următoarele tipuri de forțe de inerție:
Forțele de inerție produse de masele elementelor aflate în mișcare de translație (Fj);
Forțele de inerție produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mișcare de rotație (Fr).
Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație
Aceste forțe se determină prin multiplicarea acestor mase (mj), considerate in axa bolțului de piston, cu accelerația pistonului, adică:
(3.12)
Masele aflate în mișcare de translație sunt constituite din masa pistonului asamblat (mp), care cuprinde masa pistonului, segmenților, bolțului și siguranțelor acestuia și o parte din masa bielei (), care se consideră concentrată în axa piciorului acesteia. Astfel:
(3.13)
Întreaga masa a bielei se consideră aproximativ concentrată în cele două axe în care este articulată, respectiv în axa piciorului bielei () și în axa capului bielei ().
Prima componentă este luată în calcul la determinarea forței de inerție Fj, iar a doua componentă se adaugă maselor rotitoare ale manivelei.
Din documentația de specialitate se vor adopta următoarele mase specifice:
(3.14)
(3.15)
Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule repartizarea masei bielei pe cele două componente se află în limitele următoare:
(3.16)
Forța de inerție Fj se poate exprimă ținând seama de expresia generalizată a accelerației pistonului:
(3.17)
Se observă apariția în expresia forței de inerție a maselor în mișcare de translație a două armonici:
(3.18)
Această problemă este foarte importantă în studiul echilibrării motoarelor. Din acest punct de vedere se desprind următoarele concluzii:
– componentă care se echilibrează parțial cu ajutorul contragreutăților amplasate pe arbore;
– componentă care nu se poate echilibra cu contragreutăți deoarece prezintă o viteză de rotație dublă față de cea a arborelui cotit, însă se pot echilibra total cu contragreutăți plasate pe arbori suplimentari care se rotesc cu viteza unghiulară dublă față de arborele cotit.
Forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație
Masele din mecanismul motor care dau forțe de inerție în mișcare de rotație sunt:
masa bielei concentrată în axa capului bielei ();
masa fusului maneton ();
masa neechilibrată a brațului, care va fi redusă la distanța r.
Expresia forței de inerție a maselor în mișcare de rotație este:
(3.19)
unde: – masa elementelor în mișcare de rotație.
(3.20)
Observație : Forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație nu prezintă un pericol pentru echilibrarea motorului întrucât ele se echilibrează total cu ajutorul unor contragreutăți plasate pe arborele cotit al motorului.
Forțele rezultante din mecanismul motor și momentul motorului monocilindric
Conform figurii 3.2 vom întâlni următoarele forțe, [2]:
Forța sumară care acționează de-a lungul axei cilindrului și este egală cu suma algebrică a forței create de presiunea gazelor Fg și forța de inerție a maselor în mișcare de translație Fj.
(3.21)
Forța F aplicată în axa bolțului se descompune în două componente, [2]:
Componenta normala N ( de sprijin ) după axa cilindrului – această forță strivește pelicula de ulei. Această componentă dă naștere unui moment care tinde să rotească blocul motor în jurul arborelui cotit în sens invers față de sensul de rotație al acestuia, moment ce se transmite la punctele de fixare a motorului pe șasiu.
Momentul dat de forța N este egal ca valoare absolută cu momentul dezvoltat de forțele active pe manivela arborelui cotit.
Din punct de vedere a convenției de semn, forța N este considerată pozitivă atunci când tinde să rotească mecanismul invers sensului de rotație.
(3.22)
(3.23)
Forța din lungul bielei S, care este un vector alunecător.
(3.24)
Această forță se transmite fusului maneton și se consideră pozitivă când comprimă biela, și negativă atunci când solicită biela la întindere.
Forța S, fiind un vector alunecător, este transpusă în axa fusului maneton și se descompune în două componente, [2]:
Componenta radială Z, considerată pozitivă atunci când acționează spre axa arborelui cotit.
(3.25)
Componenta tangențială T, care se va considera pozitivă atunci când este orientată în sensul de rotație al arborelui cotit.
(3.26)
Observație: Singura forță care furnizează moment este forța T. Momentul motor va fi dat, prin urmare, de forța T.
Momentul monocilindrului:
(3.27)
Stelajul motorului. Decalajul funcționării cilindrilor. Ordinea de aprindere. Momentul total al motorului
Stelajul poate fi definit ca fiind decalajul geometric al brațelor arborelui cotit. Forma stelajului se alege în funcție de următoarele elemente importante:
ordinea de funcționare a cilindrilor să nu determine apariția exploziilor în doi cilindrii apropiați;
să asigure un echilibraj natural al forțelor și momentelor de inerție pe grupe de câte doi cilindrii.
Această împrejurare conduce la apariția arborilor cotiți simetrici față de palierul central (arbori în oglindă).
Ordinea de aprindere este ordinea în care apare fenomenul de ardere la cilindrii motorului. Se va stabili următoarea ordine de aprindere pentru motorul considerat: 1 – 3 – 4 – 2.
Fig. 3.4 Schema arborelui cotit
Decalajul funcționării cilindrilor este unghiul măsurat în care marchează începutul ciclului între cilindrii succesivi în funcționare.
În cazul de față, unghiul de decalaj va fi:
(3.28)
Pentru a se putea stabili care este momentul rezultat la un unghi oarecare de rotație a arborelui cotit din toți cilindrii motorului, va trebui să se stabilească diagrama de funcționare a motorului.
Tabelul 3.4 Diagrama de funcționare a motorului
Forțele care acționează asupra fusului maneton și palier. Desfașurata forțelor pe fusul maneton și palier.
O observație foarte importantă este aceea că masa fusului maneton și masa brațelor nu solicită fusul maneton.
Asupra manetonului acționeaza forțele T și Z și mai acționează și forța de inerție din masa bielei:
(3.29)
Rezultanta forțelor care acționează asupra fusului maneton are expresia:
(3.30)
Rezultanta forțelor care acționează asupra fusului palier are expresia:
(3.31)
Fig. 3.5 Forțele din fusul maneton
Fig. 3.6 Forțele ce acționează în fusurile arborelui cotit
(3.32)
(3.33)
Diagramele de uzură ale fusurilor maneton și palier
Se va porni de la ipoteza că uzura este proporțională cu forțele care acționează asupra fusului. La construcția diagramelor, convențional, se consideră că forțele care solicită la un moment dat fusul se distribuie pe suprafața lui la 60°, de ambele părți ale punctului de aplicație.
Pentru construirea diagramei se trasează un cerc care reprezintă secțiunea fusului.
Către periferia acestui cerc sunt aduse valorile Rm și Rp luate din diagramele polare.
Pe rând, de la direcția fiecărei forțe, la 60°, în ambele părți, se duc în interiorul cercului fâșii circulare a căror înălțime este proporțională cu mărimea forței.
În mod treptat, suprafața acumulată reprezintă însăși diagrama.
Din construcția acestei diagrame se trag concluzii privind zona celor mai mici presiuni exercitate pe fus, zonă care va constitui locul exact al găurii pentru ungere din fus.
Fig. 3.7 Construcția diagramei de uzură
Cap. 4 Calculul principalelor piese ale motorului
4.1 Prezentare generală a motoarelor cu aprindere prin comprimare
Schematic, un motor cu ardere interna în patru timpi este arătat in figura 4.1. Principalele elemente componenete sunt: cilindrul, în care se deplaseaza pistonul, chiulasa care închide ca un capac spațiul format între ea și capul pistonului, spațiu numit camera de ardere, unde are loc procesul de ardere a combustibilului.
În acest spațiu, amestecul carburant (amestec de aer și combustibil) pătrunde prin supapa de admisie.
Pentru o mai bună etanșare a camerei de ardere, pistoanele sunt prevăzute cu inele de etanșare, numite segmenți. Gazele ce rezultă din arderea combustibilului sunt evacuate prin supapa de evacuare. Deschiderea și închiderea supapelor este comandata de mecanismul de distribuție al motorului. De piston este fixată biela, care este articulată cu un capăt de arborele cotit al motorului, iar cu celălalt capăt de piston, prin intermediul bolțului.
Arborele cotit are o serie de coturi, denumite manivele. Capătul bielei fixat de manivela execută o mișcare circulară, obținându-se astfel transformarea mișcării liniare a pistonului în mișcare circulară a arborelui cotit. Carterul închide motorul la partea inferioară, conținând în același timp și baia de ulei. Punctul mort exterior și punctul mort interior sunt cele două poziții extreme ale pistonului în mișcarea sa de “du-te-vino” din cilindru.
La punctul mort interior pistonul ocupă poziția cea mai apropiată de chiulasă.
La punctul mort exterior pistonul ocupă poziția cea mai indepartată de chiulasă. Cursa pistonului reprezintă distanța parcursă de piston între cele două puncte moarte.
Capacitatea cilindrica (cilindreea) este spațiul generat de piston în deplasarea lui între cele două puncte moarte. Se măsoară în litri sau centimetri cubi.
4.2 Principii de proiectare a blocului motor răcit cu lichid
Din punct de vedere structural blocul motorului îndeplinește rolul de schelet al acestuia, 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.
Soluția constructivă aleasă în proiectare este aceea a blocului motor răcit cu lichid (cu cămăși umede).
Fig. 4.1 Blocul motor
La motoarele răcite cu lichid cilindrii sunt grupați în blocul cilindrilor care împreună cu carterul se constituie într-o singură piesă (fig.4.1).
Construcțiile cu blocul cilindrilor și carterul ca piese separate sunt utilizate numai la motoare de mare putere. Asamblarea în acest caz se realizează cu șuruburi lungi, care asigură montajul chiulasei cu blocul și carterul.
Blocul motorului poate fi proiectat cu cilindri nedemontabili, soluție la care cilindri și blocul se constituie într-o piesă unică și cu cilindri demontabili, când cilindrii se constituie în piese separate care se montează în bloc.
Blocul motorului cu cilindrii nedemontabili are costul de fabricație și de montaj mai redus, în schimb este mai complicat constructiv. În plus soluția determină apariția de tensiuni interne după turnare datorită duratelor și vitezelor inegale de răcire a pereților exteriori și interiori, de asemenea în timpul funcționării apar tensiuni termice mai mari datorită gradientului de temperatură axial și radial. Blocul cu cilindri nedemontabili se utilizează la motoarele de autoturisme și autovehicule ușoare.
Blocul cu cilindri demontabili prezintă o serie de avantaje față de blocul cu cilindri nedemontabili dintre care cele mai importante sunt: confecționarea cilindrilor din materiale cu calități superioare de rezistență la uzură; simplificarea turnării blocului motor; menținerea blocului în cazul uzurii sau defectării unuia din cilindri; reducerea tensiunilor termice ale cilindrului; se ușurează remedierea în cazul uzurii cilindrilor în exploatare.
Datorită faptului că blocul motorului este o piesă complicată și supusă la solicitări statice și dinamice este dificil de realizat un calcul exact prin metode tradiționale.
Dezvoltarea programelor de calculator cu element finit permite analiza solicitărilor și optimizarea soluției constructive a blocului motor încă din faza de proiectare.
4.3 Cilindrii motorului
4.3.1 Principii de proiectare ale cilindrilor motorului
La motorul răcit cu lichid se disting trei soluții constructive de cilindri: cilindru prelucrat direct în bloc, cu cămașă umedă și cu cămașă uscată.
Soluția cilindrului prelucrat direct în bloc se aplică în general motoarelor de autoturism și necesită utilizarea pentru turnarea blocului de fonte care să corespundă cerințelor impuse de siguranța de funcționare.
Cămașa este de tipul umed când este spălată la exterior de lichidul de răcire. Ea este demontabilă și se utilizează la motoarele cu aprindere prin scânteie și motoare cu aprindere prin comprimare de putere medie și mare.
În funcție de modul de fixare și de etanșare a cămășii de lichid de răcire se deosebesc următoarele soluții constructive:
cămașă cu umăr de sprijin la partea superioară;
cămașă cu umăr de sprijin la partea inferioară;
cămașă cu umăr de sprijin amplasat la (1/3…1/2)D de partea superioară.
La cămașa cu umăr de sprinjin la partea superioară pentru asigurarea stabilității și păstrării formei geometrice în timpul funcționării se prevăd două brâuri de ghidaj; la partea superioară și la partea inferioară. La această soluție etanșarea se realizează cu inele din cauciuc.
Fig. 4.3 Cămașă de cilindru uscată [C. Cofaru]
a) presată în bloc; b) liberă cu sprijin la partea superioară;
c)liberă cu sprijin la partea inferioară
Cămașa uscată nu este în contact direct cu lichidul de răcire. Soluția se aplică la motoarele cu aprindere prin comprimare cu diametrul alezajului până la 125 [mm]. Cămășile uscate pot fi montate prin presare în bloc sau liber. Cămășile uscate presate în bloc au o construcție simplă având forma unei bucșe cu grosimea peretelui de 2…4 [mm]
4.3.2 Calculul cilindrului cu cămașă uscată
Un caz aparte îl reprezintă cămașa uscată montată presat deoarece trebuie să se obțină o interferență a dimensiunilor exterioare ale cămășii și interioare ale cilindrului din bloc pentru a se obține o presiune de strângere între cilindru și bloc, p = 4…5 [N/mm2].
La montajul cu strângere se produc pe suprafețele de contact dintre cilindru și bloc, deformații. Deformația sumară produsă de presiunea (p) de strângere poate fi redată prin expresia:
unde: Eb, Ec – module de elasticitate ale materialului blocului motor și cămășii de cilindru;
b, c – coeficienții lui Poisson.
La cămașa uscată se adoptă o grosime de perete de 1,5…3,5 [mm].
Pentru a se realiza strângerea adoptată, diametrul exterior al cămășii cilindrului se calculează cu
Fig 4.4 Tensiunile care apar la montarea camasii uscate presate[C. Cofaru]
relația: [mm]
Diametrul exterior al cămășii din bloc se determină din posibilitățile tehnologice de turnare a grosimii pereților. Tensiunile care apar în pereții blocului și ai cămășii sub influența presiunii de strângere și presiunii gazelor se calculează separat:
Tensiunile care apar datorită presiunii de strângere
Pentru cămașa cilindrului la interior si exterior
[N/mm2]
[N/mm2]
Pentru cilindrul din bloc la interior si exterior:
[N/mm2]
[N/mm2]
Pe baza teoriei tensiunii tangențiale maxime se calculează tensiunea maximă pe suprafața interioară a cilindrului unde se întâlnesc valori superioare:
[N/mm2]
Tensiunile care apar datorita presiunii gazelor:
La interiorul camasii:
[N/mm2]
La suprafata de separatie dintre exteriorul camasii si suprafata interioara a cilindrului din bloc:
[N/mm2]
La exteriorul cilindrului din bloc:
[N/mm2]
În figura 4.4. curbele din poziția a, reprezintă tensiunile produse de presiunea p, cele din b,c reprezintă tensiunile produse în cămașa cilindrului respectiv cele din bloc. Poziția d reprezintă însumarea tuturor tensiunilor.
4.4 Pistonul
4.4.1 Principii de proiectare a pistoanelor motorului
Funcțiile pistonului
Pistonul este reperul mecanismului motor, care îndeplinește următoarele funcții:
transmite bielei, prin intermediul bolțului, forța de presiune a gazelor;
transmite cilindrului reacțiunea normală, produsă de bielă;
etanșează, împreună cu segmenții, camera de ardere;
evacuează o parte din căldura degajată în procesul de ardere;
contribuie la dirijarea gazelor în cilindru;
în cazul motorului cu aprindere prin compresie, poate influența favorabil randamentul arderii prin participarea sa la procesul de formare a amestecului;
conține, parțial sau integral, camera de ardere;
împreună cu segmenții și peretele cilindrului controlează grosimea filmului de ulei și deci consumul de ulei.
Dimensiunile principale ale pistonului
Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmtătoarele elemente funcționale (fig. 4.5). Pistonul, segmenții, bolțul, biela, cilindrul și arborele cotit formează mecanismul motor (fig. 4.6).
Fig. 4.5 Părțile componente ale pistonului:
– camera de ardere (1);
– capul (2);
– bosajele pentru bolț (3); Fig. 4.6 Elementele dimensionate
– fusta (4); ale mecanismului motor
– inserțiile din oțel sau fontă (5);
– bolțul (6);
– siguranțele bolțului (7);
– segmenții (8).
Capul pistonului
Partea pistonului, care vine în contact cu gazele fierbinți sub presiune, în timpul funcționării motorului, este capul acestuia. Profilul lui depinde de tipul motorului, de dispunerea supapelor și de arhitectura camerei de ardere.
a)
Fig 4.7 Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin compresie:
a) -injecție indirectă;
b,c,d) -injecție directă – formarea în volum a amestecului;
Pistoanele motoarelor cu aprindere prin compresie, cu injecție indirectă, au în cap o degajare (fig.4.7,a) al cărui volum reprezintă 20…30% din cel al camerei de ardere.
La motoarele cu injecție directă capul este prevăzut cu o degajare, ce poate avea diferite forme (fig.4.7,b,c,d), în funcție de particularitățile procedeului de formare a amestecului.
La motoarele cu aprindere prin compresie, puternic solicitate termic, în capul pistonului se prevede o inserție de fontă cenușie sau austenitică cu coeficient de dilatare apropiat de cel al aluminiului (fig.4.7,a,b,c,d).
Zona port-segmenți
Durabilitatea, siguranța în funcționare și economicitatea unui motor sunt influențate de performanțele ansamblului piston-segmenți.
Necesitatea de reducere a volumului constructiv al motorului și creșterea puterii, prin majorarea turației, au impus pistoanele mai scurte și mai ușoare. Acestea sunt capabile să asigure:
jocuri mici între piston și cilindru;
diminuarea cantității de gaze scăpate în carter;
ungerea satisfăcătoare a suprafețelor în mișcare relativă și un consum redus de ulei;
rezistențe ridicate la solicitările mecanice și termice.
La reducerea înălțimii constructive a pistonului, trebuie avut în vedere faptul că temperatura în zona canalului segmentului nu poate depăși 480 [K], când se folosesc uleiuri normale, și 510 [K] când se utilizează uleiuri înalt aditivate.
Lungimea zonei port-segmenți este determinată de numărul segmenților necesari pentru a asigura o bună etanșare a camerei de ardere și un consum redus de ulei. Opinia specialiștilor este aceea că exigențele funcționale pot fi asigurate de trei segmenți (doi de compresie și unul de ungere).
Pentru a împiedica orientarea fluxului de căldură, de la capul pistonului către primul segment, canalul segmentului de foc se plasează sub nivelul fundului pistonului. În același scop, se racordează larg, la interior, regiunea port-segment cu fundul pistonului.
Deoarece materialul din dreptul canalului primului segment își pierde mai ușor duritatea și suportă atacul agenților corosivi, o soluție eficientă de protejare a lui este cea a utilizării unei inserții de fontă, de forma unui inel, sau a unui disc inelar din oțel.
Evaluarea temperaturii inserției port-segment din fontă austenitică, și a regiunii imediat învecinate din piston, arată că aceasta, în zona canalului segmentului, este cu aproximativ 10 [K] mai redusă ca cea a materialului de bază.
Suprafața frontală a inelului port-segment este retrasă față de cea a pistonului, pentru a evita contactul acestuia cu peretele cilindrului și din condiții tehnice de prelucrare. Pentru diminuarea scăpării de gaze muchia inferioară a canalului trebuie executată ascuțit.
O altă soluție pentru reducerea gazelor scăpate este aceea a micșorării jocului funcțional în zona segmenților. Astfel, prin diminuarea jocului de la 0,35 [mm] la 0,30 [mm] cantitatea de gaze scăpate poate fi redusă cu aproximativ 30%.
Bosajele pentru bolț
Datorită înălțimii mici de compresie și cavității camerei de ardere pistoanele motoarelor de autovehicule au spațiul interior redus. Astfel, distanța dintre bolț și fundul pistonului, denumită și lungime de dilatare, este prea mică pentru a permite execuția unui bosaj elastic, care să se sprijine prin nervuri, deoarece razele de racordare devin prea mici, iar concentratorii de tensiuni mari.
De aceea, pistoanele motoarelor pentru autovehicule se execută cu bosaje cu sprijin masiv. Sprijinul masiv asigură o rigiditate înaltă și evită deformarea sub acționarea forțelor de presiune a gazelor.
Pentru diminuarea deformațiilor pistonului, se caută soluții care să permită realizarea unei distanțe cât mai mici între bosaje. La bolț se poate obține o îmbunătățire prin mărirea diametrului său exterior. Majorarea diametrului bolțului nu este întotdeauna posibilă. În acest caz, realizarea unei biele cu piciorul teșit și a unui bosaj trapezoidal, reprezintă o soluție interesantă și de efect. Prin această construcție se măresc suprafețele portante ale lagărelor și se reduce încovoierea bolțului.
Fusta pistonului
Fusta pistonului are rolul de a transmite eforturile rezultante din mecanismul bielă-manivelă, către punctele cilindrului.
Calitatea de ghidare a pistonului, prin intermediul fustei, este un element determinant pentru următorii factori: fiabilitate; consum de ulei; reducerea zgomotului;
Ghidarea pistonului cu ajutorul fustei, este funcție de: jocul dintre piston și cilindru și temperatura de funcționare; profilul fustei; materialul pistonului; poziția axelor; forma cilindrului.
Forța normală este transmisă cilindrului numai de o parte a suprafeței mantalei pistonului (b=90…1000). De aceea, pentru reducerea masei pistonului se degajă zona corespunzătoare unghiului complementar după direcția axei bolțului.
Lungimea mantalei trebuie să fie suficientă pentru a asigura un bun ghidaj, presiuni laterale reduse (0,4…0,6 [Mpa]) și limita de basculare. Pe de altă parte, ea nu trebuie să fie exagerat de mare, pentru a nu mări, în mod inutil, înălțimea motorului.
Datorită dilatării termice, a acțiunii forțelor de presiune a gazelor și normală, pistonul se deformează eliptic în acțiune transversală (axa mare după direcția bolțului). Pentru a compensa această deformare, pistonul se execută sub formă eliptică, în acțiune transversală, cu axa mare a elipsei normală pe cea a alezajului pentru bolț.
Cerința de a realiza jocuri mici (0,08…0,10 [mm]), la montaj, între piston și cilindru poate fi satisfăcută prin introducerea în regiunea bosajelor pistonului a unor plăcuțe de invar (oțel aliat cu mult nichel) sau oțel de calitate. Inserția de invar sau oțel și aliajul de aluminiu lucrează ca o lamă bimetalică, astfel încât, prin încălzire, sistemul se curbează foarte puțin în sensul evazării. Pistoanele astfel obținute se numesc autotermice.
Efectele termice asupra pistonului
Temperatura capului pistonului este influențată și de tipul aspirației. Astfel, creșterea presiuni medii efective, de la 0,84 [MPa] la 1,43 [MPa], prin supraalimentare fără răcire intermediară, atrage după sine majorarea temperaturii muchiei camerei de ardere cu 80 [K] și cu 45 [K] în zona canalului primului segment de compresie. Dacă aerul de supraalimentare este supus unei răciri intermediare, de la 475 [K] la 380 [K], aceste creșteri de temperatură pot fi reduse la 43 [K] în zona muchiei și la 27[K] în regiunea învecinată cu segmentul de foc.
Evacuarea căldurii din zona capului pistonului se poate realiza pe mai multe căi. Cea mai simplă este aceea care asigură răcirea forțată a capului pistonului prin proiectarea unor jeturi de ulei în fundul lui. Uleiul necesar răcirii poate fi dirijat printr-o duză montată în piciorul bielei sau printr-un pulverizator plasat în apropierea rampei centrale de ungere. Soluția este aplicabilă la pistoanele motoarelor cu putere specifică de 30…40 [kW/dm2]. Ea asigură reducerea temperaturii la marginea camerei de ardere cu 3…5 [K] în zona atinsă de jetul de ulei cu 10…14 [K], iar în partea opusă jetului de ulei cu 3…7 [K].
Un grad mai înalt de răcire se realizează dacă se practică în capul pistonului un canal de formă circulată (obținut cu ajutorul: miezurilor confecționate din amestecuri de săruri solubile în apă sau spumă de grafit ce poate fi arsă; locașului din tablă de oțel, care se include în capul pistonului; prelucrării prin strunjire și sudării cu fascicul de electroni), prin care circulă uleiul sub presiune.
Poziția canalului de răcire influențează și ea temperatura capului pistonului .Astfel, prin plasarea, în raport cu poziția de referință, cu 12 [mm] mai sus a canalului de răcire, se pot obține temperaturi mai joase cu 15…25 [K], la marginea camerei de ardere, și cu 3…10 [K] în zona canalului segmentului de foc, în condițiile majorării, cu 3…8 [K], a temperaturii uleiului evacuat.
Temperatura capului pistonului este influențată și de debitul uleiului circulat prin canalul de răcire. Pe de altă parte, temperatura capului pistonului este determinată și de diametrul duzei pulverizatorului.
Materiale pentru pistoane
O altă soluție eficientă pentru evacuarea căldurii din piston este cea a utilizării unor materiale cu conductibilitate termică ridicată. Față de condițiile de funcționare ale pistonului, aliajele de aluminiu sunt cele mai satisfăcătoare. Totuși ele prezintă dezavantajul, în comparație cu fonta, că au rezistența mecanică mai mică, coeficientul de dilatare mai ridicat și costul mai mare.
Aliajul de aluminiu pentru pistoane reprezintă o combinare judicioasă a elementelor de aliere principale (Si, Cu, Mg, Ni) cu elementele de aliere secundare (Fe, Ti, Mu, Zu), în vederea obținerii unui material care să satisfacă condițiile impuse. Siliciul, cuprul și magneziul majorează rezistența la tracțiune a aliajului și reduc alungirea, iar nichelul mărește rezistența la temperatură. Fierul formează cu aluminiul cristale dure rezistente la uzură, iar titanul determină o cristalizare fină a aliajului. Manganul și zincul apar ca impurități.
După conținutul elementului de aliere de bază, aliajele de aluminiu pentru pistoane se împart în două grupe: aliaje pe bază de siliciu (Al-Si-Mg-Ni- silumin) și aliaje pe bază de cupru (Al-Cu-Ni-Mg- aliaje y). Dintre aliajele pe bază de siliciu, pentru pistoane se utilizează cele eutectice și hipereutectice. Principalele caracteristici ale aliajelor de aluminiu pentru pistoane sunt date în tabelul 4.1.
Aliajele pe bază de siliciu posedă coeficient de dilatare termică redus, care se micșorează pe măsura creșterii conținutului de siliciu. Aliajele hipereutectice corespund cel mai bine cerinței de a avea un coeficient de dilatare cât mai apropiat de cel al cilindrului. Datorită acestui fapt jocurile la rece pot fi mai mici, din care cauză uzurile, îndeosebi ale segmenților și ale canalelor, vor fi mai reduse. Majoritatea constructorilor utilizează aliaje eutectice datorită dilatării reduse a acestora și calităților bune în ceea ce privește frecarea. Totodată aliajele eutectice sunt mai puțin sensibile la formarea fisurilor.
Aliajele pe bază de cupru au coeficientul de dilatare cel mai mare, din care cauză pistoanele se prevăd cu jocuri mărite, ceea ce favorizează intensificarea uzurilor grupului piston-segmenți-cilindru. Datorită proprietăților mecanice ridicate, aliajele pe bază de cupru se utilizează pentru execuția pistoanelor pentru motoarele cu aprindre prin compresie.
Pistoanele din fontă se întâlnesc mai rar în construcția motoarelor de automobile. Ele au pereți mai subțiri și masa apropiată de cea a pistoanelor din aliaje de aluminiu. Se fabrică prin turnare în nisip. Cele din aliaje de aluminiu se obțin prin turnare în cochile sau prin matrițare. Constructorii de pistoane și-au intensificat cercetările în direcția găsirii unor noi materiale pentru pistoane, cu calități tehnico-economice superioare. Astfel, ei studiază în prezent posibilitățile de fabricare a pistoanelor din pulberi sinterizate.
Pentru sporirea durabilității pistoanelor, suprafața exterioară se acoperă cu straturi protectoare, care au calitatea de a mări aderența uleiului la metal și de a îmbunătăți calitățile antifricțiune. În acest sens pistonul se acoperă cu un strat de 5…30 [mm] de staniu, plumb, grafit, sau oxizi de aluminiu (eloxare).
Tabelul 4.1 Principalele caracteristici ale aliajelor de aluminiu pentru pistoane
4.4.2 Calculul pistonului
Calculul de rezistență al pistonului se face după stabilirea principalelor sale dimensiuni pe baza datelor statistice ale motoarelor existente și care s-au comportat bine în exploatare. Dimensiunile principale se adoptă pe baza datelor statistice (tabelul 4.2).
Tabelul 4.2
Conform tabelului 4.2 se aleg urmatoarele dimensiuni ale pistonului:
(4.7)
Fig. 4.8 Elemente de calcul ale pistonului
Verificarea capului pistonului
Capul pistonului se verifică la rezistență ca o placă circulară încastrată pe contur și încărcată cu o sarcină uniform distribuită. Solicitarea capului pistonului e dată de formula:
(4.8)
– tensiunea admisibilă la forfecare.
Determinarea diametrului pistonului la montaj
Diametrul pistonului la montaj se determina in asa fel incit sa asigure jocul la cald necesar functionarii normale.
pentru aliaje din aluminiu:
pentru fonta:
pentru racirea cu apă:
T=370 [K] – temperatura cilindrului;
T=200 [K] – temperatura pistonului;
T=288 [K] – temperatura mediului ambiant.
jocul pistonului la partea superioară:
jocul pistonului la partea inferioară: (4.9)
(4.10)
Calculul zonei port-segmenți
Valorile eforturilor unitare se calculează astfel:
(4.11)
(4.12)
(4.13)
(4.14)
(4.15)
în care: – presiunea medie efectivă;
– distanța de la fundul pistonului la gen. alezajului bolțului;
– distanța dintre planul ce delimitează ZPS si gen. bolțului.
Calculul mantalei pistonului
Presiunea specifică pe mantaua pistonului este:
(4.16)
în care: – aria suprafeței pistonului;
– reacțiunea normală pe cilindru.
La motoarele de autoturisme
Grosimea peretelui mantalei, respectiv diametrele interioare se determină astfel:
(4.17)
(4.18)
în care: – distanța de la partea inferioară a pistonului la axa bolțului;
– distanța de la partea inferioară a pistonului în planul în care se calculează grosimea mantalei.
Verificarea secțiunii slăbite
Pistonul se verifică la compresiune în secțiunea x-x, deoarece forma constructivă, cu găuri în dreptul segmentului de ungere, duce la slăbirea acestei secțiuni.
(4.19)
în care: – diametrul pistonului în zona segmentului de ungere;
– suprafața pistonului în zona seg. de ungere.
Efortul unitar admisibil la compresie este:
Fig. 4.9 Grosimea peretelui mantalei
Calculul jocurilor segmenților în canal
Grosimea segmentului
(4.20)
în care: – efortul unitar admisibil;
– constanta;
Distanța dintre segment și umărul pistonului
pentru segmentul de foc:
(4.21)
pentru segmentul de compresie:
(4.22)
pentru segmentul de ungere:
(4.23)
4.5 Segmenții
Principii de proiectare
Segmenții 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 împiedică 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.
Soluțiile care se adoptă la proiectarea segmentului trebuie să țină seama de cerințele impuse de siguranța în funcționare, durabilitate, eficiența etanșării și prețul de cost.
Eficiența etanșării realizate de segment depinde de presiunea medie elastică (pe) aplicată de acesta pe oglinda cilindrului în corelație cu presiunea gazelor din spatele segmentului. Elasticitatea segmentului se opune tendinței de întrerupere a contactului provocată de deformările de montaj, termice, de uzura suferită de cilindru. Segmentul exercită presiunea pe pe oglinda cilindrului numai dacă este liber în canal, pentru a putea urmări deformațiile cilindrului.
La motoarele de turație ridicată datorită presiunii radiale mici a gazelor și vibrației trebuie să se asigure segmentului presiuni medii elastice mărite.
Mărirea presiunii medii elastice a segmenților diminuează pulsația acestora și mărește coeficientul de transfer de căldură spre cămașa cilindrului. Valori prea ridicate ale presiunii pot provoca uzuri importante ale segmentului și cămășii.
La proiectarea segmentului trebuie să se adopte o grosime radială de valoare redusă pentru a micșora masa acestuia. Dacă nu se pot utiliza materiale cu calități elastice superioare, se vor adopta segmenți cu grosimi radiale mărite, ceea ce facilitează evacuarea căldurii de la pistoane la cilindri și elimină vibrațiile radiale. Mărirea grosimii radiale conduce la creșterea tensiunilor de încovoiere în secțiune, de aceea se impune utilizarea unor materiale cu rezistența admisibilă la încovoiere ridicată.
Adoptarea grosimii axiale a segmentului trebuie să țină seama de o serie de factori. Astfel, pentru a realiza o bună răcire a pistonului, segmentul trebuie să aibă o grosime axială cât mai mare. La motoarele de turație ridicată creșterea grosimii axiale determină creșterea zonei portsegmenți a pistonului, cu efecte negative asupra masei inerțiale ale acestuia, în plus crește și masa segmentului și acesta intră ușor în pulsație și vibrație.
De aceea se recomandă reducerea grosimii axiale a segmentului odată cu creșterea turației motorului (fig. 4.10).
Fig. 4.10 Evoluția grosimii axiale funcție de turația motorului
Până la un alezaj de 90 [mm] se recomandă funcție de turația motorului a trei clase de segmenți cu grosimi axiale b= 1,5; 2,0; 2,5 [mm]. Pentru alezaje cuprinse între 90…200 [mm] se confecționează segmenți cu grosimi axiale b= 2…4 [mm].
Fig. 4.11 Forme constructive de segmenți
Numărul de segmenți poate fi mărit când se urmărește reducerea nivelului termic al pistonului. Rolul principal în etanșarea camerei de ardere o are primul segment (fig. 4.12), ceilalți segmenți având o eficiență mai redusă. Se apreciază că se realizează o etanșare optimă dacă presiunea gazelor după ultimul segement este de 3…4% din presiunea gazelor din camera de ardere, iar volumul de gaze scăpate spre carter este cuprins între 0,2…1,0% din volumul încărcăturii proaspete admise în cilindrul motorului.
La motoarele cu aprindere prin scânteie este suficient un singur segment de ungere care se plasează la partea inferioară a regiunii portsegment, asemenea soluție se aplică și la motoarele cu aprindere prin comprimare de turație ridicată. În cazul M.A.C. de cilindree mare deoarece jocul între piston și cilindru este mare, se folosesc doi segmenți de ungere, dintre care unul la partea inferioară a mantalei.
În ceea ce privește forma constructivă în prezent există o mare varietate de tipuri (fig.4.11). Segmentul cel mai simplu este cel cu secțiunea dreptunghiulară (P01). Muchiile ascuțite ale segmentului curăță pelicula de ulei, iar perioada de rodaj este mare deoarece segmentul se aplică pe cămașa cilindrului cu toată grosimea axială. Primul dezavantaj se înlătură prin racordarea muchiilor segmentului; al doilea dezavantaj se înlătură dezvoltând o presiune specifică mai mare pe suprafața laterală. În acest scop se micșorează înălțimea de reazem a segmentului pe cilindru. Pentru a reduce înălțimea segmentului o primă soluție constă în înclinarea suprafeței laterale cu un unghi de 25'…45' (T01…B73). În același scop se prevede pe suprafața laterală o porțiune cilindrică de 0,4…0,8 [mm] și una înclinată cu 2…10o (P22, P23, P24, T23, T24). Deschiderea unghiului este îndreptată totdeauna spre chiulasă pentru a reduce consumul de ulei. Pentru a se asigura o bună curățire a uleiului se realizează segmenți cu degajări de (0,25…0,30)b pe suprafața laterală (P20, P21, P23, P24, T20, T23, T24).
Fig. 4.12 Schema acțiunii de etanșare a segmenților
Realizând teșirea ambelor muchii ale segmentului se reduce înălțimea de reazem și se creează efectul de pană la deplasarea segmentului în ambele sensuri; forma optimă fiind dată de segmentul bombat (B01…B73). Segmenții cu secțiune nesimetrică (P10, P11, P12, P30, P32, P60, T10, T11, T30, B10, B11, B12) se numesc segmenți de torsiune sau de răsucire.
Ca segmenți de ungere se vor folosi segmenți cu expandor (050…082). Expandorul este un element elastic care se montează în spatele segmentului în canal. Expandorul contribuie la sporirea și uniformizarea presiunii elastice aplicate de segment pe oglinda cilindrului (pe=0,55…1,10 [N/mm2] expandor arc spiral). Principalele particularități constructive sunt prezentate în figura 4.14.
Fig. 4.13 Particularități constructive ele segmenților de ungere
Materialul pentru segmenți trebuie să posede următoarele proprietăți: 1) calități bune de alunecare; 2) duritate ridicată; 3) rezistență la coroziune; 4) rezistență mecanică ridicată la temperaturi ridicate; 5) modul de elasticitate superior la temperaturi mari; 6) calități bune adaptabilitate la forma cilindrului.
Fig. 4.14 Dimensiunile segmentului și canalului din piston
4.6 Bolțul
4.6.1 Principii de proiectare
Proiectarea bolțului trebuie să satisfacă cerințele privind obținerea unei mase cât mai reduse și o rigiditate suficientă pentru funcționarea mecanismului motor. Se adoptă forma tubulară în diferite variante (fig. 4.16) funcție de tipul motorului și felul îmbinării cu biela și pistonul.
La motoarele de turație ridicată pentru a se reduce valorile forței de inerție se adoptă o grosime minimă a pereților (2…5 [mm]). La MAC datorită turațiilor mai scăzute și presiunii din cilindri mai ridicată se adoptă o grosime mai mare a peretelului bolțului (8…13[mm]). Bolțul cu secțiune constantă (a) este soluția tehnologică simplă și aplicabilitatea cea mai largă. Pentru a se mări rigiditatea bolțului acesta se confecționează sub forma unui solid de egală rezistență (b) sau cu secțiunea în trepte (c și d).
Îmbinarea bolțului cu piciorul bielei și pistonul se poate realiza după una din soluțiile:
bolț fix în piston și liber în piciorul bielei;
bolț fix în piciorul bielei și liber în piston;
bolț flotant.
Utilizarea primei soluții de montaj necesită asigurarea printr-un șurub care străpunge pereții locașului din piston precum și pe cei ai bolțului sau presarea bolțului în pistonul încălzit la 423…473 [K]. Soluția este puțin utilizată datorită dezavantajelor pe care le prezintă: concentrare de tensiuni la marginile găurii; mărește lungimea piciorului bielei; reduce rigiditatea bolțului și mărește masa îmbinării.
Soluția a doua de îmbinare se realizează prin construcția bielei cu picior elastic sau printr-un montaj cu strângerea piciorului bielei . Se încălzește la 510…550 [K]. Montajul cu bolț fix în piciorul bielei permite reducerea lungimii piciorului bielei și a bolțului. De asemenea dezaxarea bielei se reduce la jumătate față de montajul bolțului flotant, ceea ce determină reducerea uzurii și a nivelului de zgomot.
Se va alege asamblarea cu bolț flotant prezintă avantajul asigurării unor uzuri minime și uniforme atât pe lungime cât și pe circumferință deoarece se micșorează vitezele relative dintre suprafețe și permite realizarea unei rotații complete a bolțului după un număr de cicluri. Deplasarea axială a bolțului este împiedicată prin montarea a două inele de sigurață în locașuri speciale practicate în piston, întrucât inelele elastice îngreunează trecerea uleiului spre zonele de ungere de pe suprafața bolțului în capetele lui. Se presează dopuri din materiale moi care nu produc uzuri cămășii cilindrului.
Bolțul trebuie să aibă un miez tenace pentru a rezista la solicitări cu șoc și o duritate mare a suprafeței exterioare pentru a rezista la uzură. Materialele care satisfac cel mai bine aceste condiții sunt oțelurile carbon de calitate și oțeluri aliate de C.
4.6.2 Calculul bolțului
Bolțul de piston este solicitat în timpul lucrului de o sarcină mecanică variabilă ca valoare și sens iar în unele perioade de funcționare a motorului caracterul solicitării se apropie de cel de șoc. Mișcarea oscilantă și temperatura relativ ridicată de la umerii pistonului determină condiții nefavorabile pentru realizarea unei frecări lichide: de aici și uzura accentuată a bolțului.
Pentru calculul bolțului se consideră o grindă pe două reazeme încarcată cu o forță uniform distribuită pe lungimea piciorului bielei. Schema de încărcare se vede in fig. 4.21. Convențional forța ce acționează asupra bolțului se consideră a fi forța maximă de presiune a gazelor diminuată de forța de inerție dată de masa pistonului.
Bolțul se verifică la uzură în piciorul bielei și în umerii pistonului, la încovoiere în secțiunea mediană, la forfecare în secțiunile dintre piciorul bielei și partea frontală a umărului pistonului și la ovalizare.
Fig. 4.16 Dimensiunile bolțului
Tabelul 4.3 Dimensiunile principale ale bolțului
Verificarea la uzură
Se face calculând presiunile specifice de contact, care caracterizează condițiile de ungere, atât pentru piciorul bielei cât și pentru umeri.
Presiunea pe suprafața piciorului bielei
(4.24)
în care: – forța maximă exercitată asupra pistonului.
Presiunea pe suprafața umerilor pistonului
(4.25)
La motoarele existente presiunea specifică variază în limitele:
Fig. 4.17 Schema de calcul a bolțului
Verificarea la încovoiere
Efortul unitar maxim la încovoiere
(4.26)
în care: – forța minimă exercitată asupra pistonului;
– jocul între umerii pistonului și capul bielei;
– distanța între umerii pistonului.
În continuare se calculează efortul unitar mediu și amplitudinea eforturilor unitare
(4.27)
Valoarea admisibilă este:
Determinarea coeficientului de siguranță
(4.28)
în care: – coeficientul efectiv de concentrare la sarcină variabilă;
– factorul dimensional;
– coeficientul de calitate al suprafeței;
– rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere;
– rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere;
– coeficientul tensiunilor.
Verificarea la forfecare
Efortul unitar de forfecare se calculează cu relația următoare:
(4.29)
– tensiunea admisibilă la forfecare.
Calculul la ovalizare
În ceea ce privește calculul la ovalizare se pleacă de la ipoteza că bolțul este încărcat cu o sarcină distribuită sinusoidal. Pentru a corecta inexactitățile ipotezei rezultatele obținute se majorează cu coeficientul kov. Solicitările maxime apar la diametrul interior al bolțului. Valorile acestor eforturi se calculeaza astfel:
1, 2, 3, 4, kov sunt coeficienți care depind de raportul , astfel:
Fig. 4.18 Repartiția sarcinii Fig. 4.19 a) Variația tensiunilor unitare de ovalizare;
b) Valorile mărimilor 1, 2, 3, 4, kov.
(4.30)
Calculul deformației de ovalizare
(4.31)
Se recomandă ca deformația de ovalizare să fie mai mică decât jocul radial la cald
Calculul jocului la montaj
– coeficientul de dilatare al materialului bolțului;
– coeficientul de dilatare al materialului pistonului;
– temperatura bolțului;
– temperatura pistonului;
– temperatura mediului ambiant.
4.7 Biela
4.7.1 Principii de proiectare
Condițiile de solicitare la care este supusă biela în 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. În acest sens se constată o serie de tendințe, care vizează scurtarea lungimii bielei, renunțarea la bucșa de bronz din piciorul bielei prin utilizarea bolțurilor presate; înlocuirea bielelor forjate cu biele turnate din fontă maleabilă sau nodulară, utilizarea bielelor din materiale compozite.
Piciorul bielei
La proiectarea piciorului bielei trebuie sa se țină seama de dimensiunile bolțului și de tipul îmbinării piston-bolț-bielă. Pentru corectarea masei bielei în partea superioară sau cea laterală se prevede o proeminență (fig. 4.20 a).
Rigidizarea piciorului bielei se realizează prin adoptarea de raze mari de racordare între acesta și corpul bielei (fig. 4.20 b) sau se deplasează centrul găurii bolțului față de centrul piciorului.
Fig. 4.20 Tipuri constructive ale piciorului bielei
În cazul montajelor cu bolț fix în umerii pistonului și cu bolț flotant uleiul pentru ungerea cuplei bolț-piciorul bielei este colectat din ceața din carterul motorului prin intermediul unui orificiu sau a unei tăieturi.
Îmbinarea cu bolț fix în bielă utilizează ajustajul cu strângere, montajul fiind asigurat prin încălzirea bielei. Soluția de bielă cu picior elastic este mai puțin utilizată la motoarele pentru autovehicule.
La bolțul flotant și bolțul fix în umerii pistonului, în piciorul bielei se montează cu strângere o bucșă din bronz.
Corpul bielei
Pentru a se asigura un moment de inerție maxim atât în planul de oscilație cât și în planul perpendicular pe acesta, secțiunea transversală a corpului bielei se adoptă în formă de dublu T (fig. 4.21).
În cazul ungerii sub presiune a bolțului, corpul bielei este prevăzut cu un canal. La bielele lungi se poate utiliza o conducta prin care uleiul este transportat de la corpul la piciorul bielei.
Fig. 4.21 Dimensiunile corpului bielei, parametrii constructivi
Capul bielei
Capul bielei este secționat, capacul se separă de partea superioară a capului, după un plan normal pe axa bielei sau după un plan oblic, înclinat cu 45° mai rar cu 30° sau cu 60° fața de planul de încastrare. Soluția se adoptă pentru a permite trecerea capului bielei prin cilindru la montaj.
Deoarece nu este permisă solicitarea de forfecare a șuruburilor de bielă de componență tangențială, aceasta poate fi preluată de: trenuri triunghiulare practicate în planul de separație; praguri ale capacului ; bucșe de centraj ; știfturi.
Muchiile ascuțite din partea superioară determină apariția ruperilor, de aceea ele se înlocuiesc cu racordări sau degajări. La motoarele cu cilindrii in V, dacă bielele sunt montate alăturat pe același maneton, ele sunt identice și au capul asemănător cu cel al bielelor pentru motoarele în linie. Datorită simplității constructive și de montaj este aplicată cu preponderență această soluție.
Șuruburile de bielă
Pentru prinderea capacului se utilizează două sau patru șuruburi, din partea capacului spre capul bielei. Utilizarea unor șuruburi fără piulițe face posibilă micșorarea dimensiunilor capacului de bielă. În cazul adoptării acestei soluții pentru șurub, se filetează gaura din partea superioară a capului bielei. O soluție comodă o constituie folosirea unor șuruburi prizoniere prelucrate dintr-o bucată cu partea superioară a capului.
Capul și corpul șuruburilor de bielă pot avea diverse forme constructive în funcție de soluția adoptată pentru capul bielei (fig. 4.22).
Fig. 4.22 Soluții constructive pentru șuruburile de bielă
4.7.2 Calculul bielei
În timpul funcționării biela este solicitată de forțele de presiune a gazelor și de forțele de inerție variabile ca mărime și sens. Datorită acestor forțe, biela este solicitată la compresiune, întindere și încovoiere transversală.
Calculul piciorului bielei
Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din literatura de specialitate. Ochiul bielei este solicitat la întindere de forța de inerție a ansamblului pistonului, la compresiune de forța de presiune a gazelor.
Pentru a efectua calculele de rezistență se consideră piciorul bielei ca o bară curbă încastrată în regiunea de racordare C-C cu corpul bielei.
Forța de inerție se consideră că acționează uniform repartizată pe jumătatea superioară a piciorului bielei.
Solicitarea de întindere
Fig. 4.23 Schema de calcul a piciorului bielei la întindere
În secțiunea periculoasă C-C va apărea momentul încovoietor și forța normală:
(4.33)
În care: ;
;
– raza corespunzătoare fibrei medii;
– unghiul de încastrare
(4.34)
Tensiunile în secțiunea de încastrare în fibra interioară si exterioară
(4.35)
în care: – grosimea radială a piciorului;
;
– lățimea piciorului bielei.
Tensiunile trebuie să se încadreze în intervalul .
Solicitarea de compresiune
Fig. 4.24 Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune
Piciorul bielei, asa cum s-a precizat este solicitat și la compresiune de forța Fc.
(4.36)
În ipoteza că aceasta se repartizează după o lege sinusoidală pe jumătatea inferioară a piciorului bielei, se vor obține niște eforturi unitare de compresiune în fibra interioară și exterioară cu o variație precizată. În secțiunea de încastrare C-C va apărea un moment încovoietor Mc calculabile cu următoarele relații:
(4.37)
în care:
Eforturile de compresiune în piciorul bielei vor fi:
(4.38)
Tensiunile trebuie să se încadreze în intervalul .
Calculul deformației
Deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție se determină astfel:
(4.39)
în care: – modulul de elasticitate al materialului bielei;
– momentul de inerție al bielei.
Calculul corpului bielei
Calculul la întindere și compresiune.
Calculul corpului bielei se face în cel puțin două secțiuni: în secțiunea mediană I-I, iar dacă secțiunea variază mult în lungul corpului bielei se face calculul și pentru secțiunea II-II.
Corpul bielei este solicitat la întindere compresiune și flambaj.
Fig. 4.25 Elemente de calcul ale corpului bielei
(4.40)
(4.41)
în care: – masa elementelor în mișcare de translație;
– aria secțiunii care se calculează.
Efortul unitar de compresiune și efortul unitar de întindere se calculează astfel:
(4.42)
Calculul la flambaj
În secțiunea I-I forța Fc poate provoca flambajul bielei. Eforturile la flambaj în cele două plane sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale secțiunilor judicios alese; considerând corpul
bielei ca o bară articulată la capete eforturile de flambaj sunt:
(4.43)
Calculul coeficientului de siguranță
(4.44)
în care:
Este recomandat ca acest coeficient .
Calculul capului bielei
Capul bielei se verifică la întindere sub acțiunea forței de inerție. Ipotezele de calcul sunt:
forța de inerție se repartizează;
pe capac după o lege sinusoidală;
secțiunea periculoasă se află în dreptul locașurilor șuruburilor de bielă;
capul bielei este o bară curbă continuă, capacul fiind montat cu strângere;
cuzineții se deformează împreună cu capacul bielei preluând o parte din efort proporțional cu momentul de inerție al secțiunii transversale.
În această situație efortul unitar de întindere în fibra interioară este:
Fig. 4.26 Schema de calcul a capului bielei
(4.45)
în care:
– momentul de inerție al capacului;
– momentul de inerție al cuzinetului;
– aria secțiunii capacului;
– aria secțiunii cuzinetului;
– momentul de rezistență al capacului;
– distanța dintre axele șuruburilor bielei.
Calculul coeficientului de siguranță
Coeficientul de siguranță pentru ciclul pulsator:
(4.46)
Se recomandă încadrarea coeficientului în intervalul .
Calculul deformației
(4.47)
Calculul șuruburilor de bielă
Șuruburile de bielă sunt solicitate la întindere de forța inițială Fsp și de forța de inerție a maselor în mișcare de translație și a maselor în mișcare de rotație care se află deasupra planului de separație dintre corp și capac. Pentru a asigura strângerea necesară cuzineților, forța de strângere inițială a șuruburilor trebuie să fie mai mare decât forța de inerție care revine unui șurub.
(4.48)
în care: – numărul de șuruburi;
Ținând seama de forțele ce solicită șuruburile de bielă, acestea se dimensionează în funcție de solicitarea la întindere și se verifică la oboseală.
Diametrul fundului filetului se determină astfel:
(4.49)
în care: – coeficient de siguranță;
– factor ce ține seama de solicitările la torsiune;
– factor ce ține seama de curgerea materialului;
– limita de curgere a materialului șuruburilor.
Diametrul părții nefiletate
(4.50)
Calculul coeficientului de siguranță
(4.51)
în care:
4.8 Arborele cotit
4.8.1 Principii de proiectare
La proiectarea arborelui cotit se vor alege acele 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 posibil mărirea dimensiunilor brațelor. Rigiditatea arborelui cotit poate fi îmbunătățită și prin mărirea suprapunerii secțiunilor fusurilor paliere și manetoane, zonă cu cea mai ridicată concentrare de tensiuni.
Solicitarea cu forțe variabile produce fenomenul de oboseală al arborelui cotit, periculos îndeosebi la trecerea de la fus la braț, deoarece trecerea reprezintă un concentrator de tensiune (fig. 4.27). În scopul atenuării efectului de concentrare a tensiunilor, racordările dintre fusuri și brațe se realizează cu raze cât mai mari, după un arc de elipsă sau arc de parabolă (R=0,045D). Pentru mărirea suprafeței de sprijin a fusului racordarea se poate executa sub forma unui arc cu raze variabile.
O soluție eficientă de diminuare a tensiunilor cu 20…30% o constituie racordarea cu degajare, dar această soluție determină micșorarea suprafeței portante a fusurilor.
Pentru a ușura rectificarea fusurilor se prevăd praguri cu o grosime de 0,5…1,5 [mm] și cu un diametru mai mare cu 8…15[mm] decât diametrul fusului. Pragurile se racordează către braț cu raze de 0,5…1,0 [mm].
Diametrul fusului maneton se stabilește în așa fel încât să se obțină dimensiuni pentru capul bielei care să permită trecerea acestuia prin alezajul cilindrului. De asemenea, diametrul fusului maneton trebuie să satisfacă condiția ca viteza periferică să nu depășească 11 [m/s] pentru a se asigura o bună comportare a cuzineților în exploatare.
Reducerea greutății arborelui și a forțelor centrifuge se poate obține prin utilizarea fusurilor tubulare. Soluția asigură o mai bună distribuire a fluxului de forțe, determinând o creștere a rezistenței la încovoiere și torsiune cu 20…30% iar a rezistenței la oboseală cu până la 100%.
Pentru a se asigura o ungere bună a fusurilor arborelui cotit raportul lungime/diametru trebuie să se înscrie în următoarele intervale: lm/dm = 0,5…0,6; lp/dp=0,4…0,5.
Echilibrarea arborelui cotit și descărcarea lagărelor paliere se realizează prin aplicarea de contragreutăți în prelungirea brațelor.
Contragreutățile pot fi atașate prin intermediul șuruburilor la arborii cotiți forjați sau pot fi obținute direct la turnarea arborelui cotit. Forma lor este foarte apropiată de cea a unui sector de disc întrucât la un cuplu static mare prezintă un moment de inerție mic.
Capătul anterior al arborelui cotit se proiectează în trepte pentru a face posibilă montarea roților dințate pentru antrenarea distribuției eventual a pompei de injecție sau pompei de ulei; a roților de curea pentru antrenarea pompei de apă, ventilatorului, generatorului de curent, a compresorului sau a pompei de vid. La unele motoare pe capătul din față al arborelui cotit se prevede montarea amortizorului de vibrații torsionale.
O atenție deosebită trebuie să se acorde etanșării capătului anterior pentru a preveni scurgerile de ulei.
Capătul posterior al arborelui cotit se proiectează cât mai scurt posibil și el trebuie prevăzut cu o flanșă pentru montarea volantului.
Etanșarea capătului posterior se poate realiza combinat prin inele deflectoare și manșete de etanșare din cauciuc sau pâslă. De asemenea pentru a îmbunătăți etanșarea pe ultima porțiune a fusului se poate executa o porțiune de filet cu sens invers sensului de rotație al arborelui.
La proiectarea arborelui cotit, în funcție de turația maximă se va dimensiona diametrul suprafeței care vine în contact cu garnitura deoarece viteza periferică este un factor limitativ în utilizarea diverselor garnituri de etanșare. Garniturile de etanșare din pâslă rezistă până la viteze periferice de 22 [m/s], manșoanele din cauciuc nitrilic până la viteze periferice de 12 [m/s] și temperaturi de 383 [K]; cele din cauciuc acrilic până 20 [m/s] și temperatura de 423 [K] iar cel din cauciuc siliconic până la viteze de 35 [m/s] și temperatura de 453 [K].
La trasarea canalelor de ungere dintre fusurile paliere și manetoane se va evita planul înclinat la 45o față de planul cotului, deoarece în acest plan se produc tensiunile maxime de torsiune.
Condițiile tehnice impuse la proiectarea arborelui cotit trebuie să fie foarte severe, dată fiind importanța lui în funcționarea mecanismului motor. Abaterile de la limita impusă geometriei fusurilor condiționează durabilitatea cuzineților, uzura fusurilor și în consecință durabilitatea arborelui. Toleranțele privind poziția spațială se referă la concentricitatea fusurilor și rectiliniaritatea axei arborelui cotit, care trebuie să fie în limitele 0,025…0,035 [mm], precum și la neparalelismul axelor fusurilor paliere și manetoane care se admite de 0,015…0,050[mm]/100[mm] în planul perpendicular pe aceasta.
Toleranțele la lungimea fusurilor paliere și manetoane se admit în limitele 0,15…0,35[mm], iar pentru fusul palier de ghidare axială 0,05…0,15[mm].
Pentru a asigura rezistența la uzură, duritatea fusurilor trebuie să fie de 52…65 [HRC], iar adâncimea stratului durificat de 2,5…4,5[mm]. Calitatea suprafețelor fusurilor paliere și manetoane este legată de asigurarea rezistenței la oboseală și de condițiile de uzură a fusurilor și cuzineților. De aceea rugozitatea suprafețelor fusurilor se limitează la 0,1…0,4[mm].
Evitarea apariției unor dezechilibre se realizează prin aplicarea echilibrării dinamice a arborelui cotit, care constă în a corecta masa arborelui astfel încât axa principală de inerție să coincidă cu axa de rotație.
Fig. 4.27 Arborele cotit cu contragreutăți
Pentru a satisface cerințele impuse arborilor cotiți, rezistența la oboseală, rigiditate, o calitate superioară a suprafețelor fusurilor, aceștia se execută din fontă sau oțel.
Fonta a dat bune rezultate la confecționarea arborilor cotiți pentru motoarele cu aprindere prin comprimare și anume fonta modificată cu grafit nodular. De asemenea se poate folosi fonta aliată cu Cr, Ni, Mo, Cu. Semifabricatele din fontă se obțin prin turnare ceea ce conferă acestora o bună precizie micșorând volumul prelucrărilor mecanice cu 25-30%.
Oțelurile folosite pentru obținerea arborilor cotiți sunt oțeluri de îmbunătățire cu și fără elemente de aliere. În mod obișnuit se folosesc oțeluri carbon de calitate OLC45 și OLC60. Pentru arborii cotiți puternic solicitați se utilizează oțeluri aliate cu Cr-Ni, Cr-Ni-Mo sau Cr-Mo.
4.8.2 Calculul arborelui cotit
Având în vedere 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. (Tabelul 4.4 și fig. 4.31).
Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă și configurația contragreutăților. (masa și poziția centrului de greutate se determină la calculul dinamic al motorului).
Tabelul 4.4 Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit
Având în vedere condițiile de funcționare, prin calcul, arborele cotit se verifică la presiune specifica 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.
Fig. 4.28 Dimensiunile principale ale arborelui cotit
Verificarea fusurilor la presiune și încălzire
Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri și cuzineți trebuie să le limiteze presiunea maximă pe fusuri. Presiunea specifică convențională maximă pe fusurile manetoane și paliere se calculează cu relațiile:
(4.52)
în care: – forța maximă care încarcă fusul maneton;
– forța maximă care încarcă fusul palier.
Aceste forțe au fost determinate în capitolul 3 din diagramele polare desfășurate.
Presiunea specifiă medie convențională pe fusurile manetoane și paliere se determină cu relațiile:
(4.53)
în care: – mediile aritmetice ale valorilor forțelor care încarcă fusurile paliere și manetoane.
Tabelul 4.5 Valorile admisibile ale presiunilor pe fusurile arborelui cotit
Verificarea fusului la încălzire se efectuează inițial pe baza unui ciclu simplificat și acesta se referă la determinarea coeficientului de uzură.
(4.54)
în care:
Este foarte important ca valorile maxime ale gradelor de soc pe cele doua fusuri să fie:
Verificarea prin această metodă nu ia în considerare factorii caracteristici ai regimului hidrodinamic de ungere.
Verificare la oboseală
Calculul arborelui cotit ca o grindă static nedeterminată implică dificultăți. De aceea calculul impune adoptarea unor scheme simplificate de încărcare și deformare care consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă alcătuită dintr-un număr de părți egal cu numărul coturilor.
Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în următoarele ipoteze simplificatoare:
fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe două reazeme;
reazemele sunt rigide și coaxiale;
momentele de încovoiere în reazeme se neglijează;
fiecare cot lucrează în domeniul amplitudinilor maxime ale momentelor de încovoiere și de torsiune și a forțelor variabile ca semn;
în reazemul din stanga cotului acționează un moment de torsiune egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul.
Calculul fusului palier la oboseală
Fusul palier este solicitat la torsiune și încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusului este redusă, momentele încovoietoare au valori mici și în aceste condiții se renunță la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit sunt solicitate la momente de răsucire mai mici decât acelea ce acționează în fusurile dinspre partea posterioară a arborelui și mai ales asupra fusului final, deoarece în acesta se însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare cilindru în parte, ceea ce implică însumarea momentelor de torsiune ținându-se cont de ordinea de aprindere.
Fig. 4.29 Calculul fusului palier
Coeficientul de siguranță
(4.55)
în care: – pentru oțel-carbon de calitate;
Este de preferat ca: .
Calculul fusului maneton la oboseală
Fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot ce se sprijină pe două reazeme și este încărcat cu forțe concentrate. Deoarece secțiunea momentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp, coeficientul de siguranță se determină separat pentru încovoiere și torsiune și apoi coeficientul global de siguranță.
Reacțiunile din reazeme se determină din condiția de echilibru a forțelor și momentelor. Este convenabil ca forțele ce acționează asupra fusului să se descompună în două direcții: una în planul cotului cealaltă tangențială la fusul maneton.
Calculul fusului maneton la torsiune se face pe baza urmatoarelor relații:
Fig. 4.30 Calculul fusului maneton
Coeficientul de siguranță la torsiune
(4.56)
în care: – pentru oțel-carbon de calitate;
Calculul fusului maneton la încovoiere se face pe baza următoarelor relații:
Fig. 4.31 Calculul fusului maneton la încovoiere
Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de încovoiere
(4.57)
în care: – pentru oțel-carbon de calitate;
Calculul brațului arborelui cotit
Brațul arborelui cotit este solicitat de sarcini variabile de întindere, compresiune, încovoiere și torsiune. Coeficienții de siguranță pentru aceste solicitări se determină în mijlocul laturii mari a secțiunii tangente fusului palier, punctul I unde apar cele mai mari eforturi unitare.
În planul cotului ia naștere o solicitare compusă de încovoiere produsă de momentul Miz = Bz.a și compresiune produsă de reacțiunea Bz.
Tensiunea totală
Fig. 4.32 Calculul brațului
Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de încovoiere
(4.58)
în care:
Brațul arborelui cotit este supus și la solicitarea de torsiune coeficientul de siguranță pentru solicitarea de torsiune fiind:
(4.59)
în care:
Coeficientul de siguranță global
(4.60)
Valorile admisibile ale coeficientului global de siguranță sunt: Cbr = 2…3.
4.9 Mecanismul de distribuție
4.9.1 Principii de proiectare
Mecanismul de distribuție este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigură realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor și mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă și evacuarea produselor de ardere. Această funcție este realizată prin deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare.
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. La motoarele cu mecanism de distribuție cu supape transmiterea mișcării la supape se face de la un arbore special numit arbore cu came. Arborele cu came al mecanismului de distribuție poate fi dispus în blocul motor sau în chiulasă.
Dispunerea în blocul motor oferă avantajul antrenării directe de la arborele cotit printr-o pereche de roți dințate această variantă asigurând o legătură rigidă și fiabilă între arborele cu came și arborele cotit dar zgomotul în timpul funcționării este relativ mare. În cazul în care arborele cu came este prea depărtat de arborele cotit se folosește pentru transmisie un lanț sau o curea dințată. Acest tip de dispunere se folosește acum în special la motoarele mari, destinate echipării autocamioanelor, și la modelele vechi de motoare pentru autoturisme.
Dispunerea arborelui cu came în chiulasă oferă avantajul reducerii numărului de componente al mecanismului de distribuție ( nu mai sunt necesare tijele împingătoare), are un zgomot mult mai redus în timpul funcționării și asigură o antrenare elastică a mecanismului de distribuție, în cazul folosirii curelelor dințate elastice. Un dezavantaj al acestui tip de angrenare este necesitatea schimbării după perioade riguroase de timp a curelei de distribuție.
De regulă antrenarea arborelui cu came se face de la partea opusă a volantului deoarece aceasta permite montarea unei roți dințate conducătoare mai mici. La unele motoare în doi timpi cu roți dințate conducătoare de dimensiuni mari se poate folosi antrenarea din partea volantei care prezintă avantajul că fazele de distribuție nu sunt influențate de oscilațiile torsionale, acestea fiind absorbite de către volant.
Pentru îmbunătățirea coeficientlui de umplere al cilindrului se pot folosi mai multe supape pe cilindru ca în fig. 4.33. La aceste construcții însă se pun probleme la antrenarea arborilor cu came în cazul acționării directe. O metodă foarte simplă de a asigura antrenarea unei perechi de arbori cu came este prezentată de firma TOYOTA care propune antrenarea celui de-al doilea arbore cu came folosind mișcarea primului arbore de la care, prin antrenare folosind o pereche de roți dințate, mișcarea ajunge la cel de-al doilea arbore cu came. Soluția constructivă este prezentată în fig. 4.34.
Fig. 4.33 Îmbunătățirea coeficientului de umplere Fig. 4.34 Soluție compactă de antrenare
folosind mai multe supape pe cilindru a doi arbori cu came dispuși în cap
Construcția principalelor elemente ale distribuției se determină din condițiile de funcționare astfel:
Supapele sunt supuse unor sarcini dinamice și temperaturi ridicate, aceste condiții necesitând un material foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oțeluri aliate cu Cr(9%) și Si(3,5%). Forma supapei trebuie aleasă astfel încât să asigure o rigiditate ridicată și în același timp să provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie.
Supapele dispuse în evacuare trebuie să aibă tija cu un diametru mai mare și bucșa de ghidare cât mai lungă pentru a ușura evacuarea căldurii. La motoarele cu încărcare termică ridicată se introduce în interiorul tijei supapei Na care se topește la o temperatură de 97°C și favorizează evacuarea căldurii prin tijă după cum se arată în fig.4.35.
Fig. 4.35 Supapă cu sodiu în interior Fig. 4.36 Dimensiunile orientative ale supapei
La supapele de admisie bucșa de ghidare nu trebuie să intre mult în canal pentru a nu provoca pierderi gazodinamice pe traseul de admisie. Construcția unei supape normale este prezentată în fig. 4.36.
Unghiul este de obicei de 45°, dar la unele supape de admisie poate fi și de 30°. Acest unghi la supapă se face cu 0,5…1,0° mai mic decât unghiul scaunului de supapă pentru a asigura un contact bun între supapă și scaun și în același timp pentru a proteja suprafața conică a supapei de gazele arse în timpul cât aceasta este închisă.
Lățimea suprafeței de etanșare se recomandă să fie în următoarele limite:
în care: dc-diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supapei.
Diametrul dc trebuie să fie între anumite limite, respectiv:
în care: D – alezajul cilindrului.
Raza de racordare a capului supapei cu tija se recomandă să fie:
Diametrul tijei d se alege după mărimea forțelor laterale la care este solicitată tija. În cazul acționării prin tachet, caz în care nu apar forțe laterale, se recomandă:
În cazul acționării directe de la camă, (distribuție în cap), grosimea tijei se mărește astfel:
Lungimea tijei depinde de dispunerea supapelor și variază în limite largi, funcție de mărimea arcurilor, de lungimea bucșelor de ghidare, etc.. În general se recomandă:
Scaunul supapei se recomandă să aibă o grosime radială de (0,08…0,15) și o înălțime de (0,18…0,25)și se montează cu o strângere de (0,0015…0,0035) din diametrul său exterior.
Bucșele de ghidare au grosimi de perete între (2,5…4,0)[mm] și lungimi de (1,75…2,50)dc, în funcție de lungimea tijei supapei.
Arcurile se fac din sârmă de oțel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)[mm] diametru și se montează uneori câte două pentru a reduce înălțimea chiulasei. La motoarele de turații foarte ridicate se pot folosi în locul arcurilor două came alăturate, una pentru deschiderea supapei și cealaltă pentru închiderea ei.
Arborele cu came se sprijină pe trei fusuri. În cazul amplasării lui în interiorul blocului motor trebuie avut în vedere ca razele fusurilor să fie mai mari decât raza maximă a camei iar pentru ușurarea montării acestea trebuie să aibă dimensiuni descrescătoare de la un capăt la celălalt. În cazul amplasării lor în chiulasă nu mai trebuiesc respectate aceste considerente dar fusurile trebuie să reziste solicitărilor complexe care apar în timpul funcționării mecanismului de distribuție.
4.9.2 Alegerea fazelor de distribuție
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, sunt direct dependente de fazele de distribuție.
Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse și a se pierde cât mai puțin lucru mecanic de destindere a gazelor.
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.
Deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea unei cantități cât 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.
Închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întârziere încât să se utilizeze la maxim, în folosul umplerii, efectul inerțional al coloanei de gaze proaspete.
Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere și închidere a supapelor pentru fiecare regim de funcționare (turație, sarcină). Valorile medii ale acestor unghiuri, pentru motoare în 4 timpi, sunt date în tabelul 4.6.
Tabelul 4.6
O reprezentare sugestivă a fazelor de distribuție pentru motorul în 4 timpi este prezentată în fig. 4.37.
Fig. 4.37 Diagrama fazelor de distribuție la motorul în 4 timpi
Tabelul 4.7 Principalii parametrii constructivi ai supapelor mecanismului de distribuție
4.9.3 Parametrii principali ai mecanismului de distribuție
În acest subcapitol se vor determina ariile necesare de curgere pentru gaze astfel încât să avem o umplere cât mai completă a cilindrului.
Canalele de admisie și evacuare se construiesc cu secțiuni cât mai mari pentru a se micșora pierderile gazodinamice. Diametrul canalului de admisie se face cu (10..20)% mai mare decât cel al canalului de evacuare și aria secțiunii sale de trecere este de (15..20)% din aria pistonului.
Aria secțiunilor de trecere a canalelor se verifică în primă aproximație la o viteză medie a gazelor în ipoteza că pistonul se deplasează cu viteză constantă, supapele nu există, iar gazele sunt incompresibile.
Viteza de curgere a gazelor prin canal
(4.62)
în care: – viteza maximă a pistonului;
– numărul supapelor de admisie si evacuare.
Se recomandă urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime:
Aria secțiunii efective de trecere
(4.63)
Viteza de curgere a gazelor pentru hmax
(4.64)
în care:
Se recomandă următoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime:
Determinarea profilului camei
Se folosește o camă profilată după metoda polinomială, care consideră pentru fiecare porțiune a camei o variație a accelerației de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresii aritmetice.
– constantele utilizate pentru determinarea profilului camei;
Ridicarea camei
(4.65)
Viteza camei
(4.66)
Accelerația tachetului
(4.67)
în care:
(4.68)
Fig. 4.38 Ridicarea, viteza și accelerația camei
Calculul de rezistență al pieselor mecanismului
Masele reduse ale mecanismului
(4.69)
în care:
Calculul arcurilor supapei
Arcurile trebuie să mențină supapa închisă și să asigure legătura cinematică între ea și camă când forțele de inerție tind să desprindă tachetul de pe camă, la orice regim de funcționare.
Forța minimă a arcului (F0) se deternină din condiția nedeschiderii supapei de evacuare la depresiunea din cilindru.
(4.70)
în care:
-depresiunea în cilindru în timpul evacuării.
Dimensiunile arcului
Diametrul sârmei
(4.71)
în care:
Numărul de spire active
Se adoptă : (4.72)
în care: – modulul de elasticitate transversal.
Se adoptă:
– numărul spirelor active.
Pasul arcului
(4.73)
în care: – jocul minim între spirele arcului.
Calculul arborelui de distribuție
Fig. 4.39 Calculul arborelui de distribuție
(4.74)
în care:
Săgeata de încovoiere
(4.75)
în care:
Verificarea la torsiune
Cap. 5 Procesul tehnologic de fabricare a arborelui cotit
5.1 Materiale pentru arbori cotiți
Față de materialele pentru arborii cotiți se impun următoarele condiții: mare rezistență la oboseală, posibilitatea obținerii unei durități ridicate a suprafeței fusurilor, bună prelucrabilitate, ușurința obținerii semifabricatului. Pentru a satisface aceste condiții arborii cotiți se execută din oțel sau fontă. Dintre calitățile de oțel, cel mai mult se folosesc oțelurile de îmbunătățire, cu și fără elemente de aliere.Drept material de construcție servesc oțelurile carbon de calitate nealiate din mărcile OLC 45 X, OLC 60 X, STAS 880-66. Pentru arbori cotiți mai puternic solicitați (de exemplu m.a.c. pentru autocamioane sau motoare de mare turație) se utilizează oțeluri aliate Cr-Ni, Cr-Ni-Mo sau Cr-Mo,din mărcile indicate în STAS 791-66.
Fonta s-a impus tot mai mult ca material pentru arborii cotiți, în special la m.a.s.Dintre calitățile de fontă, cele mai bune rezultate s-au obținut cu fonta modificată cu grafit nodular, care are o rezistență la rupere de 65-75 daN/mm2 și duritate de 212-270 HB. De asemenea se folosesc fonte speciale aliate cu Cr, Ni, Mo, Cu. Arborii cotiți turnați prezintă anumite particularități în raport cu arborii cotiți forjați. Prin turnare se obține semifabricatul cu o formă mai adecvată din punctul de vedere al solicitărilor, precum și forma de butoi a interiorului fusurilor, cu îngroșări și degajări ale brațelor, care face ca fluxul de forță să ocolească secțiunea periculoasă a brațelor. Putându-se executa cu fusuri tubulare, se reduce masa arborelui cotit cu 11-12 %.
Semifabricate pentru arbori cotiți
Semifabricatul este mai precis, ceea ce determină micșorarea volumului de prelucrări mecanice cu 25-30%, reducerea consumului de material și reducerea duratei de fabricație. Datorită prezenței grafitului, arborii cotiți turnați din fontă sunt puțin sensibili la concentrarea tensiunilor, au o rezistență la oboseală ridicată, însă au o rezistență la încovoiere mai mică decât arborii forjați din oțel. De aceea se execută cu dimensiuni mărite ale fusurilor și brațelor și se prevăd cu fusuri paliere după fiecare cot.
Incluziunile de grafit conferă fontei calități mai înalte de amortizare a oscilațiilor torsionale, ceea ce reprezintă un avantaj din acest punct de vedere.Tot prezenței grafitului se datoresc și calitățile antifricțiune superioare ale fontei, din care cauză fusurile au o rezistență mai mare la uzură.
La execuția arborilor cotiți pentru motoare de automobile și tractoare semifabricatele se obțin prin forjare în matrițe închise sau prin turnare. Prin forjarea arborilor cotiți trebuie să se obțină fibrajul corespunzător, care să asigure rezistență la oboseală, precum și o mare productivitate. Semifabricatul este forjat succesiv în matrițe închise prin mai multe încălziri. Pentru obținerea unui semifabricat de calitate se impune: utilizarea unui lingou cu grăunți mici de austenită și lipsit de impurități, care influențează asupra capacității de deformare; stabilirea temperaturii optime de forjare pentru a evita supraîncălzirea și oxidarea materialului, creșterea fragilității și apariția fisurilor în timpul forjării. După matrițare, semifabricatul este trecut la tratamentul termic de normalizare, redresare și sablare.
Turnarea arborilor cotiți se face în forme bine uscate sau în coji de bachelită, care permit turnarea de precizie cu un grad înalt de mecanizare. Pentru a evita anumite defecte de turnare arborii cotiți mai mici se toarnă în poziție verticală. Arborii cotiți de dimensiuni mai mari se toarnă în poziție orizontală, prin mai multe guri de turnare.
Semifabricatele arborilor cotiți se supun controlului privind precizia dimensională de formă și de poziție pentru diferite suprafețe, defectele interne și defectele de suprafață. Controlul defectelor de interne se face prin metode nedestructive (cu utrasunete sau cu ajutorul izotopilor radioactivi). Controlul defectelor de suprafață se face vizual, iar depistarea fisurilor se face prin feroflux sau cu ajutorul lichidelor fluorescente.
Tratamente termice aplicate arborilor cotiți
Tratamentul termic aplicat este în funcție de materialul folosit și comportă două etape. În prima etapă, pentru semifabricatele din oțel, se aplică un tratament termic de normalizare (încălzire la 840-860 oC,răcire în aer), în vederea executării operațiilor de prelucrare prin așchiere; pentru semifabricate turnate din fontă se aplică un tratament de feritizare (încălzire la 930 oC, menținere 5 ore, răcire în cuptor cu o viteză de 20o/h, până la 600 oC apoi răcire în aer). În etapa a doua, care are loc înaintea operațiilor de finisare,pentru durificarea suprafețelor fisurilor se aplică călirea prin curenți de inducție, iar în cazuri particulare cementarea sau nitruirea. Călirea prin curenți de inducție, care asigură condițiile de duritate și de adâncime a stratului durificate conform condițiilor tehnice prescrise, s-a dovedit că cea mai avantajoasă atât pentru arborii din oțel, cât și pentru cei din fontă, din care cauză are și cea mai mare aplicabilitate. Duritatea zonei de racordare poate fi mărită prin tensiuni interne create prin roluire. Procedeul reprezintă o soluție eficace pentru ridicarea rezistenței la oboseală a arborelui cotit în aceste zone cu puternice concentrări de tensiune. Pe baza datelor experimantale s-a constatat că la arborii cotiți la care s-a aplicat roluirea racordărilor rezistența la oboseală a crescut cu 17-20% în comparație cu arborii cotiți la care nu s-a aplicat acest procedeu.
Procesul tehnologic de fabricare
Operația 1 : frezarea suprafețelor frontale.
Tabelul 5.1
Operația 2 : executarea găurilor de centrare
Tabelul 5.2
Operația 3: strunjirea fusului palier
Tabelul 5.3
Operația 4 : calibrarea găurilor de centrare
Tabelul 5.4
Operația 5: realizarea filetărilor
Tabelul 5.5
Operația 6: strunjirea fusurilor manetoane de pe capete
Tabelul 5.6
Operația 7: strunjirea fusurilor manetoane din mijloc
Tabelul 5.7
Operația 8: Găurirea canalelor de ungere
Tabelul 5.8
Operația 9 : Găurirea canalelor de ungere
Tabelul 5.9
Operația 10 : Frezarea canalelor de pană
Tabelul 5.10
Operația 11 : Rectificare de finisare a fusurilor manetoane
Tabelul 5.11
Operația 12 : Echilibrare dinamică
Tabelul 5.12
Cap. 6 Testarea motorului K9K P732 alimentat cu biodiesel
Noțiuni introductive
În cadrul acestei lucrări de licență, s-au efectuat teste asupra unui motor cu aprindere prin comprimare alimentat cu biodiesel. În urma testelor efectuate s-au determinat grafic variațile puterii efective, momentului efectiv, consumului orar de combustibil si consumului specific de combustibil precum și emisiile de fum, motorul funcționând în sarcină maximă. În prima fază s-au determinat curbele puterii efective, momentului efectiv, consumului specific de combustibil, consumului orar de combustibil și emisiile de fum, motorul fiind alimentat doar cu motorină. În cea de-a doua fază s-au determinat aceleași curbe a puterii, momentului, consumului specific si orar de combustibil precum si emisiile de fum, motorul fiind alimentat cu biodiesel.
Caracteristici
Caracteristicile motorului K9K P732
Tabelul 6.1 Caracteristicile motorului K9K P732
Proprietățiile fizico-chimice ale metil-esterilor
Tabelul 6.2 Proprietățiile fizico-chimice ale metil-esterilor
Proprietățiile fizico-chimice ale carburanților testați
Tabelul 6.3 Proprietățiile fizico-chimice ale carburanților testați
Echipamente pentru achiziția și prelucrarea datelor
Standul de încercare a motoarelor
Pentru testarea performanțelor energetice și ecologice ale motorului Renault K9K P732, alimentat cu diferiți biocarburanți, s-a utilizat standul Horiba Titan 250, prezentat în Figura 6.1. În Tabelul 6.4 sunt prezentate principalele caractersitici tehnice ale standului.
Tabelul 6.4 Caracteristicile standului de probe
Standul este echipat cu o frână electrică care are rolul de a opune rezistență rotirii arborelui cotit. În momentul funcționării apare un câmp electromagnetic care face legătura între statorul și rotorul frânei. Avantajul frânei electrice îl constituie posibilitatea modificării instantanee a cuplajului electromagnetic. Rezistența opusă arborelui cotit poate fi schimbată în câteva fracțiuni de secundă. Energia electrică generată în timpul testelor este transferată sistemului energetic național.
Fig 6.1 Standul de incercări Horiba Titan 250
Echipamente pentru determinarea consumului de carburant
Pentru determinarea consumul de carburant s-a utilizat balanța AVL 401-116H/VA prezentat în
Figura 6.2.
Fig 6.2 Balanță consum carburant AVL-401-116H/VA Fig 6.3 Schema funcțională a balanței
În Figura 6.3 este prezentată schema funcțională a balanței de consum carburant, în care: 1 – intrare combustibil, 3 – ieșire combustibil, 4 – retur combustibil, 5 – aerisire circuit, 6 – intrare lichid de răcire, 7 – ieșire lichid de răcire, 10 – separator bule de aer, 11 – pompa de intrare, 12 – schimbător de căldură, 13 – filtru fin, 14 – regulator de presiune, 15 – senzor de temperatură, 16 – debitmetru PLU121, 17 – regulator de presiune pe retur, 18 – indicator de presiune pe retur, 19 – schimbător de căldură, 20 – vizor bule aer, 21 – supapă de golire, 22 – supapă de oprire, 23 – detector bule de aer,
30 – supapă pentru controlul lichidului de răcire, 31 – senzor de temperatură ieșire combustibil, 32 – regulator de presiune, 33 – indicator presiune, 46, 47 – supape de eliberare, 70 – densimetru (optional).
Tabelul 6.5 Caracteristici balanță consum carburant
Echipamente pentru evaluarea fumului
Pentru evaluarea fumului s-a utilizat fummetrul AVL SmokeMeter 415S prezentat în Figura 6.4. Acest analizor realizează măsurarea automată a conținutului de funingine din gazele de evacuare, debitul de gaze arse trecute prin aparat fiind măsurat de un debitmetru.
Fig 6.4 Fummetru AVL SmokeMeter 415S Fig 6.5 Sistemul de măsurare al fummetrului
În Figura 6.5 este ilustrat sistemul de măsurare al fummetrului, care este alcătuit din: 1 – pârghie de prindere a hârtiei, 3 – rola de ghidaj cu clichet, 4 – mecanism de deplasare a hârtiei, 5 – reflectometru optic, 6 – cablul reflectometrului. Se pot efectua: o singură măsurătoare, măsurători multiple, măsurători la intervale de timp prestabilite, măsurători cu volum preselectat. Temperatura maximă a gazelor de evacuare este de 600oC. Rezultatul măsurătorii este redat în unități FSN (Filter Smoke Number), concentrație volumică (mg/m3) sau nivel de poluare (%). Pentru un filtru opac, valoarea FSN este de 10, iar pentru un filtru curat de 0 [24].
Tabelul 6.6 Caracteristicile fummetrului AVL 415[24]
Concluzii
Consumul orar și specific sunt influențate de densitatea carburantului, injecția combustibilului fiind făcuta volumetric. S-a constatat că emisia de funingine scade în cazul alimentării cu biodiesel datorită conținutului mai mare de oxigen care permite arderea completă si oxidarea funinginii. De asemenea, absența poliaromaticelor din structura biodieselului, duce la reducerea cantității de funingine.
Cele mai mici cantități de funingine se înregistreaza în zona regimului de cuplu maxim și consum specific minim de combustibil.
ANEXE
Tab. Rezultatele calculelor diagramei indicate
Tab. Rezultatele calculelor cinematice
Tab. Rezultatele calculelor caracteristicii externe a motorului
Tab. Rezultatele calculelor dinamice
Tab. Rezultatele calculelor dinamice
Tab. Rezultatele calculelor dinamice
Tab. Rezultatele calculelor momentului policilindric
Fig. Diagrama indicată
Fig. Cronomanograma
Fig. Caracteristica externă a motorului
Fig. Diagrama deplasării, vitezei și accelerației pistonului
Fig. Diagrama volumului descris de piston
Fig. Diagrama forței dată de presiunea gazelor pe piston, forța de inerție și forța sumară în mecanismul bielă-manivelă
Fig. Diagrama forței normale pe axa cilindrului si a forței după axa bielei
Fig. Diagrama forței radiale si tangențiale din fusul maneton
Fig. Diagrama momentului motor
Fig. Diagrama forțelor radiale și tangențiale din fusul palier
Fig. Diagrama forței rezultante pe fusul maneton
Fig. Diagrama forței rezultante pe fusul palier
Fig. Diagrama momentului policilindric
Fig. Diagrama puterii efective
Fig. Diagrama momentului efectiv
Fig. Diagrama consumului orar de combustibil
Fig. Diagrama consumului specific de combustibil
Fig. Diagrama emisiilor de fum
BIBLIOGRAFIE
Berthold Grunwald – TEORIA CALCULUL SI CONSTRUCȚIA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE, ediția a 2-a, EDITURA DIDACTICA SI PEDAGOGICA BUCUREȘTI, 1980
Gh. Bobescu, Gh.- Al. Radu, A. Chiru, C. Cofaru, V.Ene, V. Amariei, I. Guber – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE ȘI TRACTOARE, vol. I, II și III Chișînau, Ed. Tehnica 1998.
Radu Gh.Al, Ispas N. – Calculul și construcția înstalațiilor auxiliare pentru autovehicule , Reprografia Univerșității Tranșilvania Brașov, 1972
C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru, V. Eni—PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov, Reprografia Univerșitatii Tranșilvania 1997
Documentații despre motoarele autovehiculelor RENAULT
Diverse reviste de specialitate în domeniul auto
Site-uri WEB
[1] – http://www.google.ro
[2] – http://www.renault.ro
[3] – http://www.renault.fr
[4] – http://wikipedia.ro
[5] – http://wikipedia.com
[6] – http://www.mahle.com
[7] – http://www.turbobygarett.com
[8] – http://webbut.unitbv.ro/teze/rezumate/2014/rom/BeneaBogdanCornel.pdf
[9] – http://www.e-automobile.ro
BIBLIOGRAFIE
Berthold Grunwald – TEORIA CALCULUL SI CONSTRUCȚIA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE, ediția a 2-a, EDITURA DIDACTICA SI PEDAGOGICA BUCUREȘTI, 1980
Gh. Bobescu, Gh.- Al. Radu, A. Chiru, C. Cofaru, V.Ene, V. Amariei, I. Guber – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE ȘI TRACTOARE, vol. I, II și III Chișînau, Ed. Tehnica 1998.
Radu Gh.Al, Ispas N. – Calculul și construcția înstalațiilor auxiliare pentru autovehicule , Reprografia Univerșității Tranșilvania Brașov, 1972
C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru, V. Eni—PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov, Reprografia Univerșitatii Tranșilvania 1997
Documentații despre motoarele autovehiculelor RENAULT
Diverse reviste de specialitate în domeniul auto
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Motor Supraalimentat CU Aprindere Prin Comprimare Având Puterea DE 78 Kw ȘI Turația 4000 Rotmin, Alimentat CU Biodiesel (ID: 162883)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.