Pentru efectuarea calculului se porneste cu datele tehnice de la motorul țintă, în cazul acesta fiind motorul K7M710 echipat pe Dacia Logan. [303562]

Introducere

Lucrarea de față prezintă rolul evaluarii posibilităților de optimizare a [anonimizat] K7M710, prin modificarea unor parametrii de calibrare în timp real.

După o analiză a unor generalități privind motorul din familia “K”, cât specificațiile tehnice ale fiecarui motor existent în această familie. Tot în capitolul unu am prezentat anul de apariție , o scurtă istorie a motorului cât și domeniile de utilizare a acestuia. În următoarele două capitole (capitolul doi respectiv capitolul trei) am efectuat calculul termic dar și calculul dinamic pentru dimensionarea fundamentală a motorului. Pe baza calculului termic se poate determina diagrama indicată (folosește la determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului) și diagrama reală (presupune corectarea diagramei teoretice). [anonimizat].

Cu ajutorul tehnologiei de fabricație a pistonului se poate găsi o [anonimizat].

Lucrarea de față a fost realizată pe un motor deja existent K7M710, acesta fiind utilizat pe mașinile Dacia Logan aflate in portofoliul companiei Renault.

[anonimizat]., în condiții de siguranță atât în exploatare cât și în privința emisiilor poluante.

[anonimizat].

Capitolul 1: Generalități privind motorul K7M710

“K” este o familie de motoare 4 in linie dezvoltate pentru automobile și fabricate de Renault de la mijlocul anilor 1990. K7M [anonimizat], cu 4 [anonimizat], [anonimizat]. [anonimizat] 8 sau 16 valve.

Motorul K7M este destinat să înlocuiască K7J, fiind o evoluție a acestuia, iar modificarea principală a motorului K7J este prelucrarea specifica a cilindrului, pentru folosirea garniturilor detașabile. Fiind adoptate 8 valve pe cilindru de la K7J , iar prima aparație a motorului fiind pe Megane 1 cu o capacitate de 1598 cm3, cu codul motor K7M. În tabelul 1.1 sunt prezentate diferite tipuri de motoare din familia K utilizate la scară largă de către Renault.

Tabel 1.1

Datorită modificărilor aduse, a [anonimizat], [anonimizat] 10.5 mm, iar blocul motor de la K7M fiind mai înalt decât precedentul sau. [anonimizat] , a sistemului de injecție multi punct și cu sistemul de recirculare a [anonimizat].

Motorul K9K este o versiune diesel apărută inițial pe Clio 2 totodată înlocuind motorul 1.9 D “F-Type” cu cilindreea 1.5 litri, cu 4 cilindri în linie supraalimentat dezvoltat de Renault în parteneriat cu Nissan . Acest motor a fost echipat cu injeție directa cu rampa comună la presiune înaltă, fiind o soluție necesară pentru raportul de comprimare ridicat dar și pentru omogenizarea amestecului de aer-carburant pentru o ardere cât mai eficientă , ceea ce implică o creștere de performanță semnificativă.

În gama Renault sunt trei versiuni de motoare, de putere joasă , putere înaltă și putere foarte înaltă, toate aceste vin cu o geometrie diferiă a turbocompresorului în funcție de standardele emisiilor poluante ,Euro 3, Euro 4 și respectiv Euro 5.

Capitolul 2: Calculul termic

Calculul termic are ca scop “determinarea diagramei indicate pe care urmează să o realizeze motorul în funcționare, precum și dimensiunile fundamentale ale acestuia împreună cu principalii indici de perfecțiune.

La proiectarea unui motor nou se stabilesc performanțele ce trebuie realizate, în funcție de destinația motorului și nivelul de dezvoltare atins pe plan mondial. Astfel, apare ca rațional să se demareze calculul termic pornind de la puterea litrică pe care va trebui să o realizeze noul motor.”(Chiriac, n.d.)

Pentru efectuarea calculului se porneste cu datele tehnice de la motorul țintă, în cazul acesta fiind motorul K7M710 echipat pe Dacia Logan.

Puterea efectivă a motorului : Pe=64

Numărul de cilindri: i=4

Turația: np=5500 [rpm]

Raport de comprimare: ε=9.5

Cursa: S=80.5 [mm]

Alezaj: D=79.5 [mm]

Raport Cursa/Alezaj: (2.1)

Puterea pe cilindru: Pel==16 (2.2)

Cilindreea unitară: (2.3)

Cilindreea totala: (2.4)

Puterea litrică a motorului se calculează cu relația urmatoare, apoi valoarea obținută se compară cu valorile orientative din tabelul 2.1 de mai jos:

(2.5)

Tabel 2.1

Puterea medie efectivă se poate determina de asemenea la regimul pentru care se efectueaza calculul:

(2.6)

Randamentul mecanic se poate alege din tabelul 2.2 :

Tabel 2.2

Preestimând randamentul mecanic, conform indicațiilor conținute în tabelul de mai sus, se poate determina valoarea presiunii medii indicate:

(2.7)

Se determină apoi viteza medie a pistonului cu relația următoare care trebuie să fie în limitele prezentate în tabelul 2.3 de mai jos.

Viteza medie a pistonului – (2.8)

Tabel 2.3

Pentru continuarea calculului se aleg ,din tabelul 2.4 ,presiunile de admisie și evacuare în functie de presiunea atmosferică , cu valorile orientative pentru tipul motorului.

Presiunea atmosferică –

Presiunea de admisie – (2.9)

Presiunea de evacuare – (2.10)

Tabel 2.4

În calcule se introduc alți doi parametri denumiți factori de rotunjire, cu valori cuprinse în limitele:

și respectiv . În continuare voi alege valorile și respectiv .

Ținând cont de pierderile induse de lucrul mecanic de pompaj, respectiv prin rotunjirea diagramei teoretice, se calculează presiunea medie indicată a ciclului teoretic echivalent.

(2.11)

Pentru stabilirea elementelor caracteristice ale diagramei indicate trebuie precizate în prealabil valorile următorilor parametri:

–raportul de comprimare ε; conform indicațiilor din tabelul 2.5

–exponentul politropic mediu al comprimării mc; conform indicațiilor din tabelul 2.6

–exponentul politropic mediu al destinderii md; conform indicațiilor din tabelul 2.6

–gradul de destindere prealabilă ρ; conform indicațiilor din tabelul 2.7

–temperatura gazelor la sfârșitul admisiei Ta. conform indicațiilor din tabelul 2.8

Pentru continuarea calculelor voi alege parametrii din tabelele .

Raportul de comprimare ε se află în datele initiale , iar valoarea acestuia este ε=9.5.

Tabel 2.5

Voi alege exponentul politropic mediu al comprimării mc și exponentul politropic mediu al destinderii md cu valorile următoare: și respectiv

Tabel 2.6

Gradul de destindere prealabilă pentru motorul cu aprindere prin scânteie are valoarea , conform tabelului 2.7

Tabel 2.7

Temperatura la sfârșitul admisiei se alege conform indicațiilor din tabelul 2.8, aceasta fiind un factor important ce influentează direct parametrii stare la sfârșitul compresiei. Voi alege temperatura ca fiind:

Tabel 2.8

În final se pot determina parametrii de stare la sfârșitul compresiei, presiunea si respectiv temperatura cu relațiile de mai jos.

Presiunea la sfârșitul compresiei – (2.12)

Temperatura la sfârșitul compresiei – (2.13)

În prealabil se calculeaza raportul de creștere a presiunii pe durata arderii λp , acesta fiind un factor cu un impact direct asupra presiunii maxime a ciclului teoretic.

(2.14)

După determinarea parametrului λp se poate calcula acum presiunea maximă a ciclului teoretic.

Presiunea maximă – (2.15)

Pentru motorul cu aprindere prin scânteie , presiunea maxima a ciclului real se incadrează în limitele , unde voi alege ca presiunea sa fie:

(2.16)

Apoi se compară valorile maxime obținute cu datele precizate în tabelul 2.9

Tabel 2.9

Valoarea presiunii maxime este un pic majorată, am luat aceasta valoare pentru a apropia calculul cu valoarea reală a presiunii maxime de la motorul țintă K7M 710

2.1 Calculul arderii

Calculul practic al procesului de ardere se desfășoară în modul următor:

– se alege o valoare pentru coeficientul de dozaj al aerului λ;

– se calculează cantitatea de căldură necesară pe ciclu;

– se calculează cantitatea de combustibil necesară pe ciclu în fiecare cilindru al motorului și cantitatea de căldură ce se poate degaja teoretic prin arderea acestei cantități de combustibil;

– se determină valoarea coeficientului de utilizare al căldurii degajate prin arderea combustibilului în cilindru

– valoarea calculată a lui ξu cu relația se compară cu cele indicate.

Combustibilul care arde în cilindrii motorului este definit prin participațiile masice ale conținutului său de carbon , hidrogen si oxige. Astfel, combustibilul specific motoarelor de automobil , se caracterizează prin următoarele compoziții medii, în cazul meu pentru benzină:

Conținut de carbon –

Conținut de hidrogen –

Conținut de oxigen –

Cantitatea de aer minimă necesară pentru arderea completă a unui kilogram de combustibil se determină cu relația 2.17.

(2.17)

Valorile coeficientului de dozaj al aerului λ, ce trebuie prevăzut pentru a se asigura condițiile necesare desfăsurării unei arderi complete a combustibilului de configurația camerei de ardere a motorului. În tabelul 2.10 sunt indicate valorile coeficientului de dozaj al aerului λ, în funcție de tipul camerei de ardere folosite.

Tabel 2.10

În continuare voi alege valoarea coeficientului de dozaj ca fiind . În cazul MAS amestecul aer combustibil se caracterizeaza prin valori ale coeficientului de dozaj al aerului λ, ce variază în jurul valorii stoechiometrice . Întrucat calculul termic se efectuează pentru regimul de putere maximă, care se obtine la funcționarea cu amestec bogat, se consideră valori ale lui λ in limitele 0,85…0,95. Atunci când λ este mai mic decât unu, compoziția gazelor de ardere este precizată de relațiile:

(2.18)

(2.19)

(2.20)

(2.21)

Dacă se aproximeaza benzina cu octanul (C8H18), atunci se obține că masa molară a combustibilului este Mc = 114 [kg/kmol], iar cantitatea ințială de încărătura proaspătă N1 și respectiv cantitatea finală de gaze arse N2, se vor calculeaza cu relațiile 2.22 și 2.23.

(2.22)

(2.23)

Coeficientul dinamic de variație molară se definește ca raportul dintre numărul de moli de gaze arse și numărul de moli de amestec inițial: (2.24)

Valorile lui μ0 sunt prezentate în funție de valoarea coeficientului de dozaj al aerului în figura 2.1 reprezentată mai jos:

Fig 2.1

Temperatura gazelor arse reziduale se alege în limitele pentru motoarele cu aprindere prins scânteie, iar prin urmare pentru calculele ce vor urma voi alege .

În continuare este nevoie de volumul camerei de ardere Vc care se calculează cu relația 2.5 și de constanta universală a gazelor, care are valoarea .

Volumul camerei de ardere – (2.25)

Cantitatea inițială de încărcătura proaspătă care pătrunde in cilindrul motorului se amestecă cu gazele arse rămase de la ciclul precedent, formând astfel încărcătura înițială a cilindrilor.Numărul de kilomoli de gaze arse reziduale se poate calcula cu ajutorul ecuației 2.26 de stare a gazelor perfecte:

(2.26)

Numărul de kmoli de încărcătuă inițială, se calculează în mod similar cu relația 2.27:

(2.27)

Numărul de kmoli de încărcătură proaspătă rezultă prin diferența celor două cantități.

(2.28)

Apoi cu aceste date se poate calcula în continuare coeficientul de gaze arse reziduale γr și coeficientul de umplere ηv , care trebuie să se încadreze în tabelul 2.11.

(2.29)

(2.30)

Tabel 2.11

Aferent se poate calcula numărul de moli de gaze arse Nga , coeficientul total de variație molară μ, iar în final rezultă temperatura gazelor la sfârșitul arderii Tz, utilizând relațiile 2.31, 2.32 și respectiv 2.33 .

(2.31)

(2.32)

(2.33)

Energiile interne specifice se determină cu ajutorul tabelelor următoare 2.12 și 2.13 în funcție de valoarea coeficientului de dozaj al aerului , la temperatura de sfârșit de ardere. Având în vedere participația molară a combustibilului, se neglijează prezența acestuia în încărcătura proaspătă la motoarele cu aprindere prin scânteie.

Tabel 2.12

Energia internă specifică la sfârșit de ardere Tz se calculează prin interpolare din tabelul 2.12 pentru λ=0,9:

(2.34)

Energia internă specifică la început de ardere Tc, se calculează prin interpolare din tabelul 2.12 pentru λ=0,9 :

Tabel 2.13

(2.35)

Energia internă a încărcăturii proaspete la temperatura de început de ardere Tc, se calculează prin interpolare din tabelul 2.13 pentru λ infinit (aer):

(2.36)

Datele care exprimă energiile interne ale gazelor din cilindru la începutul arderii Uc și la sfârșitul acesteia Uz pot fi exprimate în funcție de energiile interne specifice în relațiile de mai jos.

(2.37)

(2.38)

Se poate calcula bilanțul energetic pe durata arderii în cilindru cu relația 2.39:

(2.39)

Relatia bilațului energetic permite calculul cantității de căldură ce trebuie degajată pe un ciclu pentru ca motorul să fie capabil să realizeze performanțele impuse. În condițiile asigurării puterii litrice preconizate:

– cantitatea de combustibil ce poate fi arsa complet pe ciclu in cilindru:

(2.40)

-cantitatea de combustibil care arde cu coeficientul de dozaj:

(2.41)

Pentru motorul cu aprindere prin scânteie, unde datorită arderii incomplete ( sau coeficientului de dojaz λ<1) gazele de ardere conțin oxid de carbon (CO) care înglobează o parte din energia chimică a combustibilului , iar în calcule se ia în considerare aceasta pierdere. Cunoscând puterea calorifică inferioară a benzinei Qi și puterea calorifică molară inferioară a oxidului de carbon Qco , se poate determina cantitatea de caldură ce poate fi degajată teoretic prin arderea acestei cantităti de combustibil, cu relația 2.42 :

(2.42)

Coeficientul de utilizare al căldurii degajate prin arderea combustibilului în cilindru se determină cu relația următoare:

(2.43)

Valoarea calculată a coeficientului de ultilizare al căldurii se compară cu cele indicate în tabelul 2.14 de mai jos:

Tabelul 2.14

Dacă valoarea se încadrează în tabel atunci calculele se consideră corecte. Odată rezolvată problema calcului arderii, trasarea completă a diagramei indicate teoretice se poate efectua în continuare prin calcularea volumului la sfârșitul arderii, aceasta fiind Vc=0.047 [dm3] pentru motorul cu aprindere prin scânteie.

În continuare se pot calcula parametrii de stare la sfârșitul destinderii , presiunea Pd și respectiv temperatura Td , cu relațiile 2.44 și 2.45.

(2.44)

(2.45)

Mai departe se pot determina indicii de economicitate ai motorului , consumul orar de combustibil Ce , consumul specific efectiv de combustibil ce cât si randamentul efectiv al motorului ηe cu formulele următoare:

(2.46)

(2.47)

(2.48)

2.2 Bilanțul termic al motorului

Pe baza calculului a bilanțului termic se proiectează unele instalații auxiliare ale motorului ca: radiatorul de apă și radiatorul de ulei. Astfel, în realitate au loc schimburi între diferitele pierderi de căldură (exemplu căldura reprezentând frecarea dintre piston, segmenți și cilindru, trece în căldura preluată de sistemul de răcire; o parte din căldura, și anume cea transferată la contactul dintre gaze și conducte, trece de asemenea în sistemul de răcire; motorul cedează căldura prin radiație și ventilație, căldura preluată de uleiul de ungere se transmite mediului exterior prin ventilația carterului).

Pentru început se determina randamentul indicat al motorului ηi cu formula de mai jos:

(2.49)

-unde ηe este randamenul efectiv al motorului iar ηm fiind randamentul mecanic. Apoi se exprimă bilanțul termic referitor la un kilogram de combustibil se va obține:

(2.50)

Căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii, rezulta din diferenta randamentelor , înmulțită cu puterea calorifica a combustibilului, în cazul aceasta fiind benzina.

(2.51)

Cunoscând temperatura la sfârșitul destinderii și temperatura gazelor arse reziduale, se poate face o medie aritmetica pentru a rezulta temperatura gazelor la evacuare.

(2.52)

În continuare se vor calcula energiile interne ale gazelor de evacuare , ca apoi sa se introducă în relațiile entalpiilor gazelor. Energia internă specifică la termperatura gazelor la evacuare se calculează prin interpolare din tabelul 2.15 de mai jos:

(2.53)

Tabel 2.15

Corespunzator tabelului 2.16 energia internă specifică la temperatura T0 este:

Tabel 2.16

Cunoscând energiile interne si constanta universală a gazelor cât si temperatura gazelor de ardere, se pot introduce doua ecuații din care rezultă entalipiile gazelor.

(2.54)

(2.55)

Unde ige și ipr reprezintă entalpia gazelor de evacuare respectiv entalpia fluidului proaspăt. În continuare se ia in considerare căldura preluată de gazele de evacuare Qge cat și căldura conținută în gazele de evacuare la arderea incompletă ΔQin, iar la motoarele cu aprindere prin scânteie se calculează cu relația 2.58.

(2.56)

(2.57)

(2.58)

Alt factor importat este căldura transformată în lucru mecanic efectiv , aceasta se calculează utilizând randamentul efectiv, cat și puterea calorifică inferioară a benzinei în relația 2.59.

(2.59)

Prin bilanțul termic al motorului se înțelege repartiția căldurii între lucrul mecanic efectiv și diferitele pierderi, ecuația de bilanț termic fiind conform figurii 2.2:

(2.60)

Unde: Qe – căldura transformată în lucru mecanic efectiv

Qrp – căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii

Qge – căldura preluată de gazele de evacuare

Qrac – căldura transmisă pereților de către fluidul motor

ΔQin– căldura conținută în gazele de evacuare la arderea incompletă (energia chimică din gazele combustibile CO și H2).

Fig 2.2

Căldura transmisă pereților de către fluidul motor se calculează prin diferența din ecwuația 2.61 a bilanțului termic :

(2.61)

Pentru a verifica toate mărimile căldurilor este nevoie să se exprime procentual fiecare termen din ecuația bilanțului termic , apoi se compară cu limitele din tabelul 2.17.

qe – căldura transformată în lucru mecanic efectiv exprimată procentual

(2.62)

qrez – căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii exprimată procentual

(2.63)

qge – căldura preluată de gazele de evacuare exprimată procentual

(2.64)

qrac – căldura transmisă pereților de către fluidul motor exprimată procentual

(2.65)

Δqin– căldura conținută în gazele de evacuare la arderea incompletă exprimată procentual

(2.66)

Tabelul 2.17

Toți termenii exprimați procentual se verifică conform tabelului de mai sus , și căldura transmisă pereților de către fluidul motor este mai mare (din punct de vedere al valorii) decât căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii atunci calculul se considera corect.

2.3 Trasarea diagramei indicate, respectiv diagrama reală

Pe baza calculului termic se construiește diagrama indicată. Ea folosește la determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului ( indicat, consum specific indicat de combustibil și presiune medie indicata) , precum si la calculul solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor.

Pentru început avem nevoie de urmatoarele date: lungimea bielei, raza manetonului, cât și raportul dintre raza manetonului si lungimea bielei, fiind un parametrul contructiv foarte important, acesta având o influență puternică în calculul cinematic si dinamic al mecanismului motor.

Cunoscând datele de la motorul K7M710 ca fiind:

– lungimea bielei

– raza manetonului (2.67)

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei (2.68)

Pentru construcția diagramei indicate avem nevoie de presiune si volum , în funcție de unghiul arborelui cotit. Calculul diagramei se efectueaza cu ajutorul unui tabel , fiind reprezentat în anexa 1

.În prima coloana este reprezentat unghiul α , care acesta pornește de la 0 la 720 de grade RAC ( rotatii arbore cotit).

În a doua coloane se calculeaza cu ecuația 2.69 :

(2.69)

A treia coloana reprezintă volumul cilindrului în funcție de unghiul α care se calculează cu relația 2.70 .

(2.70)

În ultima coloană este reprezentată presiunea , care este calculată în funcție de volum, care la randul său este în funcție de unghiul α. Pentru fiecare intervalul de 0…180 de grade RAC se foloseste valoarea presiunii atmosferice pa , ulterior de la 180…360 de grade se foloseste relația 2.71 . În final de la 360…540 de grade , la destindere se foloseste relația 2.72, iar la evacuare de la 540…720 de grade se folosește presiunea de evacuare pev .

(2.71)

(2.72)

Fig 2.3 Diagrama indicata teoretica reprezentata in coordonate P-V

Considerând ciclul al motorului in coordonate p-V , lucrul mecanic indicat dezvoltat în interiorul cilindrilor poate fi obținut ca integrală din pdV pe parcursul unui ciclu complet într-un cilindru multiplicat cu numărul de cilindri în ipoteza ca toți cilindrii sunt identici. Aceasta integrală de comprimare, ardere, destindere, evacuare si admisie reprezinta lucrul mecanic indicat net. Dacă însă integrala se calculează numai pe porțiunea de diagramă de presiune înaltă această valoare pozitivă corespunde lucrului mecanic indicat brut și va reprezenta in continuare lucrul mecanic indicat ca fiind:

(2.73)

Cu ajutorul lucrului mecanic indicat , se poate determina presiunea medie în ciclul teoretic cu formula 2.74 , iar ulterior eroarea indicată . Se verifică apoi ca eroarea să nu depășească limita de 2…5%.

(2.74)

(2.75)

Diagrama reală presupune, de fapt, corectarea diagramei teoretice, efectuând rotunjiri la finele proceselor de comprimare, destindere si evacuare, precum și maximul de presiune al diagramei din timpul arderii. Determinarea presiunii medii indicate pe baza diagramei indicate se poate realiza prin planimetrarea diagramei (calculul ariei diagramei indicate) cu ajutorul formulei trapezelor. În acest scop diagrama indicată este împărțită în n intervale de lungime egală pe direcția axei volumelor.

(2.76)

(2.77)

(2.78)

Unde: Li – este lucrul mecanic indicat pe ciclul real

pid – presiunea medie în ciclul real

εid – eroarea indicată

Se verifică apoi ca eroarea relativă să nu depășească limita de 2…5%, ea fiind cu atât mai mică cu cât numărul n de intervale este mai mare.

Fig 2.4 Diagrama reala reprezentata in coordonate P-V

Capitolul 3: Calculul dinamic

Efectuarea calculului dinamic presupune determinarea forțelor și momentelor existente în mecanismul motor, necesare pentru verificarea solicitărilor pieselor componente ale acestuia, după, dimensionarea pieselor pentru determinarea maselor aproximative ale acestora.

Forțele care lucrează în mecanică motor pot fi grupate astfel:

– forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare (Fi),

– forțele produse de presiunea gazelor din cilindru (Fp),

– forțele de greutate (Fg),

– forțele de frecare (Ff).

Ultimele două categorii de forțe nu se iau în considerare deoarece au

ponderi reduse și în plus forța Ff este și dificil de evaluat.

Forțele de inerție se grupează în două categorii:

– forțele de inerție ale maselor din mișcarea de translație Fitr,

– forțele de inerție ale maselor din mișcarea de rotație Fir.

Forța de inerție a pieselor cu mișcare de translație este produsă de

masa pieselor grupului piston, adică mgp la care se adaugă masa bielei mbtr

ce participă la mișcarea de translație a pistonului.

3.1 Calculul cinematic al motorului

Analiza în detaliu a cinematicii mecanismului bielă-manivelă este foarte complicată, cauza fiind regimul de funcționare variabil . În consecință s-au determinat relații simplificate, cu ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit, obținându-se o precizie destul de bună. Arborele cotit, fiind la o viteză unghiulară considerată constantă , unghiul său de rotație este direct proporțional cu timpul și, prin urmare, toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit.

Se vor prezenta relațiile de calcul ale vitezei, accelerației și deplasării pistonului. În calcul se consideră ca poziție inițială pentru măsurarea unghiului, poziția în care pistonul se află la o distanță maximă față de axa arborelui cotit.

În figura urmatoare este prezentată schema mecanismului bielă manivelă axat, unde s-au făcut următoarele notații:

α- unghiul de rotație a arborelui cotit, se măsoarăîn sensul de rotație a arborelui cotit;

ω- viteza unghiularăa arborelui cotit;

n – turația arborelui cotit, măsurat în rot/min;

R – raza manivelei (distanța dintre axa fusului maneton și axa arborelui cotit), exprimat în [m];

S = 2R – cursa pistonului (distanța dintre punctul mort exterior și punctul mort interior.) exprimat în [m];

l – lungimea bielei, în [m].

Fig 3.1 Schema mecanismului bielă – manivelă axat

Cinematica pistonului

Pistonul realizează o mișcare de translație, intre cele două poziții extreme denumite, puntul mort inferior (PMI) și respectiv punctul mort exterior (PME).

Deplasarea pistonului – Legea de variație a deplasării pistonului fața de PMI se face în funcție de unghiul α și se determină pe cale analitică:

(3.1)

Fig 3.2 Deplasarea pistonului în funcție de unghiul α

Viteza pistonului – Derivând distanța în raport cu timpul se obține expresia analitică a vitezei pistonului [ Zatreanu]:

(3.2)

Fig 3.3 Diagrama vitezei pistonului

Accelerația pistonului se stabilește prin derivarea funcției care exprimă viteza lui în raport cu timpul, adică [Zatreanu]:

(3.3)

Fig 3.4 Accelerația pistonului

Cinematica bielei

Biela descrie o mișcare plan-paralelă, axa ei fiind permanent situată intr-un plan perpendicular pe axa de rotație a arborelui cotit.Aceasca mișcare este studiată considerând-o drept o mișcare complexă, in raport cu un punct de referință./

Deplasarea unghiulara a bielei β , numita si oblicitate, precizeaza poziția axei sale, față de axa cilindrului [Zatreanu]. Calculul se face pornind de la urmatoarea relație:

unde h=0 pentru mecanismul normal axat (3.4)

Fig 3.5 Prezentarea grafica a deplasării unghiulare a bielei

Viteza unghiulara a bielei. – Derivând distanța în raport cu timpul se obține expresia analitică a vitezei:

(3.5)

Fig 3.6 Reprezentarea grafica a vitezei bielei

Accelerația unghiulară a bielei se determina prin derivarea expresiei vitezei unghiulare în raport cu timpul, si se obține relația:

(3.6)

Fig 3.7 Reprezentarea grafica a acelerației bielei în funcție de unghiul alfa

3.3 Alegerea materialelor

Materiale pentru bielă

Cel mai frecvent bielele se construiesc din oțeluri sau oțeluri aliate. Semifabricatul se realizează prin deformare la cald (forjare sau matrițare), după care se tratează termic pentru refacerea structurii interne. În general corpul nu se prelucrează suplimentar.

Tabel 3.1

Din considerente de rezistență ca material pentru construcția bielei, voi alege 41CrNi12 , cu densitatea

Materiale pentru bolt

Din cauza conditiilor dificile de lucru otelul este singurul material potrivit pentru bolt. Se pot folosi oteluri de cementare, cu semifabricat de tip bara tubulara, bara laminata sau semifabricate forjate special.

Tabel 3.2

Din considerente de rezistență ca material pentru construcția bolțului, voi alege 40Cr12, cu densitatea .

Materiale pentru piston

Materialul utilizat initial pentru pistoane a fost fonta. Acesta are avantajul unei prelucrari usoare. Dupa o perioada s-a impus aluminiul, material cu densitate mai scazută.

Tabel 3.3

Ca material pentru construcția pistonului, voi folosi aluminiu, cu densitatea .

Materiale pentru arbore

În mod curent arborii se construiesc din oțel. Dacă solicitările sunt deosebit de mari se poate folosi și oțel aliat. Un alt material utilizat la arbori este fonta cu grafit nodular. Semifabricatul din fontă poate fi obținut prin turnare, ceea este avantajos. Mai puțin rezistent din punct de vedere mecanic, arborii din fontă sunt mai masivi decât cei din oțel. Fonta are bune cantități antifricțiune și suportă presiuni superioare în raport cu oțelul, ceeea ce conduce la uzuri mai reduse.

Tabel 3.4

Ca material pentru construcția arborelui, voi folosi 35MnSi12, cu densitatea .

3.2 Dimensionarea pieselor

Dimensionarea bolțului

În general, bolțul se dimensionează pe baza datelor constructive ( tabelul 3.5), alegerea dimensiunilor trebuie sa se țină seama de trei criterii: masă redusă, presiuni specifice mici, rigiditate sporită [Grunwald].

Boltul sau axul pistonului are rolul de a articula pistonul cu biela. Acesta are o forma cilindrica tubulara si este montat in umerii pistonului si in piciorul bielei. Din punct de vedere cinematic este o cupla cilindrica, care permite rotatia relativa intre piston si biela. Bolțul participă la miscarea de translatie a pistonului, sporind forta de inertie a acestuia. Daca este flotant, atunci el executa si o miscare de rotatie in jurul axei sale. Boltul este incarcat de fortele de presiune si cele de inertie care apartin pistonului. Sub actiunea acestor forte el este solicitat la incovoiere si forfecare in sectiunile transversale si la ovalizare in sectiune longitudinala. Daca boltul nu este corect dimensionat este posibila ruperea acestuia sub actiunea fortelor care actioneaza asupra lui. Datorita fortelor variabile in timp boltul este solicitat si la oboseala.

Datorita solicitarilor mari bolțul este construit din oțel aliat 40Cr10.

Boltul functioneaza in conditii dificile si din cauza temperaturilor relativ ridicate din zona de sprijin a umerilor pistonului (120…150 C). Miscarea de rotatie a boltului in locas este lenta (circa 8 grade pe ciclu), iar conditiile de ungere sunt precare. De aceea ungerea este semifluida, iar cresterea de temperatura afecteaza si ea pelicula de ulei. De aceea apare solicitarea cu soc, care va conduce la cresterea procesului de uzare, cu efecte nefaste asupra uzurii.

Fig 3.8 Secțiune prin grupul piston

Limitele de dimensionare ale boltului trebuie sa se incadreze in tabelul 3.5 de mai jos.

Tabel 3.5

Din tabelul 3.5 , se aleg următoarele dimensiuni:

Diametrul exterior – (3.7)

Voi alege valoarea imediat superioară a diametrului exterior ca fiind , iar din condinții de rezistență voi alege raportul dintre diametrul interior și diametrul exterior ca fiind . (3.8)

De aici rezultă ca diametrul interior are valoarea (3.9)

Unde pentru calcule voi considera ca fiind

Lungimea bolțului (3.10)

Lungimea corespunzătoare piciorului bielei (3.11)

Lungimea de sprijin (3.12)

Presiunea admisibilă

Dimensionarea pistonului

Pistonul asigură evoluțiile fluidului motor necesare producerii lucrului mecanic. Pistonul cu segmenții si bolțul alcătuiesc grupul piston. Părțile componente ale pistonului sunt: capul, care vine în contact cu gazele dincilindru; regiunea portsegmenti, cuprinzând mai multe canale circulare în care se montează segmenții; mantaua care ghideaza pistonul în cilindru; locașurile bolțului, numite și umerii pistonului. Pistonul preia rezultanta dintre forta gazelor care se exercita asupra sa si forta de inertie in translatie. Aceasta se va descompune dupa o directie paralela cu direcția bielei si o direcție perpendiculara la axa cilindrului, care apasă pistonul pe camașă.

Fig 3.9 Forțele în mecanismul bielă-manivelă

Stabilirea dimensiunilor se face în raport cu soluția constructiv funcțională aleasă pe baza datelor statistice. In principiu, la un motor la care dimensiunile fundamentale cursa si alezajul (S,D) sunt cunoscute din calculul termic, este preferabil ca alegerea dimensiunilor pistonului să se facă după alegerea numărului și dimensiunilor segmenților și alegerea dimensiunilor bolțului. Alegerea dimensiunilor caracteristice pistonului se poate face utilizând valorile din tabelul 3.6 și figura 3.10:

Fig 3.10

Tabel 3.6

Aleg următoarele dimensiuni pentru piston conform tabelului 3.6:

Diametrul pistonului –

Lungimea pistonului – (3.13)

Înălțimea de compresie – (3.14)

Lungimea mantalei – (3.15)

Grosimea capului pistonului – (3.16)

Înălțimea de protecție a segmentului de foc – (3.17)

Înălțimea canalului segmentului –

Înălțimea de protecție a segmentului de foc – (3.18)

Lungimea dintre umerii pistonului –

Grosimea mantalei –

Dimensionarea bielei

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 scurtare 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

Primul pas pentru inițierea dimensionarea bielei este acela de a alege raportul ca fiind : (3.19)

Voi alege valoarea imediat superioră din considerente de rezistență.

Tabel 3.7

Fig 3.11

Piciorul bielei

Proiectarea piciorului bielei se face funcție de tipul de montaj al bolțului în bielă. Dacă montajul bolțului în bielă este cu joc, atunci este necesar să se asigure condițiile de ungere pentru acest ajustaj. Dacă este fix, trebuie asigurate condițiile de fixare.

Fig 3.12

Voi alege următoarele dimensiuni din tabelul 3.7:

Diametrul interior al piciorului ( fără bucșă) –

Diametrul exterior al piciorului – (3.20)

Aleg valoarea imediat superioară din considerente de siguranță

Grosimea piciorului bielei (bolț fix) – (3.21)

Corpul bielei

Corpul bielei are forma unei tije. Profilul secțiunii lui transversale este obținut din considerente de rezistență la flambaj. Această solicitare apare atât în planul de mișcare al mecanismului motor, în care biela poate fi modelată ca o grindă articulată la capete, cât și în planul perpendicular pe acesta, în care se poate adopta varianta cu grindă încastrată la capete. Pentru a avea o comportare la flambaj eficientă este necesar ca momentul de inerție în planul de mișcare să fie de patru ori mai mare decât cel din planul de încastrare. O variantă care îndeplinește această condiție este secțiunea în formă de I. Se asigură o bună rigiditate a bielei, la o masă relativ redusă.

Fig 3.13 Secțiune prin corpul bielei

Se vor calcula următoarele dimensiuni cu valorile cuprinse în tabelul 3.7 .

Lațimea minimă a corpului bielei – (3.22)

Lațimea maximă a corpului bielei – (3.23)

Înălțimea corpului – (3.24)

Grosimea tălpilor, grosimea inimii –

Capul bielei

Construcția acestuia depinde de tipul de motorului și felul în care se articulează biela la fusul maneton. La motoarele în linie cel mai frecvent, capul bielei este tubular și secționat, având capac și cuzineți. Sub aspectul execuției, cea mai avantajoasă variantă este secționarea capului după planul perpendicular pe axa bielei. La fel ca la piciorul bielei, capul este legat prin o largă rază de racordare, care trebuie să asigure o bună corelație între rigiditate și masă.

Fig 3.14 Capul bielei

În continuare ca și la celelalte părți , voi calcula dimensiunile cu valorile cuprinse în tabelul 3.7

Diametrul manetonului – (3.25)

Pentru a reduce masa bielei și a aduce centrul de greutate spre piciorul bielei voi alege

Grosimea cuzinetului – (3.26)

Se alege valoarea imediat superioară

Distanța dintre axele șuruburilor – (3.27)

Diametrul capului – (3.28)

Grosimea capului bielei – (3.29)

De asemenea calculele de dimensionare s-au realizat cu programul excel, iar rezultatele sunt urmatoarele:

Tabel 3.8 Tabel 3.9

Tabel 3.10

Dimensionarea arborelui cotit

Arborele preia forțele transmise de biele și forțele din mișcarea de rotație. El însumează momentele produse de cilindrii și le transmite către utilizator. De asemenea, are rolul de manivelă în mecanismul bielă manivelă, distanța dintre axele celor două fusuri, palier și maneton, repretentând raza de manivelă. Arborele cotit este cel care asigură acționarea sistemelor auxiliare necesare funcționării motorului.Elementele componente ale arborelui cotit sunt: fusurile palier, prin care arborele se sprijinăpe lagăre; fusurile maneton care se utilizeazăpentru cuplarea bielelor; brațele, care fac legătura între cele douăfusuri și care permit, la partea opusăfusului maneton, montarea de mase de echilibrarea, numite contragreutați. Pe extremitățile arborelui se găsesc dispozitive pe care se pot monta piese de legăturăcu utilizato- rul și cu instalațiile auxiliare ale motorului.

La proiectarea acestuia se vor alege acele conditii care sa asigure o rigiditate maxima.Pentru aceasta, la cele mai multe constructii fusurile paliere se amplaseaza dupa fiecare cot, diametrele acestora se maresc iar lungimile se micsoareaza, de asemenea aceste masuri fac posibil marirea dimensiunilor bratelor.

Arborele este cel care suporta cele mai mari solicitari: intindere, compresiune, incovoiere si rasucire.Fortele variabile sunt cele ce produc fenomenul de oboseala, care este foarte periculos in functionarea unui motor.Pentru ungerea arborelui, uleiul este introdus sub presiune pe lagarele palier, unde ajunge pe fusurile maneton. Dimensiunile arborelui vor fi calculate cu ajutorul datelor anterioare raportate la alezaj si alese cu ajutorul figurii 3.15 si tabelului 3.11:

Tabel 3.11

Fig 3.15

Calculul arborelui cotit este destul de dificil datorită configurației lui complicate. Din punct de vedere al modelului echivalent al acestuia, el poate fi considerat ca o grindă sprijinită pe mai multe reazăme,ceea ce conduce la un sistem static nedeterminat. De asemenea, fiecare cot în parte este diferit încărcat, astfel încât problema devine și mai complicate. Din acest motiv, arborele cotit între fiecare două lagăre paliere se consideră ca fiind un sistem izolat, dar definit.

Din tabelul de mai sus , aleg următoarele dimensiuni:

Lungimea cotului – (3.30)

Voi alege

Lungimea cotului – (3.31)

Voi alege

Lungimea fusului palier – (3.32)

Voi alege

Diametrul fusului maneton – (3.33)

Voi alege

Lungimea fusului maneton – (3.34)

Voi alege

Grosimea brațului – (3.35)

Voi alege

Lățimea brațului – (3.36)

Voi alege

3.4 Calculul maselor, forțelor și momentelor

Calculul maselor

Odată biela dimensionată, se poate determina masa ei, cunoscându-se densitatea materialului din care este confecționată, dar totodata aceasta se poate determina si cu programe speciale de proiectare.

Cu ajutorul programului Catia V5, s-a calculat masa bielei ca fiind :

Fig 3.15 Imagine cu biela realizată în programul de proiectare Catia V5

Cunoscând poziția centrului de masa și lungimea de biela s-a determinat și , unde reprezintă distanta de la axa centrului piciorului bielei la centrul de greutate , iar reprezintă distanța de la axa centrului capului bielei la centrul de greutate al bielei.

(3.37)

Cunoscând valorea se determină masele bielei în translație și respectiv în rotație .

(3.38)

(3.39)

Prin descompunerea masei bielei în două mase concentrate una în piciorul bielei ce execută o mișcare de translație identică cu cea a pistonului, și cealaltă în capul bielei ce execută o mișcare de rotație identică cu a manetonului, se pot determina cele două mase, astfel încât să aibă valori în intervalul : , respectiv .

(3.40)

(3.41)

Valorile rezultate se pot considera corecte deoarece sunt ușor apropiate de intervale de mai sus.

Masa bolțului s-a determinat cu ajutorul programului de proiectare Catia V5, valoarea ei fiind :

Fig 3.16 Imagine cu bolțul realizat în programul de proiectare Catia V5

Masa pistonului s-a determinat cu ajutorul programului de proiectare Catia V5, valoarea ei fiind :

Fig 3.17 Imagine cu pistonul realizat în programul de proiectare Catia V5

La fel masa segmenților s-a determinat cu ajutorul programului de proiectare Catia V5, valoarea ei fiind :

Fig 3.18 Imagine cu segmenții realizați în programul de proiectare Catia V5

În continuare cu ajutorul tuturor maselor se poate calcula masa grupului piston , cu relația 3.42.

(3.42)

Se verifică apoi că masele raportate obținute prin împărțirea la suprafață a capului pistonului care trebuie sa se încadreaze în valorile indicate în tabelul 3.12.

Tabel 3.12

(3.43)

(3.44)

Formulele de calcul ale maselor raportate s-au folosit din [ ]

Calculul fortelor și momentelor

În primă fază se pleacă de la determinarea forțelor de inerție a masei bielei , cu ajutorul relației , apoi se calculează forța de inerție a pieselor în mișcarea de translație . Forța de presiune a gazelor se determină cu relația , fiind o forță care variază în funcție de pozitia arborelui cotit. Pentru aceste calcule s-a utilizat programul excel , conform anexei

(3.45)

unde este accelerația pistonului.

Fig 3.19 Reprezentarea grafică a forței de inerție a masei bielei în translație

(3.46)

Fig 3.20 Reprezentarea grafică a forței de inerție a pieselor în mișcarea de translație

(3.47)

Unde este presiunea din cilindru pe un ciclu complet, iar este presiunea din carter care lucrează pe partea interioară a capului pistonului și are valoarea: .

Fig 3.21 Forța gazelor din cilindru pe intreg ciclul

Principalele forte din mecanismul bila-manivela care se cer a fi determinate sunt prezentate in figura 3.22. Aceste forte sunt:

Forța în lungul axei cilindrului- (3.48)

Forța în lungul bielei- (3.49)

Forța normală – (3.50)

Forța în lungul manivelei- (3.51)

Forța tangențială- (3.52)

Momentul motor – (3.53)

Unde R este raza manivelei, în cazul acesta raza fiind:

Fig 3.22

Forța de inerție a părții din bielă considerate în miscare de rotație se poate calcula cu ajutorul masei bielei în rotație , razei manivelei și vitezei unghiulare a arborelui cotit care are valoarea: (3.54)

(3.55)

Cu aceste date se poate calcula reacțiunea fusului maneton , pe baza careia se construiesc diagrama polară a fusului maneton si diagrama de uzuraă necesare verificării organologice a fusului maneton.

(3.56)

În continuare voi reprezenta grafic fiecare forță din mecanismul motor prezentat mai sus în figura 3.22, momentele cât și diagrama polara și diagrama de uzură. Toate aceste date s-au calculate cu ajutorul tabelului excel prezentat în anexa 1.

Fig 3.23 Forța în lungul axei cilindrului

Fig 3.24 Forța în lungul bielei

Fig 3.25 Forța normală

Fig 3.26 Forța în lungul manivelei

Fig 3.27 Forța tangențială

La motorul policilindric momentul motor instantaneu al motorului se determină ținând seama că într-o perioadă c în fiecare cilindru se produce o aprindere și aprinderile sunt uniform decalate pentru a asigura o funcționare uniformă a motorului. Decalajul dintre două aprinderi succesive se calculează în funcție de perioada ciclului și numărul de cilindri. În acest cazul acesta perioada este deoarece motorul în cauză este un motor în 4 timpi.

(3.57)

Momentul motor mediu al unui cilindru reprezintă acel moment constant care dezvoltă în perioada momentului M același lucru mecanic ca cel dezvoltat de momentul motor instantaneu al unui cilindru.

Conform anexei 1 , cuplul motor pe un cilindru este –

Obținerea momentului rezultat al motorului rez se realizează prin însumarea algebrică a valorilor momentului motor instantaneu al unui cilindru decalate între ele conform decalajului funcțional dintre cilindri, rezultat din condiția aprinderilor uniform repartizate. Determinarea efectivă a momentului rezultant instantaneu al motorului se poate face practic sub formă tabelară. Momentul motor mediu rezultant al motorului policilindric este definit în mod similar momentului motor mediu al unui cilindru, și anume:

(3.58)

Apoi acesta se obține prin planimetrarea diagramei și se verifică apoi puterea indicată dezvoltată de motor:

Puterea indicată ( din datele inițiale) – (3.59)

Puterea indicată calculată cu momentul rezultant :

(3.60)

Se calculează apoi eroarea relativă și dacă aceasta nu depășește 5%, calculul dinamic se consideră efectuat corect.

(3.61)

Calculul efectuat se consideră corect , iar în continuare de pot construii diagramele de moment.

Fig 3.28 Diagrama de moment pe cilindrul unu

In calcule ,toți cilintrii se consideră identici, deci și fortele și momentele sunt identice ,în consecință se poate construi diagrama de moment pe toți cilindri cu decalaj de 180 de grade RAC între două aprinderi succesive.

Fig 3.29 Diagrama de moment pe toți cilindri

Diagrama a momentului rezultant se poate determina prin ca media aritmetică a tuturor momentelor pe toți cilindri, iar aceasta poate arăta astfel:

Fig 3.30 Diagrama de moment rezultant

Diagrama polară se poate construi cu ajutorul forței în lungul manivelei Z și forței tangențială T, unde T este abscisa și Z ordonata.

Fig 3.31 Diagrama polară

Fig 3.32 Diagrama de uzură

3.5 Calculul de rezistență

Calculul de rezistență a bolțului

Calculul si verificarea la rezistența a bolțului se efectuează cu ajutorul programului excel în care datele ințiale introduse sunt urmatoarele ( aceste date au fost coreleate cu datele

din proiect ):

Tabel 3.13

Diametrul exterior d si lungimile de sprijin a si b trebuie sa asigure rezistenta boltului la uzura, care este exprimata prin presiunile de contact din cele doua zone. Se considera ca forta maxima care actioneaza asupra boltului este cea de la punctul mort interior in cursa de ardere si poate fi exprimata cu relatia de mai jos. Masele care participa la forta de inertie sunt cele de deasupra boltului. Presiunile pe cele doua zone se pot exprima cu cele doua relatii de mai jos:

(3.62)

(3.63)

Verificarea la încovoiere

Pentru încovoiere se utilizeaza schema 3.33 care genereaza eforturi marite. Din aplicarea relatiilor corespunzatoare calculului de incovoiere rezulta efortul maxim de incovoiere:

(3.64)

Fig 3.33 Schema reprezintă solicitările ce apar pe toata lungimea bolțului

Verificarea la forfecare

Forta taietoare T este dirijata dupa axa OY (schema de mai jos 3.34). Se considera ca forta T este preluata de bolt pe dreapta AB si de aceea se calculeaza valoarea maxima a acestuia, care va avea relatia 3.65:

(3.65)

Fig 3.34 Schema bolțului pentru verificarea la forfecare

Verificarea la oboseala

Deoarece bolțul este fix în bielă, ciclul este asimetric, iar coeficientul de siguranță se calculează cu relatia 3.66.

(3.66)

Pentru parametrii care intră în relațiile de calcul ale coeficientului de siguranță se pot folosi următoarele valori:

-rezisteța la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere: n

pentru oțel carbon;

pentru oțel aliat.

-rezisteța la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere:

– coeficientul tensiunilor;

– coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile:

– factorul dimensional: ε = 0,8…0,9;

– coeficientul de calitate al suprafeței γ:

– bolț călit cu suprafață lustruită: γ = 1,1…1,5

– bolț cementat cu suprafața lustruită: γ = 1,5…2,5

Verificarea la ovalizare

Aceasta se efectueaza considerind ca boltul este o bara curba in sectiunea transversala, incarcata cu o sarcina distribuita sinusoidal pe jumatate din circumferinta. Deoarece ipoteza nu este riguros exacta, rezultatele se corecteaza cu majorarea fortei F cu un coeficient care tine seama de raportul dimensiunilor. Raportul k utilizat pentru majorarea fortei va avea relatia: . Conditia de evitare a griparii este ca deformatia sa nu depaseasca jocul diametral si pentru siguranta .

(3.67)

Calculul jocului la rece

La fel ca in cazul cuplei piston camase si in cazul cuplei bolt-umerii pistonului este necesara determinarea tolerantelor acestuia pentru ca in functionare sa se realizeze toleranta prescrisa. Jocul la rece pentru un bolt care are o temperatura de functionare , un piston cu o temperatura de functionare , cu T0 se noteaza tempera la montaj si coeficientii de dilatare corespunzatori:

(3.68)

Cu jocul astfel obtinut se poate determina temperatura de montaj, care poate sa conduca la racirea boltului pentru a fi montat.

Rezultatele calculelor de rezistenta efectuate cu programul excel sunt urmatoarele:

Tabel 3.14

Dacă coeficienții de siguranța sunt mai mari de 1 , atunci înseamnă ca bolțul rezistă la toate solicitările. Relațiile pentru calculul de rezistență a pistonului au fost preluate din [ Zatreanu ]

Calculul de rezistență a pistonului

Pentru efectuarea calculului s-a utilizat programul excel cu datele inițiale din tabelul următor:

Tabel 3.15

Verificarea solicitărilor în capul pistonului

Capul pistonului se verifică la solicitari mecanice, termice si rezultante asimilindu-l cu o placă incastrată pe contur, care are grosimea constanta δ si diametrul Di al suprafetei interioare a regiunii portsegmenti. Eforturile mecanice vor fi generate de presiunea maxima a gazelor din cilindru, care se considera uniform distribuita pe cilindru (aceasta ipoteza este corecta din punct de vedere fizic, deoarece presiunea este cvasiconstanta in camera de ardere).Eforturile mecanice radiale si tangentiale se determina cu ipotezele enuntate mai sus si se calculeaza cu relatiile 3.69, 3.70:

(3.69)

În centrul se verifică cu formula – (3.70)

unde μ este coeficientul lui Poisson.

Verificarea la solicitările termice

Pentru solicitarile termice se face ipoteza ca nu exista variatie axiala a temperaturii, ci numai radială (se presupune ca temperatura nu variaza cu grosimea capului pistonului). De aceea nu exista decit tensiuni radiale si tengentiale pe suprafata acestuia, care sunt generate de diferenta de temperatura dintre centrul pistonului si marginea acestuia. Cele doua eforturi se pot calcula cu relatiile 3.71, 3.72:

Efortul radial – (3.71)

Efortul tangențial – (3.72)

Fig 3.35 Distribuția temperaturii în piston

Verificarea în regiunea port segmenți

Aceasta zona se verifica pentru ca reprezinta aria slabita din cauza gaurilor sau ferestrelor de ungere. Daca se noteaza cu Ωsu aria sectiunii slabite care se obtine din scaderea suprafetei gaurilor de ungere din aceasta (se presupune ca exista un numar de gauri identice:

(3.73)

În continuare această regiune se va verifica la comprimare, pentru forța maximă obținută la punctul mort interior în cursa de ardere și tot la punctul mort interior la inceputul admisiei pentru solicitarea de întindere maximă.

Solicitare la comprimare – (3.74)

Solicitare la întindere – (3.75)

Verificarea manta si umerii pistonului

Pentru manta se verifică presiunea maxima care va fi exercitată de acesta pe cilindru. Se urmărește ca aceasta sa nu depasească o valoare admisibilă.

(3.76)

Umerii psitonului se calculează la forfecare în regiunea de îmbinare cu pistonul

(3.77)

Apoi datele obținute sunt comparate cu valorile admisibile din tabelul următor:

Tabel 3.16

Valori admisibilie pentru solicitarile pistonului

Rezultatele calculelor de rezistența realizate cu programul excel sunt următoarele:

Tabel 3.17

Tabel 3.18

Calculul de rezistență a bielei

Pentru evaluarea eforturilor și deformațiilor din piciorul bielei se iau în considerare următoarele trei componente:

1. Solicitarea de întindere produsă de forța de inerție a grupului piston

2. Solicitarea de comprimare produsă de forța de presiune a gazelor

3. Solicitarea de fretare produsă de presarea bucșei în picior.

Solicitarea de comprimare și cea de întindere se desfășoară simultan cu cea de fretare. Deci vor exista două cazuri de încărcare, la comprimare și la întindere.

Verificarea piciorului la întindere

Forța de întindere are valoarea maximă când forța datorată presiunii gazelor este minimă, deci când pistonul se află la punctul mort interior, la începutul cursei de admisie. În aceste condiții forța de întindere se determină cu următoarea relație:
(3.78)

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

a) piciorul bielei reprezintă o grindă curbă încastrată în zona de racordare a piciorului cu corpul bielei;

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

Fig 3.36 Distribuția forțelor în piciorul bielei

În cazul în care unghiul de încastrare fî >90o, momentul încovoietor și forța normală în secțiunea de încastrare determinate de forța de întindere, au următoarele expresii:

(3.79)

(3.80)

Momentul încovoietor M0 și forța normală N0 se determină cu următoarele relații (în care unghiul este introdus în radiani):

(3.81)

(3.82)

În secțiunea de încastrare momentul încovoietor șiforța normală solicită atât piciorul bielei cât și bucșa sau bolțul presat, în aceste condiții se utilizează un coeficient de proporționalitate care are expresia:

(3.83)

unde: Ab – aria secțiunii bucșei;

Ap – aria secțiunii piciorului;

E.BZ – modulul de elasticitate al materialului bucșei sau bolțului presat;

Ea – modul de elasticitate al materialului bielei.

Tensiunile produse în o secțiune oarecare din piciorul bielei se pot determina cu relațiile:

(3.84)

(3.85)

Pentru determinarea valorii maxime a efortului este necesară stabilirea variației dimensiunii hp în raport cu unghiul de calcul. Se poate considerea că racordarea dintre picior și corp se face cu un arc de cerc, conform figurii 3.37:

Fig 3.37

Cu această variantă de racordare, relația de calcul pentru grosimea h este următoarea:

(3.86)

După cum se observă, valoarea h depinde de raza de racordare și de unghiul beta. Dacă valorile eforturilor sunt mari și trebuie îngroșat piciorul, atunci se alege o rază de racordare mai mare și un unghi de pornire al racordării mai apropiat de 90 de grade.

Verificarea piciorului la comprimare

Pentru comprimare se păstrează aceleași ipoteze ca la întindere. Forța de comprimare se consideră distribuită după o lege sinusoidală pe partea inferioară a piciorului. Forța de calcul se consideră la punctul mort interior, unde presiunea este maximă.Calculul tensiunilor produse în piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectuează în următoarele ipoteze:

a) piciorul bielei se consideră o grindă curbă încastrată în zona de racordare cu corpul bielei;

b) forța de compresiune este distribuită sinusoidal pe jumătatea inferioară a piciorului.

Momentul încovoietor și forța normală în secțiunea de încastrare, determinate de forța de compresiune pot fi calculate cu relațiile unde φ este unghiul curent:

(3.87)

(3.88)

Valorile eforturilor pentru fibrele exterioară și interioară pentru piciorul bielei se exprimă cu expresiile:

(3.89)

(3.90)

În timpul funcționării motorului la strângerea de montaj (Dm) se adaugă o solicitare suplimentară de compresiune (Dt ) datorată dilatării bucșei de bronz. Dilatarea termică se poate determina cu relația:

(3.91)

unde: di – diametrul interior al piciorului bielei [mm]

– coeficientul de dilatare al bucșei;

– coeficientul de dilatare al materialului bielei;

– temperatura piciorului bielei

– temperatura mediului ambiant.

Deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție se determină cu formula:

(3.92)

unde:

I- momentul de inerție al suprafeței secțiunii piciorului bielei.

La montajul cu bolț liber în piciorul bielei pentru a se preveni griparea, deformația produsă de forța de inerție nu trebuie să depășească jumătate din valoarea jocului de montaj.

Verificarea corpului

Efortul determinat pentru fiecare zona in parte se poate realiza cu un coeficient de flambaj:

(3.93)

(3.94)

În aceste relații l este lungimea de flambaj, A este aria secțiunii de calcul, I sunt momentele de inerție în raport cu cele două axe, iar c este caracteristica materialului (0,0002….0,0005). Cele două solicitări se calculează pentru cele două secțiuni și apoi se determină coeficienții de siguranță cu formula .

(3.95)

Verificarea solicitărilor în capul bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton. Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neînsemnată solicitarea de compresiune a acestuia.Solicitarea de întindere se transmite numai capacului și este determinată de forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de translație și de forța centrifugă a masei bielei care efectuează mișcarea de rotație mai puțin masa capacului bielei.

(3.96)

Pentru a face echilibrul forțelor din capul bielei în secțiunea de încovoiere se introduc momentul încovoietor M0 și forța normală N0.

(3.97)

(3.98)

Deoarece se consideră secțiune de grosime constantă nu se mai procedează ca la picior, la un calcul pe secțiuni, iar unghiul de încastrare se se consideră la 130 de grade. Efortul unitar se calculează cu relația 3.99.

(3.99)

Iar în continuare se țin seama de influența cuzineților prin intermediul coeficienților K.

(3.100)

(3.101)

Calculul se face doar la compresiune, ceea ce ar determina un ciclu la oboseală pulsant (cealaltă solicitare este nulă). Se admite pentru acest caz doar calculul static.

Verificarea deformației capului se face pentru a proteja funcționarea acestuia ca lagăr. Relația de calcul adoptată ține cont de energia de deformare și se referă la deformația pe planul perpendicular pe axa bielei:

(3.102)

Relațiile pentru calculul solicitărilor s-au utilizat din [ Stress concentration factors].

Tensiunile bielei vor fi calculate cu ajutorul datelor anterioare raportate la alezaj si alese cu ajutorul schimelor și tabelului urmator:

Tabel 3.19

Tabel 3.20

Fig 3.38

Calculul se realizeaza cu ajutorul programului excel, in care datele initiale sunt prezentate in tabelele urmatoare:

Tabel 3.21 Tabel 3.22

Rezultatele calculelor de rezistenta realizate cu programul excel sunt urmatoarele:

Tabel 3.23 Tabel 3.24

Tabel 3.25

Calculul de rezistență a arborelui

Având în vedere condițiile de funcționare, prin calcul, arborele cotit se verifică la presiune specific 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. Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă și configurația contragreutăților. (masa și poziția centrului de greutate se determină la calculul dinamic al motorului).

Verificarea fusurilor la presiune și încălzire

Această verificare se face pentru protejarea lagărelor. Pentru verificare se utilizează forța maximă și cea medie care acționează pe fusul respectiv:

(3.103)

(3.104)

(3.105)

(3.106)

Valorile admisibile ale presiunilor se compară cu cele din tabelul 3.26:

Tabel 3.26

La calculul presiunilor accesibile pe fusuri un factor important (în afară de dimensiunile acestuia) este prezența contragreutăților. Acestea descarcă fusurile paliere și reduc valorile presiunii maxime. Pentru maneton nu apar elemente de control al presiunii pe fus, deoarece forțele care acționează asupra acestuia nu sunt afectate de contragreutăți. De asemenea este necesară și verificarea la încălzire a fusurilor, generată de viteza relativă a fusurilor. Verificarea fusului la încălzire se efectuează inițial pe baza unui calcul simplificat și aceasta se referă la determinarea valorii coeficientului de uzură.

(3.107)

(3.108)

Unde – ω = reprezintă viteza relativă dintre fus și cuzinet în

= reprezintă coeficientul de conectare a vitezei relative (1.03…1.09)

Valorile admisibile sunt limitate la 130

Fusul palier este solicitat la torsiune și încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusurilor este redusă, momentele încovoietoare au valori mici șiîn 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 care acționează în fusurile dinspre partea posterioară a arborelui și mai ales în fusul final, deoarece în aceasta se însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus în parte, ceea ce implică însumarea momentelor de torsiune. Acestea sunt calculate funcție de ordinea de aprindere a cilindrilor. Pentru fiecare fus palier se determină valorile valorile corspunzătoare unui calcul la oboseală ținând cont de modul cum variază încăcarea pe acel fus:

(3.109)

(3.110)

(3.111)

(3.112)

(3.113)

Deoarece fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune, calculul se efectuează pentru un cot care se sprijină pe două reazeme și este încărcat cu forțe concentrate, iar 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 în reazeme se determină din condițiile de echilibru ale forțelor și momentelor. Este convenabil ca forțele ce acționează asupra fusului să se descompună după două direcții: una în planul cotului, cealaltă tangențială la fusul maneton. În calculul se folosec următoarele scheme pentru forțele care acționează asupra cotului:

Fig 3.39 Reprezentarea schematică a solicitărilor în fusul maneton

Fig 3.40 Schema forțelor pentru calculul unui cot sprijinit pe doua fusuri paliere egale

Verificarea fusului maneton se face în secțiunea unde se va prevedea orificiul de ungere. Din punct de vedere al încărcărilor asupra manetonului acționează două momente de încovoiere (unul în plan normal și unul în plan tangențial) și unul de răsucire:

(3.114)

(3.115)

(3.116)

Fig 3.41

Cele două momente de încovoiere se compun în planul manetonului, apoi se poate descompune după direcția axei orificiului de ungere, pentru a găsi secțiunea slăbită. Modulul de inerție se va corecta funcție de diametrul găurii de ungere și se calculează în raport cu gaura din maneton.

(3.117)

(3.118)

Cu aceste date se verifică rezistența la oboseală în raport cu valorile maxime și minime ale eforturilor de încovoiere cu relația

(3.119)

Pentru torsiune se realizează același algoritm, ținând cont de variația momentului:

(3.120)

Coeficientul de siguranță global se calculează prin combinarea celor doi coeficienți.

(3.121)

(3.122)

(3.123)

(3.124)

(3.125)

Fig 3.42

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. În această secțiune apar solicitări de încovoiere după două axe și un moment de răsucire și o solicitare axială.

(3.126)

(3.127)

(3.128)

(3.129)

Secțiunea verificată este dreptunghiulară și va fi solicitat la sarcini axiale și de forfecare. Pentru evaluarea coeficienților de siguranță la oboseală se utilizează coeficienți de corecție care țin cont de suprafață, calitatea suprafeței etc.

(3.130)

(3.131)

(3.132)

(3.133)

(3.134)

Calculul acestor solicitari se realizeaza cu programul excel, unde rezultatele sunt prezentate in tabelele următoare, iar dacă rezultatele coeficienților sunt mai mari decât 1 atunci arborele rezistă la toate tipurile de solicitări:

Tabel 3.27

Tabel 3.28

Tabel 3.29

Tabel 3.30

Tabel 3.31

Tabel 3.32

Formulele pentru calculele de rezistență au fost luate din [ ]

Capitolul 4: Tehnologia de fabricație a pistonului

1 Analiza condițiilor functionale și justificarea soluției constructive alese

Pistonul este solicitat atat termic cat si mecanic. Pistonul trebuie sa îndeplinească următoarele

funcțiuni:

• sa participe la transformarea energiei termine in energie mecanica

• sa aiba sufucuenta rezistenta mecanica cat sa reziste la forțele de presiune ale gazelor si ale forțelor inerte

• sa aiba rezistenta la uzura, la coroziune (provenite de la contactul cu gazele de ardere sau cu uleiul din carter), sa reziste la solicitările termice

• sa evacueze o parte din căldură produsa in cilindru

• sa etanseze spațiul de lucru.

Pistoanele pentru motoarele cu aprindere prin scânteie se confecționează din aliaje de aluminiu.

Condițiile tehnice care stau la baza proiectării acestora sunt:

• siguranța in funcționare

• greutate mica

• mers lin

• frecare minima

• concordanta cu sistemul de alimentare al camerei de ardere cu amestec carburant

• preț de cost redus.

In urma celor prezentate mai sus, am ales următorul tip constructiv:

• am ales un piston cu jocul mic pentru a avea un mers fără batai, dar care reduce insa siguranța in funcționare atunci când pistonul este rece

• pistonul are o inaltime relativ mica pentru a reduce forțele inerte ce apar asupra sa

• s-au executat la nivelul ultimului segment unele tăieturi transversale pentru compensarea efectelor negative ale dilatării, dar care permit strangularea evacuării căldurii prin manta

• s-au executat trei canale pentru segmenti (doi de compresie si unul de ungere) pentru o mai buna evacuare a căldurii, segmentii aflandu-se in contact permanent cu cilindrul

• pereții in zona segmentilor au o grosime mai mare si prezintă un racord cu capul pistonului pentru a micșora concentrările de eforturi unitare, dar care duce si la o creștere a greutății pistonului

• pentru rigidizarea pistonului s-au executat pe umerii pistonului si in lateral o serie de intarituri

• in interiorul umerilor s-au executat canale pentru inelele de siguranța si găuri pentru pătrundere băii de ulei

• mantaua s-a executat simplu, fara brâu, doar la partea de jos avand o îngustare de secțiune

• capul pistonului este neted, drept si fara tăieturi si lacasuri pentru supape.

2 Stabilirea materialului si a procesului de realizare a semifabricatului

Materialele pentru pistoane trebuie sa indeplineasca următoarele cerințe:

• greutate cat mai mica pentru a reduce tortele de inerție

• conductibilitate termica cat mai mare pentru un regim termic cat mai bun

• calitati bune de frecare si uzura, in stare calda de funcționare

• rezistenta mare la solicitări variabile, atat in stare rece cat si in stare calda de funcționare

• coeficient de dilatare apropiat de cel al cilindrului

• sa fie ușor de turnat sau de forjat

• sa fie ușor de prelucrat prin aschiere

• sa se obțină la prelucrarea prin aschiere o suprafața cu o calitate corespunzătoare pentru frecare

• sa fie ieftin

• sa nu corodeze in timpul funcționarii

• sa nu corodeze prea mult cu ocazia stocării ca piese de schimb

• sa aiba o rezistenta mecanica buna

• sa reziste la uzura

• sa aiba stabilitate dimensionala (diminuarea fenomenului de creștere in timp a volumului).

Multe din aceste condiții sunt greu de intrunit la același aliaj, unele dintre ele fiind chiar in contradicție. Pentru pistonul meu am ales un alij pe baza de aluminiu, datorita conductibiiitatii termice ridicate si a greutății specifice reduse. Aluminiul se aliaza foarte ușor cu o serie de elemente pentru imbunatatirea următoarelor caracteristici: rezistenta la tracțiune, limita de curgere, duritatea, rezistenta la oboseala, rezistenta la uzura.

Se obțin, de asemenea, calitati foarte bune de frecare si uzura in stare rece si calda de funcționare; se reduse coeficientul de dilatare termica; se obține o calitate corespunzătoare a suprafeței de frecare.

Tabel 4.1

3. Procesul tehnologic de obținere a semifabricatului

Semifabricatul pentru piston se poate confecționa prin turnare, matritare sau prin sinterizare, fiecare dintre aceste metode avand mai multe variante. Procedeul ales pentru realizarea semifabricatului este turnarea in cochilii. Turnarea in forma de nisip se aplica pistoanelor din fonta si, mai rar, pistoanelor din aliaj de aluminiu. Pistoanele din aliaj de Al nu se toama in nisip deoarece, datorita răcirii prea lente, se obține o structura de granulatie drosolana si cu caracteristici mecanice scăzute. Din acest motiv, pistoanele din aliaj de Al se toama aproape exclusiv in cochilii metalice. Turnarea in cochilie elimina aceste deficiente daca se aplica o tehnologie de turnare care sa aigure obținerea unei structuri fine.

Structura materialului turnat in cochilie depinde de temperatura de turnare si de viteza de răcire. Viteza de răcire variaza cu temperatura cochiliei si se modifica prin vopsirea prealabila a formei.

3.1 Descrierea utilajului format din cuptor si cochila

a) Construcția cochiliilor

Cochila se compune din doua subansamble bine definite: partea exterioara si miezurile.

Partea exterioara este executatata din fonta cenușie obișnuita sau fonta aliata (C 3 3%- Si 2 5% Mn 0,6%; S 0,05%; P 0.1%; Cr 0,4%; Ni 0,1+0,15%). Grosimea peretelui se ia circa 3-50mm pentru a inmagazina mai bine căldurăsi a menține, in limite relativ restrânse temperatura necesara turnării (echilibrul termic).

Elementele cochiliei:

1 — partea centrala a miezului

2, 3 — părțile laterale ale miezului

4,5 — miezuri pentru locașul de boit

6, 7 — impingatoare

8, 9 — părțile exterioare ale formei

10 — masa de turnare

Pentru dornurile laterale, care intra in porțiunea boitului si al căror mecanism de extracție se fixeaza pe partea exterioara a cochiliei, se utilizeazăun otel termore- zistent.

Materialul din care se confecționeazăcochila se detensioneaza inainte de prelucrare, timp de mai multe ore, la 800 °C si se recaste incet, impreuna cu cuptorul

Fig 4.1

Partea exterioara a cochilei rezista pana la 20000 de turnări, iar partea centrala la 3000-4000 de turnări.

Pistonul s-a realizat cu capul in jos si s-a aplicat in partea de jos a cochiliei un sistem de răcire pentru a preveni formarea crăpăturilor de turnare in nervurile interioarea ale capului pistonului si totodată pentru a obține o structura mai fina in zona de răcită. In acest scop, se prevede in partea de jos a cochiliei o porțiune centrala mai subțire, care este răcită cu un curent de aer ce iese sub presiune din orificiile unei conducte circulare așezata sub porțiunea centrala. Atât porțiunea de jos cat si portiunea laterala se prevăd cu canale de circa 0,5-1 mm* 2secțiune, pentru eliminarea aerului timpul turnării. Pe partea exterioara a cochiliei este aplicat mecanismul de inchidere. ~nchila se incalzeste pana ia circa 300V cu ajutorul unei butelii cu gaz metan, termic optim in timpul turnării.

Miezurile s-au executat din 3 parti. Ca material s-a putut utiliza OLC45, otel termorezistent cu 0,3%C si circa 13,5%Cr. Materialul miezurilor din otel aliat este mai scump decât cel din otel caron, dar are duritate mai mare.

Pentru evacuarea gazelor in timpul turnării, porțiunea care formeazăochiurile pistoanelor se prevede cu o serie de găuri de diametru 0,5 mm care trebuie curatate in timpul turnării.

Turnarea s-a făcut cu capul pistonului in jos astfel incat culeele si maselotele se prevăd pe partea laterala a pistonului, la unghiul de 90 grade fata de locașul boitului.

Maselota este bilaterala, cu treceri bruște de secțiune, pentru reducerea vitezei de intrare a metalului la cavitatea pistonului in cochilie.

Maselotele au secțiunea conform figurii alaturate, ceea ce face ca acestea sa reducă viteza de curgere a aliajului lichid si, astfel, sa dea posibiltatea gazelor sa iasa din aliajul topit.

Tot maselota menține o parte din material mai mult timp in stare lichida pentru a alimenta nodurile termice din capul pistonului si din porțiunile vecine, evitandu-se astfel formarea retasurilor in piston.

Culeea este unilaterala pe toata inaltimea pistonului, cu raza mare de racordare si in forma de gat de lebădă, pentru evitarea turbionarii metalului si intrării aerului. In urma

Fig 4.2

turnării, poziția pistonului este fixa, pe capul pistonului asigurandu-se o granulatie relativ fină.

b) Cuptoare pentru topire si turnare

Datorita faptului ca la pistoanele din aliaje de aluminiu turnate nu se admite nici un fel de porozitate, se pot utiliza pentru topire numai acele cuptoare unde metalul topit nu vine in contact direct cu gazele de ardere. Acest lucru este necesar deoarece puterea de absorbție a aluminiului fata de gaze este foarte mare, incat hidrogenul din gazele de ardere este absorbit de către aliajul topit nu numai prin contact direct, ci, intr-o măsurăredusa, si prin pereții creuzetului.

Componenta este următoarea:

1- captuseala

2- sursa de căldură

3- capac cuptor

4- creuzet de grafit

Fig 4.3

Pentru turnarea pistonului s-a adoptat alegera unui cuptor elctric cu creuzet de fier, care se încălzește cu ajutorul unei rezistente electrice montate in jurul creuzetului.

Avantajul cuptorului este acela ca permite o încălzire uniforma a metalului topit, metalul nu absoarbe hidrogenul si temperatura este ușor reglabila. Are dezavantajul ca este relativ scump, dar aceste cuptoare au un consum mic de energie electrica. De asemenea, rezistentele electrice trebuie protejate contra acțiunii gazelor provenite de la sărurile de acoperire.

3.2 Itinerariul tehnologic de turnare

In vederea pregătim pentru turnare, cochilia se incalzeste la 200-300 °C, cu un arzator de gaz;

lezurie se scot si se aseaza pe cuptor, pe oglinda metalica, pentru a se incalzi. Apo se curata interiorul cochiliei si se vopsește cu vopsea. Se freaca cu grafit placa cochiliei si porțiunea care aluneca pe ea. Apoi se incalzeste cochila la 250-300°C.

Turnarea se face după următorul plan:

1.se verifica suparafata deschiderii cochiliei pentru a nu avea corpuri străine lipite sau ramasite de material de la turnările anterioare

2. se inchide cochila

3. se curata cu manusa sau cu sabarul metalul lipt de miezurile laterale

4. se introduc simultan miezurile laterale in cochilie

5. se introduce miezul mijlociu cu lovituri ușoare de levier

6. se introduc simultan hoiturile laterale

7. se indeparteaza pelicula de pe suprafața metalului topit si se toarna in cochilia calda 6-7 secunde

8. restul metalului se varsa in cuptor, se scutura pelicula oxidata si se asteapta 2-3 minute

9. se scoate miezul mijlociu cu ajutorul levierului

10. se scoate miezul mijlociu in apa cu grafit si se aseaza pe suport

11. se lovește ușor impingatorul miezului lateral stâng si drept; se scot miezurile laterale si se răcește căpătui lor in aceeași vopsea

12. se scot simultan hoiturile laterale

13. se desface cochila si se scoate pistonul.

3.3 Tratamentrul termic al pistonului din aliaj de aluminiu

O parte dintre aliajele de aluminiu pentru piston se pot trata termic, adica li se poate mari, prin calire si imbatranire, rezistenta la tracțiune, limita elastica, rezistenta la oboseala si duritatea.

La pistoanele turnate in cochilie se renunța la tratamentul termic de calire urmat de racirea in apa, deoarece in timpul răcirii bruște de la temperatura de 500 °C apar tensiuni foarte mari care pot sa pericliteze buna funcționare a pistonului. Aceste tensiuni sunt chiar mai mari decât tensiunile de turnare. Din aceasta cauza, la acest piston s-a aplicat numai un tratament de imbatranire la temperatura de 280 °C timp de 1-2 ore. După aceasta imbatranire duritatea pistonului creste de la 110 HB la 140 HB.

La aceste temperaturi de imbatranire se reduc si o parte dintre tensiunile de turnare. Scopul acestui tratament este, deci;

• marirea durității si a rezistentei

• reducerea tensiunilor ce apar la turnare datorita secțiunilor piesei

• evitarea creșterii materialului, in timpul funcționarii pistonului ia temperaturi mai ridicate.

Temperatura de imbatranire se reglează cu o toleranta de ±3 °C. Limitele temperaturii de imbatranire se aleg in funcție de particularitățile de precipitare caracteristice fiecărui tip de aliaj, intre 280°C si pana la 165°C, iar durata intre 1 ora si pana la 14 ore.

4. Procesul tehnologic de prelucrare prin aschiere

4.1 Stabilirea adaosurilor de prelucrare si întocmirea desenului de execuție

Adaos de prelucrare – grosimea de material ce se indeparteaza de pe semifabricat< acesta depinde de material, de procedeul de fabricare al materialului,, de complexitatea piesei, de poziția suprafeței in cazul turnării si altele.

Nu toate suprafețele unei piese se prelucrează prin aschiere< mai jos sunt prezentate suprafețele ce trebuiesc strunjite:

1 – alezajul

2 – brațul mantalei

3 – suprafața exterioara a mantalei

4 – suprafața cilindrica exterioara a regiunii portsegmenti

5 – suprafața capului pistonului

6 – suprafața camerei de ardere

7 – suprafața frontala a canalelor de segmenti

8 – suprafața fundului canalului de segmenti

9 – alezajul umerilor

10 – canalele pentru inelele boitului

11 – orificii de ungere in umeri

12 – orificii in fundul canalelor de ungere

Fig 4.4

Pentru piesele de aluminiu, dimensiunile adaosurilor se iau din STAS6287/67- Adaosuri de prelucrare si abateri limita la materiale neferoase si ușoare.

In tabelul de mai jos sunt prezentate cateva abateri limita si adaosuri la anumite dimensiuni de referința pentru pistoane din aluminiu:

Tabel 4.2

4.2 Stabilirea itinerariului de prelucrare prin aschiere

S-a considerat fabricatia de serie mijlocie, itinerariul tehnologic de prelucrare este urmatorul:

c

2- strunjirea de degrosare a bazeri mantalei si a braului

3- degrosarea canalelor de segmenti

4- degrosarea alezajelor umerilor

5- degrosarea camerei de ardere (numai la MAC)

6- proba hidraulica

7- semifinisarea suprafetei exterioare a pistonului

8- semifinisarea capului pistonului

9- semifinisarea canalelor de segmenti

10- semifinisarea alezajelor din umeri

11- semifinisarea camerei de ardere (numai la MAC)

– executarea gaurilor sau fantelor din canalele segmentilor de ungere

– executarea canalelor pentru elementele de siguranta din umerii pistonului

– executarea gaurilor din umeri pentru patrunderea cetii de ulei

12- strunjirea ovala a mantalei

13- alezarea finala a umerilor

14- finisarea canalelor de segmenti (numai a suprafetelor frontale)

-finisarea cilindrica exterioara a pistonului

-finisarea frontala a pistonului

15- ajustarea masei pistonului

16- cositorirea mantalei

17- sortarea si marcarea pe grupe dupa alezajul umerilor si dupa diametrul mantalei

-control final

-spalarea si ambalarea in vederea depozitarii

4.3 Descrierea operatiilor si intocmirea fisierelor plan de operatii

1- strunjirea cylindrică exterioară a pistonului si strunjirea frontală de degrosare a capului pistonului:

-pistonul este prins pe partea interioara cu un dispozitiv extensibil, se exectuta pe strungul universal cu cutite obisnuite de strunjit, iar dupa prelucrare semifabricatului va arata astfel.

Fig 4.5

2- strunjirea de degrosare a bazei mantalei si a bratului

-se roteste pistonul si se prinde in strungul universal cu suprafetele deja strunjite; baza mantalei si braul se vor servi drept baza de asezare pentru celelalte operatii ce vor urma:

Fig 4.6

3- degrosarea canalelor de segmenti

-se execută la inceput pentru a se evidentia daca in material exista fisuri sau defecte; se executa cu cutite de degrosat, toate aflandu-se prinse pe un suport ce are o miscare de translatie perpendiculara pe axa pistonului.

Fig 4.7

4- degrosarea alezajelor umerilor

-operația se face cu un strung carusel sau cu un strung universal; pistonul se roteste cu 90 de grade; se centreaza, se orienteaza si se fixeaza intr-un dispozitiv ajutator fixat pe platoul strungului

Fig 4.8

5- proba hidraulica

-aceasta proba se face capului pistonului, cu apa la presiune de 6-10 atmosfere; pistonul se aseaza pe dispozitivul respectiv prin baza mantalei si se astupa orificiile di numerii pistonului, apa fiind introdusa pe la partea inferioara

Fig 4.9

6- semifinisarea suprafetei exterioare a pistonului

-aceasta semifinisare se executa in trepte, cu cutite de semifinisare, pe strungul universal, dupa ce, in prealabil, s-a sucit cu 90 de grade, prinderea facandu-se pe partea interioara si pe bratul acesteia

Fig 4.10

7- semifinisarea capului pistonului

-se face la fel ca si la degrosare

Fig 4.11

8- semifinisarea canalelor de segmenti

– se folosesc aceleasi scule ca si la degrosare

9- semifinisarea alezajelor din umeri

-pistonul se roteste la 90 de grade si se procedeaza la fel ca si la degrosare

Fig 4.12

10- executarea gaurilor sau a fantelor din canalele segmentilor de ungere

-se folosesc fie burghie, fie freze disc; pentru gaurile din umerii pistonului; se folosesc la fel burghiile, iar pistonul se va fixa intr-un dispozitiv ajutator; se vor folosi masini de frezat si/sau masini de gaurit.

Fig 4.13

11- strunjirea ovala a mantalei

-se va face prin copiere dupa sablon

Fig 4.14

12 -alezarea finala a umerilor

-conform principiilor de prelucrare de la degrosare

Fig 4.15

13 -finisarea suprafetei exterioare, a capului pistonului si a canalelor de segmenti

(numai a suprafetelor frontale)

Fig 4.16

14 -ajustarea masei pistonului

-se strunjesc atat baza mantalei, cat si braul acesteia, dupa ce , in prealabil ,pistonul s-a cantarit,facand o comparatie cu celelalte, pentru a ajunge la tolerantele admise; pistonul se roteste cu 180 de grade , prinzandu-se in universal cu capul pistonului

Fig 4.17

Descrierea unui dispozitiv de prindere a pistonului

Dispozitivul de prindere este un dispozitiv cu dorn extensibil si care se foloseste pentru prinderea pistonului la prelucrarile de strunjire a capului pistonului si a suprafetei cilindrice exterioare a pistonului.

Dispozitivul este alcatuit dintr-un bolt fals care intra in umerii pistonului cu ajutorul tijei, care este fixata tot pe bolt, se asigura strangerea. Desenul dispozitivului este prezentat in continuare. Dimensiunile dispozitivului au fost alese constructiv, in functie de dimensiunile pistonului.

Fig 4.18

Capitolul 5: Evaluarea posibilității de optimizare a performanțelor motorului K7M710, prin modificarea unor parametrii de calibrare

Așa cum s-a arătat deja în studiile și experimentele anteriare, cea mai bună metodă de optimizare a motoarelor termice cu ardere internă a fost scăderea consumului de combustibil. Prin optimizări succesive, s-a ajuns de la un consum mediu de 40 l /100km parcurși, la circa 6-10 l /100 km parcurși, discutȃnd pentru un autovehicul mediu-mare. Cele mai multe modificări s-au făcut la alegerea tipului motorului, la mecanismul de distribuție, și ȋn măsură mai mică la instalațiile auxiliare. Evident tipul constructiv al motorului cu ardere internă ȋmpreună cu mecanismul motor principal este cel care produce puterea și de aici se poate obține mereu o economie de conbustibil. Pe locul doi se situează la marea majoritate a motoarelor termice cu ardere internă mecanismul de distribuție, cu supape, deoarece și acesta consumă semnificativ din puterea motorului ȋntre 20 și 35%. Ȋn plus mecanismele de distribuție ȋn majoritatea cazurilor realizează umplerea motoarelor cu amestecul combustibil, sau cel puțin cu aerul ce va contribui la arderea combustibilului, astfel ȋncȃt distribuția are un rol ȋnsemnat și ȋn procesele de ardere care au loc ȋn interiorul motorului respectiv, putȃnd contribui la o ardere mai bună, mai completă, cu realizarea unei puteri mai mari, chiar cu un consum de combustibil mai redus. Nu ȋn ultimul rȃnd, mecanismele de distribuție realizează și evacuarea gazelor arse din interiorul motorului termic, etapă care contribuie și ea la ȋmbunătățirea proceselor de admisie și ardere, atunci cȃnd evacuarea se face corespunzător. O metodă clasică de creștere a randamentului motorului termic, era alegerea unui motor ȋn V, se obținea astfel un randament mai bun, o putere mai mare pentru același consum de combustibil, și chiar consumuri mai mici.

Principala metodă de optimizare a motoarelor cu ardere internă este reducerea consumului de combustibil, sărăcirea amestecurilor până la valori de unu ale coeficientului relativ de dozaj al aerului.

Capitolul 5.1: Principalii parametrii ce influențează performanțele motorului

Performanța la fel ca și eficiența motoarelor cu aprindere prin scânteie este influnțată de calitatea amestecului aer-combustibil exprimată prin coeficientul relativ de dozaj al aerului fiind notat cu . Formarea picaturilor de combustibil se realizează cu ajutorul vitezei jetului de combustibil (cu cat viteza este mai mare cu atat picaturile sunt mai mici), cât și presiunea de injecție, acestea având un rol esențial în omogenizarea amestecului. Pentru a da valoare cantitativă a procesului de rupere a jetului s-au efectuat măsurători ale lungimii jetului intact și s-a arătat că procesul de spargere a jetului în picaturi poate fi descris de numărul Weber [ Mixture formation in internal combustion engines].

(5.1)

Jetul de combustibil este caracterizat de patru parametri fundamentali: finețea pulverizării, omogenizarea pulverizării, penetrația, unghiul de dispersie a jetului.

Fig Schema jetului de combustibil

Amestecul proaspăt pregătit în afara cilindrilor este aproape un amestec omogen. în timpul cursei de admisie, turbulența generată la pătrunderea curentului de amestec proaspăt în cilindru amplifică procesul de omogenizare care continuă și în timpul cursei de comprimare [Chiriac Radu].

După initierea scânteii, apare un nucleu de plasmă la temperatură foarte ridicată iar în jurul acesteia apare un strat subțire, care intră în reacție cu amestecul de aer-combustibil, dezvoltându-se astfel un front de flacără care intră in expansiune prin camera de ardere. Amestecul sarac în combustibil reduce considerabil sansa aprinderii combustibilului, acesta de multe ori fiind limitat la un lambda apropiat de unu , asadar fiind un compromis pentru motoarele cu aprindere prin scânteie. În realitate când amestecul aer-combustibil este sărac, temperatura maximă pe ciclu se reduce considerabil deoarece valoarea puterii calorice a amestecului scade odată cu creșterea lui lambda.

În mod asemănător, când amestecul devine mai bogat temperatura maximă pe ciclu se reduce de asemenea deoarece arderea amestecului bogat nu eliberează întreaga căldură de reacție a amestecului prin dezvoltarea produșilor de ardere incompletă [Chiriac Radu].

Arderea incompletă reduce considerabil randamentul indicat al motorului deoarece combustibilul nears este eliminat odată cu gazele de ardere cee ace implică o pierdere de caldură.

Prin sărăcirea excesivă a amestecului peste valoarea stoichiometrică, determină reducerea considerabilă randamentului termodinamic prin scăderea bruscă a temperaturii pe ciclu și evident arandamentul indicat chiar dacă randamentul arderii rămâne la valorea sa maximă.

Avansul la aprindere este probabil cel mai eficient parametru de control al arderii pentru motoarele cu aprindere prin scânteie. De asemenea acesta este parametrul care prezintă o influență foarte puternică și vizibilă asupra formei diagramei indicate. Avansul la aprindere influențează în mod semnificativ valorile tuturor indicatorilor de performanță și eficiență precum și valorile emisiilor poluante.

Fig Influența avansului la producerea scânteii electrice asupra formei diagramei indicate

Dacă declansarea are loc chiar în punctul mort interior (a) după consumarea fazei inițiale se înregistrează o creștere moderată de presiune determinată de arderea lentă ca urmare a deplasării totale a procesului de ardere în destindere, iar dacă declanșarea scânteii are loc foarte devreme pe ciclu ( b), faza de ardere se desfăsoară integral până la sfârșitul comprimării, produsă de degajarea unei părți importante din căldură, care determină a amplificare a lucrului mecanic de comprimare [Grunwald], această situație fiind defavorabilă funcționării motoului .

Există o valoare intermediara a avansului la procucerea scânteii (c), care se determină în faza de cercetare-dezvoltare a motorului deoarece valoarea avansului depinde de poziționarea arderii pe ciclu în raport cu punctul mort interior, unde se realizează variația minimă a volumului cilindrului.

Fig Influența avansului la producerea scânteii asupra presiunii maxime

Optimizarea avansului se realizează în condiții de turație și sarcină constante, atunci când singurul parametru funcțional variabil este doar avansul la aprindere. Astfel pentru un avans redus (momentul producerii scânteii electrice apropiat de punctul mort interior) arderea se deplasează în destindere, nivelul presiunii maxime scade și aria diagramei , deci implicit lucrul mecanic indicat se micșorează . Această situație în care o mare parte din căldura degajată este transferată la pereți datorită intensificării transferului de căldură prin creșterea suprafețelor de schimb de căldură este evident una defavorabilă funcționării motorului prin reducerea performanțelor sale [ Chiriac radu].

Avansul la aprindere este favorabil numai pentru situația în care se înregistrează valori normale ale derivatei de presiune și forma diagramei tinde să se apropie cât mai mult de cea corespunzătoare ciclului ideal cu ardere la volum constant. într-o asemenea condiție lucrul mecanic indicat (pozitiv) atinge valoarea maximă. Avansul la aprindere corespunzător suprafeței maxime a diagramei de înaltă presiune induce maximul cuplului indicat și în același timp maximul puterii .

Una dintre cele mai importante caracteristici ale motoarelor cu aprindere prin scânteie este formarea amestecurilor omogene în afara cilindrilor indiferent de soluția clasică de alimentare folosită. Carburația la fel ca și injecția (mono sau multipunct în conducta de admisie sau în poarta supapei de admisie) oferă o anumită perioadă de timp în timpul cărei jetul de combustibil lichid este mai întâi spart în picături și apoi vaporizat înainte de introducerea lui în cilindri.

Capitolul 5.2: Modificarea parametrilor în evaluarea posibilităților de optimizare ale performanțelor motorului

În vederea optimizării motorului , am modificat calitatea amestecului și anume coeficientul de dozaj al aerului cu diferite concentrații ale combustibilului. În primă fază, în standul de probe, unde motorul K7M710 era la sarcină parțială la aproximativ ,am mărit durata de injecție de la la ,cu ajutorul programului INCA V7.2 (fig 5.1) . Cu alte cuvinte am îmbogățit amestecul de aer-combustibil (coeficientul de dozaj fiind ) , în scopul creșterii performanței motorului .

Fig 5.1 Reprezentare grafică a timpilor de injecție cat și valorile reale ale motorului K7M710

Se observă în fig 5.2 o creștere de presiune destul de semnificativă deci implicit o creștere de performanță a motorului.

Fig 5.2 Diagrama de presiune în timp real

Aceste date sunt măsurate cu ajutorul unui traductor de presiune introdus în cilindrul 1. În continuare pentru evaluarea unor soluții noi de optimizare, unde voi crește coeficientul de dozaj al aerului de la la , adică voi micșora timpul de injecție de la la . Se observă fig 5.3 o scădere ușoară a presiunii efective ,implicit o creștere ușoară a temperaturii, deci în consecință o creștere ușoara a randamentului efectiv fiind posibilă până la amestecul stoechiometric dintre aer-combustibil.

Fig 5.3

În continuare pentru găsirea celei mai bune performanțe ale motorului voi încerca folosirea amestecului stoechiometric unde voi crește lamba de la la , unde timpul de injectie fiind redus considerabil de la la , unde la citirea presiunii pe ciclu, se observă în fig 5.4 o creștere a presiunii efective apropiată de cea obținută la amestecul bogat de combustibil, unde lambda era .

Fig 5.4

Capitolul 6: Concluzii privind funcționarea motorului

Pentru creșterea cantității de combustibil fiind (adică lambda fiind ), s-a observat cu analizorul de gaze arse (fig 6.1) , o creștere de hidrocarburi nearse în gazele de ardere, o creștere de monoxid de carbon (fiind un gaz care mai poate fi ars), dar si o reducere a dioxidului de carbon. Aceaste pierderi prin gazele de ardere, au un impact substanțial în vederea optimizării performanței a motorului, fiind o metodă destul de dezavantajoasă din punctul de vedere al economicității și emisiilor poluante.

Fig 6.1 Rezultate opținute cu analizorul de gaze arse

Odată cu reducerea cantității de combustibil în timp real sau creșterea lui lambda ca fiind , la citirea analizorului de gaze arse (fig 6.2 ) cat și a altor dispozitive de masurare a diferiților parametrii ai motorului, am constatat o ușoară creștere a dioxidului de carbon ,dar o reducere de aproximativ a monoxidului de carbon (față de lambda ) din gazele de ardere.

Fig 6.2

În final la creșterea lui lambda pană la valoarea de fig 6.4 ,adică la amestecul stoechiometric, s-a observat un minim de consum de combustibil de fig 6.3 , un minim de monoxid de carbon în gazele de ardere adică cu aproximativ 98 % mai putin decât amestecul bogat de carburant în care lambda era . Prin reducerea monoxidului de carbon din gazele de ardere se deduce ca în interiorul cilindrilor are loc o combustie mai eficientă , deci astfel crește randamentul efectiv al motorului , deci în consecință s-a obținut un maxim de performanță cu pierderi minime prin gazele de ardere cat și emisii poluante cât mai scăzute.

Fig 6.3 Date experimentale ale consumul orar de combustibil

Fig 6.4

Ulterior s-a încercat ridicarea valorii lui lambda peste 1 ,acesta fiind dezavantajoasă pentru arderea combustibilului, acesta fiind prea puțin pentru inițierea scânteii și a extinderii nucleului de flacără în tot cilindrul, cauzând uneori ratări ale aprinderii. Acest fenomen a fost combătut prin calibrarea de inițială a mașinii, ceea ce pe standul de probă nu am putut ridica mai mult coeficientul de dozaj .

Anexe

Anexa 1

Bibliografie

Chiriac Radu , indrumar 2016

Manual de service Logan 1.6

[ ] B.Radu cursuri

[ ] B.Radu Excel

[ ] Chiriac R., “Procese ale motoarelor cu ardere internă actuale”, 199 pag. , Editura “AGIR”, București, 2015

[ ] Inca V7

[ ] R.Grunwald,”Teoria, calculul si constructia motoarelor pentru autovehicule rutiere”, 988 pag. , Editura “Didactică și pedagocică”, București,1980

[ ] Gh.Zătreanu, “Motoare cu ardere internă construcție și calcul”, 444 pag. , Editura “Gh. Asachi”, Iași 1995

[ ] B.Richard, S.Fred, “Internal combustion engine handbook”, 811 pag. , Editura “SAE International 2004”

[ ] C.Baumgarten, “Mixture formation in internal combustion engines”, pag. 294, Editura “Springer-Verlag”, Berlin Heidelberg, 2006

[ ] R.E. Peterson, “Stress concentration factors”, pag 327, Editura “A Wiley-Interscience Publication”, New York, 1974

[ ] S. Paul, “Internal Combustion Engines: Performance, Fuel Economy and Emissions” pag 250, Editura “IMECHE”, Londra 2013

[ ] Constantin S., “Dinamica motoarelor cu ardere interna”, pag 133, Editura “Matrix Rom”, București, 2003