Sa Se Proiecteze Un Motor Tip M.a.s., cu Ciclul In 4 Timpi

=== Cap 02 ===

Cap. 2

Calculul procesului de admisie naturală

Procesul de admisie este proces al ciclului motor pe parcursul căruia are loc pătrunderea fluidului proaspăt în cilindrii motorului.

Admisia normală are loc când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea mediului ambiant concomitent cu deplasarea pistonului de la pmi la pme.

În acest caz, înainte de a pătrunde în sistemul de admisie, aerul are presiunea p0 și temperatura T0 ale mediului ambiant.

Sistemul de admisie normală la MAS este alcătuit din:

Filtrul de aer 1, carburatorul 2, conducta de admisie 3 cu pata caldă 4, galeria de admisie 5 practicată în chiulasă la capătul căreia se află orificiul de admisie 6 obturat de supapa de admisie.

3.1 Alegerea fazelor de distribuție

Pentru a asigura eficiența maximă a proceselor de schimbare a gazelor, momentele de deschidere și închidere a supapelor sunt decalate față de punctele moarte. Aceste decalaje se numesc faze de distribuție și se definesc fie prin unghiul măsurat față de originea ciclului fie prin unghiul precizat față de punctele moarte de referință.

Intervalul de timp dintre cele două momente de deschidere și de închidere a orificiilor de curgere, reprezintă perioada de deschidere a orificiului notată a pentru admisie și e pentru evacuare.

Pozițiile mecanismului motor corespunzătoare fazelor de distribuție sunt prezentate în figură:

a=ASA+180°+ISA [°RAC] (3.1)

e=ASE+180°+ISE [°RAC] (3.2)

unde

ASA(E) – avans la deschiderea supapei de admisie (evacuare)

ISA(E) – întârziere la închiderea supapei de admisie (evacuare)

Deschiderea supapei de evacuare

Dacă supapa s-ar deschide în pme (aDSE=0°) lucrul mecanic efectuat de piston pentru evacuarea gazelor (LevP) are valori ridicate deoarece pistonul este obligat să refuleze gaze de ardere de presiune relativ înaltă. Dacă supapa se deschide în avans presiunea în cilindru scade în perioada evacuării libere iar la limită ajunge la o valoare apropiată de presiunea inițială în pme. Lucrul mecanic Levp scade până la o valoare minimă deoarece pistonul refulează în cursa de evacuare o cantitate de gaze tot mai redusă.

Pe de altă parte, cu cât crește aDSE se amplifică lucrul mecanic efectuat de gazele din cilindru pentru evacuarea liberă Levl.

Lucrul mecanic total pentru evacuarea gazelor Lev reprezintă suma celor două lucruri mecanice.

La varierea unghiului aDSE, lucrul mecanic atinge o valoare minimă pentru un avans (aDSE)opt care la motoarele rapide are valori cuprinse în intervalul: aDSE)opt= 40…80°RAC

Se adoptă aDSE= 60°RAC.

Închiderea supapei de evacuare

În pmi presiunea în cilindru fiind mai mare decât presiunea din galeria de evacuare e posibil ca o mică fracțiune din gazele de ardere să mai scape în exterior. De aceea este rațional ca supapa de evacuare să se închidă după pmi. Se obține astfel o creștere a gradului de umplere. Pentru o valoare foarte ridicată a lui iISE gradul de umplere este compromis.

Pentru motoarele de autovehicul valoarea optimă a unghiului iISE este cuprinsă în intervalul : iISE=10…60° RAC

Se adoptă iISE=35°RAC

Durata procesului de evacuare este:

e=ASE+180°+ISE =60+180+35=275°RAC (3.2’)

Deschiderea supapei de admisie

După destinderea gazelor reziduale presiunea în cilindru coboară sub presiunea inițială și fluidul proaspăt pătrunde în cilindru. Este indicat ca în acest moment supapa de admisie să ofere deja o secțiune sporită de trecere, lucru ce se realizează prin deschiderea supapei de admisie în avans față de pmi cu aDSA=5…45°RAC.

Se adoptă aDSA=20°RAC.

Închiderea supapei de admisie

Dacă după pme supapa de admisie oferă încă o secțiune mare de trecere, fluidul proaspăt pătrunde în continuare în cilindru (postumplere) și amplifică gradul de umplere. De aceea supapa de admisie se închide după pme.

Întârzierea optimă la închiderea supapei de admisie este acea întârziere care asigură un grad de umplere maxim.

Această întârziere, la motoarele pentru autovehicule variază în limitele iISA=40…85° RAC.

Se adoptă iISA=70°RAC

Durata procesului de admisie va fi:

a=ASA+180°+ISA =20+180+70=270° RAC (3.1’)

Perioada deschiderii simultane a supapelor

Deoarece supapa de admisie se deschide cu avans iar supapa de evacuare se închide cu întârziere, în intervalul

ds= ASA +ISE=25+35=60°RAC (3.3)

În această perioadă supapele sunt deschise simultan.

Determinarea dimensiunilor supapelor

Diametrul mare al talerului supapei se calculează cu relația:

(3.4)

cu D1 =D – (4…6) mm (3.5)

Se adoptă D1=D – 6=90-4=86 mm

cu D=90 mm alezajul cilindrului

Pentru supapa de evacuare:

(3.4’)

cu SE=70°

Pentru supapa de admisie

(3.4’’)

cu

SA=180-SE-20=180-70-2·10=90° (3.5)

și 0= 10° – unghiul corespunzător sectorului dintre două supape.

Dar

dS=d0+2· b· cos (3.6)

unde b= (0,1…0,12)d0 – lungimea sediului supapei

b=k·do (3.7)

k=0,1…0,2

do- diametrul mic al talerului

Se adoptă =45°

Din relațiile (3.6) și (3.7) rezultă:

d0a=dSA/( 1+2k·cos) =36/(1+2·0,1·cos45°)=31,54 mm

d0e=dSE/( 1+2k·cos) =31/(1+2·0,1·cos45°)=27,15mm

Diametrul echivalent al talerului unei supape care ar oferi o arie egală cu cea dată de fiecare dintre cele două perechi de supape rezultă din relația de egalitate a ariilor:

Deci

(3.10)

Pentru supapele de admisie:

Pentru supapele de evacuare

Diametrul relativ al orificiului liber este dat de relația:

dr=d0/D (3.11)

dra=d0eA/D=44,6/90=0,4312

dre=d0eE/D=38,39/90=0,1265

Lungimea sediului supapei este dată de relația (3.7) cu k=0,1

Deci

ba=k·d0a=0,1·31,54=3,154 mm

be=k·d0e=0,1·27,15=2,715 mm

Raza de racordare a talerului este:

rt=(0,25…0,35)·d0

Se adoptă

rt=0,3·d0 (3.12)

Deci

rta=0,3·d0a=0,3·31,54=9,462 mm

rte=0,3·d0e=0,3·27,15=8,145 mm

Diametrul tijei supapei este dat de

SA=(0,18…0,24)· d0a (3.13)

Se adoptă

SA=0,22· d0a=0,22·31,54=6,939 7 mm

SE=(0,22…0,29)· d0e (3.14)

Se adoptă

SE=0,25· d0e=0,25·27,15=6,787 7 mm

Lungimea supapei:

l=(2,5…3,5) (3.15)

Se adoptă

lSA=3d0a =3·31,54=94,62 mm

lSE=3,4d0e=3,4· 27,15=94,62 mm

Înălțimea cilindrică a talerului:

t1=(0,025…0,045)d0 (3.16)

Se adoptă

t1a=0,035d0a=0,035·31,54=1,1 mm

t1e=0,035d0e=0,035·27,15=0,95 mm

Înălțimea totală a talerului

t=t1+b·sin (3.17)

ta=t1a+ba· sin=1.1+3.154sin45=3,38 mm

te=t1e+be·sin=0,97+2,715sin45=2,85 mm

Înălțimea maximă de ridicare a supapei:

hSmax=(0,18…0,30)d0 (3.18)

Se adoptă

hSmax=0,25d0

Rezultă

hSAmax=0,25d0a=0,25·31,54=7,885 mm

hSEmax=0,25d0e=0,25· 27,15=6,787 mm.

3.2 Alegerea parametrilor de calcul

Aprecierea calității amestecului de fluid proaspăt ce se aspiră în cilindru în timpul admisiei se face prin intermediul coeficientului de exces de aer.

Dacă notăm cu L [kg aer/ kg combustibil] masa disponibilă de aer pentru arderea unui kilogram de combustibil și cu Lmin [kg aer/kg comb.] masa minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kg de combustibil, atunci relația de definiție a coeficientului de exces de aer este:

=L/Lmin (3.19)

Pentru arderea 1 kg de combustibil este necesară o masă de aer minimă Lmin=15kg.

Funcționarea motorului necesită cantități diferite de aer față de aerul teoretic necesar, în funcție de acesta având:

-amestecuri sărace (>1)

-amestecuri bogate (<1).

În proiectare, coeficientul excesului de aer se adoptă la MAS : =0,8…0,9 ceea ce corespunde funcționării motorului în regimul sarcinilor mari.

Adopt =0,9

Densitatea fluidului proaspăt (0fp) diferă în cazul MAS de cea a aerului (0a) deoarece fluidul admis este un amestec de aer și combustibil.

Ea se determină cu relația:

0fp=fp0a=1,504· 1,29=1,359 kg/m3 (3.20)

unde

0a=1,29 kg/m3 – densitatea aerului la 760mm Hg și 273 K.

fp – factorul de corecție a densității Rc

(3.21)

în care Rc, Ra – constante specifice combustibilului respectiv aerului.

Rc=8314/Mc=8314/114=73 J/kg· K (3.22)

cu Mc=114 kg/kmol – masa moleculară a combustibilului

Ra=287 J/kg· K

Deoarece până la pătrunderea în cilindru gazele proaspete au de parcurs întregul traseu de admisie, începând de la filtrul de aer, curgerea lor are loc cu pierderi gazodinamice, care se iau în considerare prin coeficientul global de rezistență al traseului de admisie a care variază în intervalul a=4…8 în cazul MAS.

Se adoptă a=6,5

Pe o anumită porțiune din cursa de comprimare, presiunea din cilindru se menține încă sub valoarea presiunii atmosferice p0. Ca urmare, este încă posibilă pătrunderea încărcăturii proaspete chiar dacă pistonul și-a început cursa de comprimare. De aceea este rațional ca închiderea SA să se facă cu întârziere față de punctul mort exterior.

Fenomenul de umplere a cilindrului după efectuarea cursei de admisie se numește postumplerea cilindrului.

Postumplerea se apreciază prin cantitatea relativă de fluid proaspăt, care pătrunde în cilindru după pme, adică raportul dintre numărul de kmoli de fluid proaspăt fp care pătrunde în cilindru după pme și cantitatea de fluid proaspăt reținută în cilindru în procesul de admisie fp.

Gradul de postumplere pu este

(3.23)

Calculul de proiectare al motoarelor se face la sarcini și turații ridicate la care pu=0,08…0,25

Se adoptă pu=0,2

Secțiunea litrică a supapei de admisie este definită de relația:

(3.24)

cu – aria medie de trecere a gazelor proaspete.

SLsa=(5…15)· 10-4 m2/l

Se adoptă

Slsa=14·10-4 m2/l

Întinderea unghiulară de deschidere a supapei de admisie, având în vedere că deschiderea ei se face cu un avans (DSA) și că închiderea se face cu întârziere (ÎSA), este dată de relația:

a=ASA+180°+ISA =20+180+70=270° RAC (3.25)

Coeficientul mediu de debit al orificiului supapei de admisie:

Se adoptă

Gradul de încălzire a fluidului proaspăt, de la pereți în timpul procesului de admisie:

=(T0+T)/T0=1,06…1,15

Se adoptă =1,08

Cu T- s-a notat variația temperaturii fluidului proaspăt ca urmare a căldurii primite de acesta de la pereți.

Gradul de umplere(v) se determină pe cale grafică sau prin încercări pe baza relației:

(3.26)

Se obține

v=0,903

În relația (3.26) s-au mai folosit următoarele mărimi:

Tabelul 3.1

Se mai adoptă:

– unghiul – secțiune a supapei de admisie Ussa [m2·°RAC] care are valori în intervalul Ussa=(50…300)·10-3 m2· °RAC. Se adoptă Ussa=100 ·10-3m2· °RAC

– unghiul – secțiune litrică a supapei de admisie USLsa[m2· °RAC/l cu valori USLsa=(130…280)·10-3 m2· °RAC/l. Se adoptă USLsa=200·10-3 m2· °RAC/l.

În urma introducerii datelor în programul ADMISIE.EXE s-au obținut valorile din listigul alăturat

=== Cap 03 ===

Capitolul 3

Calculul procesului de comprimare

Prin comprimare se urmărește:

1) Sporirea randamentului termic al motorului prin comprimarea prealabilă a fluidului motor;

2) Permiterea aprinderii combustibilului;

3)Generarea mișcării organizate a fluidului motor în camera de ardere, fapt important pentru realizarea turațiilor ridicate.

Calculul procesului de comprimare are drept scop determinarea stării fluidului motor din cilindru (presiunea din cilindru p, temperatura T, volumul V) și a stării amestecului inițial în momentul declanșării scânteii (punctul c’), în momentul declanșării arderii (punctul d), la finele cursei de comprimare (punctul c’’), în momentul închiderii supapei SA (punctul a).

Fig. 3.1

3.1 Alegerea parametrilor de calcul

Pentru calculul procesului de comprimare trebui adoptate mărimile inițiale:

Tabelul 3.1

3.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de comprimare

Poziția pistonului într-un punct corespunzător unghiului al manivelei în cursa de comprimare se determină cu relația:

xp=r[(1-cos)+(/4)· (1-cos2)] [mm] (3.1)

poziție măsurată față de pmi,

cu

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei

r=33.4 mm raza manivelei.

unghiul de rotație al manivelei

Volumul gazelor corespunzătoare acestei poziții a pistonului este:

(3.2)

cu Vc=50 cm3 – volumul camerei de ardere

D=90 mm – alezajul cilindrului

Cunoscând că procesul de comprimare decurge politropic, cu exponentul politropic mc, rezultă că presiunea și temperatura gazelor într-un punct oarecare x se calculează cu relațiile:

(3.3)

(3.4)

unde Va=475 cm3

pa=0,080 MPa

Ta=354 K

parametrii de stare corespunzători sfârșitului cursei de admisie (punctul a)

Cu ajutorul relațiilor de mai sus valorile obținute în punctele caracteristice sunt prezentate în tabelul următor:

Tabelul 3.2

unde:

a’=180+ îISA =180+ 70= 250° RAC – la închiderea supapei de admisie

c’=360- s =360- 40= 320° RAC – la declanșarea scânteii

d=351° RAC- la declanșarea arderii

c’’=360° RAC – la sfârșitul cursei de comprimare.

3.3. Calculul politropei de comprimare prin puncte

Politropa de comprimare se reprezintă grafic prin puncte ale căror parametrii se calculează cu relațiile (4.2), (4.3), (4.4) introduse în programul de calcul COMPRIMARE.EXE, în urma rulării acestuia rezultând listingul alăturat.

3.4 Calculul duratei procesului de comprimare

Întinderea unghiulară a procesului de comprimare este:

c=c’-a’=320-250=70 °RAC (3.6)

Timpul de comprimare este

tc=c/6n=70/6·5250=2.222 ms (3.7)

Întinderea liniară a procesului de comprimare este:

xpc=r[(1-cos c)+(/4)· (1-cos2c)] (3.8)

= 33.4[(1-cos70)+(1/4·3.75)(1-cos2·70)]=25.91 mm

Procentul din cursa pistonului corespunzător desfășurării este:

pc=(S-xpc)/S·100=(33.8-25.91)/33.8·100=38.8 % (3.9)

=== Cap 04 ===

Capitolul 4

Calculul procesului de ardere

Dintre toate procesele termice din cilindrii motorului, procesul de ardere are cel mai înalt grad de complexitate. Indicii energetici ai motorului, cei de economicitate și de durabilitate, de funcționare liniștită și de adaptabilitate la tracțiune depind într-o mare măsură de procesul de ardere.

Manifestările arderii sunt

Manifestările caracteristice arderii în motor sunt emisiunea de lumină (flacăra), creșterea rapidă de presiune și temperatură și durata scurtă.

Arderea este precedată sau se dezvoltă simultan cu procesul de formare a amestecului combustibil-aer, determinat de pulverizarea și vaporizarea combustibilului, de distribuția acestuia în aer sau a aerului în zonele cu mare concentrație de combustibil.

Calculul procesului de ardere urmărește stabilirea legii de variație a presiunii din cilindru în perioada degajării căldurii de reacție în scopul determinării presiunii maxime din cilindru (care definește solicitarea mecanică a organelor), temperaturii fluidului motor (care definește încărcarea termică a organelor în contact cu gazele fierbinți).

Fig. 4.1

Se consideră că arderea se declanșează cu avans față de pmi (în punctul d) și se dezvoltă: – în faza arderii rapide după evoluțiile politrope d-c și c-y;

– în faza arderii moderate sau finale după izobara y-y’ și izoterma y’-t.

4.1 Alegerea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul

Combustibilul pentru motoare de autovehicul trebuie să îndeplinească mai multe condiții:

Combustibilul utilizat pentru ardere în motorul de proiectat este benzina, cu următoarele proprietăți:

Tabelul 4.1

Pentru calculul procesului de ardere este necesar să se adopte următoarele mărimi:

Tabelul 4.2

4.2 Calculul oxigenului și a aerului minim necesar arderii complete

Cantitate de oxigen necesară pentru arderea teoretică completă a unui kg de combustibil va fi suma cantităților de oxigen necesare pentru arderea completă a părților componente ale combustibilului, mai puțin cantitatea de oxigen prezentă în combustibil:

Omin=c/12+h/4-o/32=10,65 kmol/kg (4.1)

Cunoscând masa moleculară a oxigenului (M=32 kg/kmol) rezultă:

Omin=(c/12+h/4-o/32)MO2=3,4093 kgO2/kg comb. (4.1’)

Cantitatea de aer minimă Lmin necesară arderii complete, se determină cunoscând proporția de oxigen din aer.

Omin=0,21 ·Lmin (4.2)

Rezultă:

Lmin= Omin/0,21=0,5073 kmol/kg (4.2’)

Cunoscând masa moleculară a aerului Ma, rezultă:

L*min=Lmin·Ma= 14,696 Kg aer/kg comb (4.2’’)

cu Ma=28,97 kg/kmol

Cantitatea reală de aer, disponibilă pentru arderea unui kg de combustibil este

L=· Lmin= 13,24 kmol aer/kg comb (4.3)

Numărul de kmoli de substanță inițială i, care participă la reacția chimică este:

i= L+c=13,248 kmol/kg comb (4.4)

cu c= 1/Mc=1/114=0,008 kmol/ kg comb – nr. de kmol pentru 1 kg de combustibil

Mc=114- masa moleculară a combustibilului.

Fluidul motor este un amestec de gaze care înainte de ardere este format din aer, gaze reziduale și vapori de combustibil. La începutul arderii, în cilindru se află ai kmoli de amestec inițial:

ai=i+r= i(1+r)= 0,465 kmol/kg comb (4.5)

4.3 Calculul mărimilor și indicilor caracteristici procesului de ardere

În reacțiile chimice de ardere numărul inițial de kmoli de amestec i nu se conservă întotdeauna.

Pentru calculul arderii în motor se determină coeficientul chimic de variație molară c care pentru un coeficient de exces de aer =0,9 se calculează cu relația:

(4.6)

La sfârșitul arderii, fluidul motor este format din gaze de ardere. În cilindru se află ga kmoli de gaze de ardere:

ga=f + gr=i·c+i·r=i(c +r)= 14,979 kmoli (4.7)

Coeficientul total de variație molară se definește prin raportul:

(4.8)

În cazul amestecului, când =0,9, arderea combustibilului este aproape completă, căldura degajată Qin este egală cu puterea calorică inferioară Qi a combustibilului.

Această căldură se determină cu relația:

Qin=37436 kJ/kg (4.9)

cu Qi=43524 kJ/kg – puterea calorifică inferioară

Puterea calorică a amestecului Qiam reprezintă raportul dintre căldura degajată prin arderea combustibilului și masa de fluid proaspăt ce revine unui kg de combustibil:

(4.10)

Căldura disponibilă care se transformă în lucru mecanic și energie internă va fi:

Qu=u·Qin=34815 kJ/kg (4.11)

cu u=0,93 – coeficientul de utilizare a căldurii.

Față de momentul declanșării scânteii (punctul c’), arderea începe cu o întârziere d:

d=d – c’=351-320=31°RAC

Spațiul parcurs de piston în această perioadă este:

xp=r[(1-cosd)+(/4)· (1-cos2d)]= 6,061 mm (4.12)

Durata în timp a acestei întârzieri este de:

d=d/6n=0,625 ms (4.13)

Cunoscând viteza medie de creștere a presiunii în faza arderii rapide se pot determina presiunile din cilindru corespunzătoare punctelor c și y:

pc=pd +p(360-d) = 3,513 M Pa (4.14)

cu p=0,110 MPa/°RAC

pd=1,533 MPa

py=pc +p(y-360) = 5,493 M Pa (4.14’)c

cu y=720 -d=720- 351= 369 °RAC

Raportul de creștere a presiunii în perioada arderii rapide este:

= py/ pd= 3,583 (4.15)

Rapoartele de volum în timpul arderii se determină cu relațiile:

(4.16)

(4.16’)

cu Vy=Vc+(D2/4)xpy= 53,3 cm3

xp=r[(1-cosy)+(/4)· (1-cos2y)]= 0,705 mm

Evoluțiile presiunii pe porțiunile d-c și c-y sunt evoluții politrope cu exponenții:

(4.11)

(4.11’)

Temperatura gazelor în punctul c rezultă din ecuația politropei:

(4.12)

cu Td=716 K

iar temperatura în punctul y este:

(4.13)

În faza arderii rapide pe porțiunea d-y, căldura de reacție eliberată este:

(4.14)

unde

Cvga=24,3+2,43·10-3·Ty=106.42 kJ/kmol K

– căldura specifică medie pentru amestecul de gaze arse

Cvai=21,1+6,62·10-3·Td=26,77 kJ/kmol K

-căldura specifică medie pentru amestecul inițial

Deci,

Qdy=71814 kJ/kg (4.14’)

În faza d-y, fracțiunea din căldura disponibilă Qu (care se transformă în lucru mecanic și energie internă) care intră în reacție, este:

v=Qdy/Qu=0.6455 (4.15)

În faza finală de ardere y-t căldura de reacție este:

Qyt=(1-v)Qu=39435 kJ/kg (4.15’)

care se împarte la rândul ei în două fracțiuni:

-fracțiunea p care arde izobar:

Qyy’=p·(1-v)Qu= 19717 kJ/kg (4.16)

-fracțiunea 1-p care arde izoterm:

Qy’t=(1-p)(1-v)Qu= 19717 kJ/kg (4.16’)

cu p=0,5.

Scriind bilanțul energetic pentru fiecare evoluție, rezultă în final relația:

(4.17)

în care :

(4.18)

cu RM=8,314 – constanta generală a gazelor

a=24,3

b=2,43·10-3

Înlocuind relațiile (4.18) în ecuația (4.17) rezultă o ecuație de gradul II din care se determină temperatura corespunzătoare punctului y’:

Ty’=2858 K

Ecuațiile de stare în punctele y și y’ sunt:

py·Vy=ga·R·Ty

(4.19)

py’·Vy’=ga·R·Ty’

Sau

yy’=Vy/Vy’=Ty/Ty’=1,108 (4.20)

Deci

Vy’=Vy·yy’=55,86cm3 (4.21)

iar

y’=Vy’/Vc=yy’·y=0.988 (4.22)

Evoluția y’-t fiind izotermă:

Qy’t=Ly’t

relația care permite calculul lui y’t este:

(4.23)

iar

t=Vt/Vc=y’t·yy’·y=2.366 (4.24)

deci

Vt=Vc·t=97,74 (4.24’)

Unghiurile manivelei, corespunzătoare sfârșitului arderii izobare (punctul y’) respectiv sfârșitul arderii izoterme (punctul t) se determină cu relațiile

(4.25)

(4.25’)

Ecuația de stare în punctul t este:

pt·Vt=ga·R·Tt

și ținând seama de relația (4.22) rezultă:

pt=py’/y’t=3,140 (4.26)

cu Ty=Ty’ pentru că evoluția y’-t este izotermă.

Întinderea unghiulară, respectiv temporală a arderii rapide se determină cu relația:

r=y – d=369-351=18 °RAC (4.27)

r=r/6n=0,5 ms (4.28)

Viteza medie de ardere în această fază este:

(4.29)

Întinderea arderii moderate este:

m=t – y=395-369=26 °RAC (4.30)

m=m/6n=0,7223 ms (4.31)

iar viteza de ardere în această fază este:

(4.32)

Mărimile de stare în punctele caracteristi8520/ce ale procesului de ardere sunt prezentate în tabelul următor.

Tabelul 4.3

4.4 Calculul compoziției și a parametrilor caracteristici ai produșilor de ardere

În cilindrii motorului este introdusă benzină în amestec cu aer, în urma procesului de ardere, cu ajutorul formulelor de mai jos, se obțin produșii de ardere din tabelul alăturat.

Participațiile masice (Gi) și volumice (i) ale componenților produselor de ardere, sunt următoarele.

Pentru apă:

Gi=9h (4.33)

Mi=18 (4.34)

i=Gi/Mi (4.35)

bi= (4.36)

i bi= (4.37)

Pentru oxigen :

Gi=0.23(-1) L*min (4.33)

Mi=32 (4.34)

i=Gi/Mi (4.35)

bi= (4.36)

i bi (4.37)

pentru N2, Gi=0,77 L*min ; Mi=28; bi=;i bi

pentru CO, Gi=0; Mi=28; bi=;i bi

pentru CO2, Gi=11c/3 ; Mi=28; bi=;i bi

Mărimile folosite sunt:

c=85,4

h=14,2

=0,9

L*min=14,696 kg aer/kg comb.

Masa moleculară a gazelor arse este:

(4.38)

Constanta gazelor arse:

(4.39)

Caracteristica căldurilor specifice:

(4.40)

cu R=8314 J/kmol·K- constanta generală a gazelor.

=== Cap 05 ===

Capitolul 5

Calculul procesului de destindere

Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor, în care se produce fracțiunea principală din lucrul mecanic disponibil.

În timpul arderii fluidul motor acumulează energie internă, prin creșterea de temperatură, iar după încheierea arderii fluidului motor cedează o parte din energia internă în procesul de destindere, sub formă de lucru mecanic al pistonului.

În timpul procesului de destindere compoziția și masa fluidului rămân practic invariabile.

Desfășurarea procesului are loc între momentul încetării arderii (punctul t) și momentul deschiderii supapei de evacuare (punctul u’).

Calculul procesului de destindere presupune determinarea mărimilor de stare ale gazelor în punctele u’, u și u*, calculul prin puncte al curbei de destindere precum și durata procesului de destindere.

5.1 Alegerea parametrilor de calcul

Pentru calculul procesului de destindere este necesar ca, inițial să se adopte:

De la calculul arderii se cunosc parametrii de stare ai gazelor la sfârșitul arderii (punctul t):

t=395 °RAC

Vt=97,74 cm3

pt=3,140 MPa

Tt=2858 K

5.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de destindere

În momentul deschiderii supapei de evacuare (punctul u’), unghiul de rotație al manivelei arborelui cotit este:

u’=540-aDSE =540-60 =480 °RAC (5.1)

Poziția pistonului față de PMI este:

xpu=r[1-cosu’+ /4(1-cos2u’)]=71.62 mm (5.2)

iar volumul ocupat de gaze este:

În cazul procesului de destindere teoretic acesta se continuă până când pistonul ajunge în pme (punctul u) . S-au stabilit următoarele valori ale parametrilor punctului u:

u=540 °RAC

Vu=474,96 cm3

pu=0,415 MPa

Tu=1836 K.

Deoarece supapa de evacuare se deschide cu avans față de pme, scăderea presiunii este mai rapidă decât în cazul deschiderii supapei în pme. Presiunea în acest caz evoluează după curba u’-u*.

Se consideră că:

pu*=(pa+pu)/2= 0,248 MPa (5.3)

iar

Tu*=Ta(pu*/pa)=1095 K (5.4)

Parametrii corespunzători punctului u* sunt:

u* =540 °RAC

VU* =474,96 cm3

5.3 Calculul politropei de destindere prin puncte

Reprezentarea grafică a curbei t-u se face prin puncte pe baza ecuației politropei de destindere:

(5.5)

și

(5.6)

unde :

(5.7)

– volumul gazelor corespunzător poziției a manivelei arborelui cotit.

Valorile obținute în urma rulării programului DESTIN.EXE sunt prezentate în listinul atașat.

5.4 Calculul duratei procesului de destindere

Întinderea unghiulară a procesului de destindere este:

tu’ = u’ – t=480-395=85 °RAC (5.8)

corespunzătoare unei deplasări a pistonului :

xptu’=r[1-costu’’+ /4(1-cos2tu’)]= 35,15 mm (5.9)

Întinderea temporală a procesului de destindere este:

tu’=tu’ /6·n =2,361 ms (5.10)

Durata procesului de destindere reprezintă un procent ptu’ din cursa pistonului egală cu:

(5.11)

În urma introducerii valorilor in programul MICROSOFT EXCEL au rezultat graficele:

=== Cap 06 ===

Capitolul 6

Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului

6.1 Trasarea diagramei indicate și calculul indicilor indicați

În cazul ciclului motor real, numai o parte din energia termică a combustibilului reușește să se transforme în lucru mecanic dezvoltat de gaze în cilindru.

Ținând seama de condițiile în care se desfășoară transformările care alcătuiesc ciclul real, rezultă diagrama indicată de care se leagă o serie de parametrii caracteristici ai motorului (presiunea medie, randamentul și consumul indicat de combustibil), precum și solicitările mecanice și termice din organele mecanismului motor.

Prin acțiunea gazelor asupra pistonului în interiorul cilindrului în timpul desfășurării ciclului real se dezvoltă un lucru mecanic indicat (Li) proporțional cu aria diagramei indicate.

Aria corespunzătoare diagramei de pompaj reprezintă un lucru mecanic negativ, micșorând lucrul mecanic indicat. Acest lucru mecanic de pompaj se atribuie pierderilor mecanice și se include în randamentul mecanic.

De aceea Li este reprezentat de bucla mare a diagramei indicate și se obține prin planimetrarea ei.

Dacă se raportează lucrul mecanic indicat Li la cilindreea unitară Vs se obține presiunea medie indicată pi sau lucrul mecanic specific (produs de unitatea de cilindru):

pi=Li / Vs (6.1)

Presiunea medie indicată se determină pe două căi:

Li= mm2desen

care se corectează cu coeficientul de rotunjire al diagramei sau randamentul diagramei:

d =0,95….0,98

Se adoptă

d =0,98 (6.2)

Presiunea medie indicată va fi:

(6.1’)

unde kv=3,13786 cm3/mm – scara volumelor

kp=0,0177 MPa /mm- scara presiunilor.

– pe cale analitică lucru mecanic indicat Li este definit de diferența dintre lucrul mecanic pozitiv efectuat în cursa de destindere și lucrul mecanic negativ efectuat în cursa de comprimare:

Li=Lcy +Lyy’+ Ly’t+Ltu-Lad -Ldc (6.3)

Explicitând fiecare termen din relația (6.3) și raportând rezultatul la Vs se obține expresia presiunii medii indicate:

(6.4)

Abaterea procentuală dintre presiunile medii indicate determinate după cele două metode este:

(6.5)

În calculele ulterioare se folosește ca mărime a presiunii medii indicate valoarea medie a presiunilor determinate prin cele două metode:

(6.6)

Randamentul indicat i reprezintă criteriul de apreciere a eficienței economice a ciclului motor și caracterizează gradul de utilizare a căldurii în cilindrii motorului ținând seama de toate pierderile termice, inclusiv de cedarea de căldură către sursa rece.

Cunoscând presiunea medie indicată, randamentul indicat se determină cu relația:

(6.7)

în care Qdis=Qin – căldura disponibilă

Puterea indicată Pi este dezvoltată prin realizarea ciclului real în interiorul cilindrului, adică este puterea transmisă de gaze pistonului pe durata unui ciclu.

Puterea indicată se determină cu relația:

(6.8)

Consumul specific indicat de combustibil ci reprezintă cantitatea de combustibil necesară pentru a dezvolta în cilindrul motorului un lucru mecanic egal cu un1kW·h și se determină cu ajutorul relației:

(6.9)

Rezultatele sunt arătate în listingul alăturat.

6.2 Calculul indicilor efectivi

Pentru calculul indicilor efectivi se alege randamentul mecanic al motorului :

m=0,89

Mărimile efective se determină cu relațiile:

6.3 Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului și compararea lor cu cei ai soluțiilor similare

Calculul indicilor de perfecțiune presupune determinarea puterii litrice PL, a puterii pe cilindru Pe1 și a puterii raportată la aria pistonului PA.

Se utilizează următoarele relații de calcul:

(6.14)

(6.15)

(6.16)

unde:

Vt=1,7 – cilindreea totală

i=4 -numărul cilindrilor

D=0,90 dm – alezajul cilindrului

Acești indici de perfecțiune ai motorului de proiectat se compară cu cei ai motoarelor similare și sunt prezentați în tabelul 6.1.

Tabelul 6.1

=== Cap 07 ===

Capitolul 7

Bilanțul termic al motorului

Bilanțul termic al motorului evidențiază distribuirea căldurii disponibile între echivalentul caloric al lucrului mecanic efectiv și diferitele pierderi.

Fig. 7.1

Ecuația bilanțului termic se poate prezenta sub forma generală:

Qdis=Qe +Qrp+Qge+Qrăc+Qin (7.1)

relație în care:

7.1.Calculul căldurilor ce intervin în bilanțul termic

Pentru cazul motorului de proiectat, în care =0,9 deci arderea este aproape completă, pentru cazul arderii unui kg de combustibil, căldura disponibilă este:

Qdis =37436 kJ/kg

din care, se transformă în lucru mecanic:

Qe=e·Qdis = 10482 kJ/kg (7.2)

Căldura ce se transformă în lucru mecanic indicat, este dată de suma Qe +Qrp .

Deci:

Li= Qe +Qrp

dar

Li=i·Qdis

Rezultă că

Qe +Qrp=i·Qdis (7.3)

Din relațiile (7.2) și (7.3) rezultă:

Qrp=(i – e)· Qdis=(1-m) i·Qdis=1297 kJ/kg (7.4)

Căldura preluată de gazele de evacuare este dată de diferența dintre entalpiile gazelor de evacuare și fluidului proaspăt:

Qge=f·ige- i·ifp (7.5)

unde

iar entalpia gazelor de evacuare, respectiv a fluidului proaspăt este:

ige=Cpge·Tge (7.6)

ifp=Cpfp·T0 (7.6’)

în care

Pentru calculul lui Tge se adoptă ipoteza că fluidul motor de destinde de la presiunea pu=0,3691 MPa la presiunea p0=0,1 MPa după o evoluție politropă dată de ecuația:

(7.7)

cu

Pentru calculul lui me se adoptă preliminar me=md=1,28 cu ajutorul căruia se calculează o valoare preliminară a lui Tge :

(7.7’)

Astfel se poate determina o valoare medie a temperaturii:

(7.8)

Valoarea lui me se calculează cu ajutorul relației:

me=ke+0,05…0,20 (7.9)

Se adoptă:

me=ke+0,18=1,463 (7.9’)

unde

(7.10)

Se recalculează Tge;

(7.7”)

Căldura specifică molară a amestecului de gaze de ardere este:

Cpge=R+ Cvge=8,314+2806=2815 kJ/kmol K (7.11)

cu R=8,314 Kj/kmol K – constanta generală a gazelor iar Cvge este dat de relația:

(7.12)

în care participațiile volumetrice ale componentelor gazelor de ardere sunt:

și

CvH2O =23,85+5,02·10-3·Tge=28,448 kJ/kmolK

(7.13)

Căldura specifică molară a fluidului proaspăt Cpfp se calculează cu relația:

Cpfp=R+ Cvfp=28,604 kJ/kmol K (7.14)

unde:

Cvfp=pa· Cvaer+ pc· Cvcomb=20,29 kJ/kmol K (7.15)

în care:

(7.16)

(7.16’)

participațiile aerului (pa) și combustibilului (pc) înainte de ardere,

și:

Cvaer=19,57+ 2,51·10-3·To =20,31 kJ/kmolK (7.17)

Cvcomb=101,98+ 219,46·10-3·To =166,28 kJ/kmolK (7.17’)

căldurile specifice la volum constant ale aerului (Cvaer) și combustibilului (Cvcomb).

În relațiile (7.16), (7.16’) avem:

Înlocuind valorile obținute din relațiile (7.11) și (7.14) în relațiile (7.6) se obțin entalpiile corespunzătoare gazelor de evacuare și fluidului proaspăt:

ige=Cpge·Tge=26701 kJ/kmol (7.6)

ifp=Cpfp·T0=8380 kJ/kmol (7.6’)

care, introduse în relația (7.5) dau căldura preluată de gazele de evacuare:

Qge=f·ige- i·ifp= 7044 kJ/kg (7.5’)

Căldura pierdută ca urmare a arderii incomplete este dată de diferența:

Qin=Qi-Qin=43524-37436 =6178 kJ/kg (7.18)

cu

Deoarece =0,9, arderea combustibilului este aproape completă, căldura degajată Qin este egală cu puterea calorică inferioară Qi a combustibilului.

Căldura transmisă în sistemul de răcire este dată de diferența:

Qrăc= Qdis – (Qe +Qrp+Qge+Qin)=

= 37436 -(10482+3144+7044+6178)=10588 kJ/kg (7.1’)

7.2 Trasarea diagramei de flux termic

Ilustrarea grafică a distribuției căldurilor în motor se obține prin intermediul diagramei de flux termic care reprezintă, la o anumită scară, mărimea termenilor din bilanțul termic.

Ca procente din căldura disponibilă Qdis, termenii bilanțului termic sunt prezentați în diagrama alăturată

=== Cap 08 ===

Capitolul 8

Caracteristica exterioară a motorului

Prin caracteristica de turație a motorului se înțelege variația parametrilor principali ai motorului care caracterizează performanțele acestuia, respectiv puterea, cuplul motor, consumul specific și orar de combustibil, în funcție de turația arborelui cotit la admisiune constantă.

Caracteristica de turație obținută pentru admisiunea maximă de combustibil, se numește caracteristică de turație exterioară sau la sarcină totală.

Fig. 8.1

8.1 Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul

Turațiile semnificative într-o astfel de caracteristică sunt:

Se calculează coeficientul de elasticitate al motorului cu relația:

ce=nM/nP=3800/5250=0,723 (8.1)

Variația puterii motorului în funcție de turație se poate obține pe cale analitică cu ajutorul relației:

(8.2)

în care Pmax=69.1 kW- puterea efectivă a motorului

a, b, c- coeficienți care se determină cu relațiile:

(8.3)

(8.3’)

(8.3”)

Curba de variație a momentului motor efectiv se obține cu relația:

(8.4)

Înlocuind în relația (8.3) turația n cu valorile corespunzătoare puterii maxime (nP) și momentului maxim (nM) se obțin valorile corespunzătoare ale momentului efectiv:

(8.4’)

(8.4”)

în care:

(8.2’)

Se determină coeficientul de adaptabilitate al motorului ca cu relația:

(8.5)

Coeficientul de rezervă al momentului motor este:

(8.6)

Pentru calculul consumului specific efectiv de combustibil se folosește relația:

(8.7)

Pe baza acestei relații se determină turația economică a motorului, folosind următoarea relație:

nec=nP/1,6=3500 rot/min (8.8)

În relația (8.7), cep reprezintă consumul specific efectiv de combustibil care are valoarea

ceP=295 g/kWh

8.2 Calculul prin puncte al curbelor caracteristicii externe

Relațiile pentru calculul analitic al curbelor caracteristicii exterioare sunt:

– puterea

– momentul

– consumul specific

– consumul orar

cu n=nmin….nm=900….6000 rot/ min

Valorile obținute sunt prezentate în listingul alăturat, care a fost obținut în urma rulării programului EXTERNA.EXE.

Pentru o mai bună vizualizare a graficului coloana Me a fost înmulțită cu 0,5 iar cea a consumului specific cu 0,1, ca în tabelul expus alăturat

=== Tema de proiectare ===

Tema de proiectare

Să se proiecteze un motor tip m.a.s., cu ciclul în 4 timpi cu următoarele caracteristice:

diametrul x cursa : 90 x 66,8 [mm x mm];

numărul și dispunerea cilindrilor: i = 4V;

Puterea efectivă nominală: Pen = 56 [kW];

Turația de putere nominală: nn = 5250 [rot/min];

Momentul motor maxim: Me max = 132 [Nm];

Turația de moment maxim: nM = 2500 [rot/min];

Raportul de comprimare