Sistemele Auxiliare ale Motorului

CUPRINS

Introducere

Studiu privind motoarele de categorie apropiată

Studiul sistemelor de supraalimentare la motoarele cu ardere internă

Parametrii de apreciere a supraalimentării motoarelor

Clasificarea tipurilor de supraalimentare in funcție de presiunea de supraalimentare

2. Studiu privind supraalimentarea acustică

2.1 Influența fenomenelor dinamice asupra umplerii

2.2. Efectul inerțial

2.3 Efectul oscilatoriu

2.4 Organizarea mișcării încărcăturii proaspete

2.5 Colectoare de admisie

3. Studiu privind supraalimentarea cu ajutorul agregatelor

3.1. Supraalimentarea mecanică

3.1.1. Agregat de supraalimentare cu palete

3.1.2. Agregat de supraalimentare cu rotoare profilate

3.1.2.1 Agregat de supraalimentare tip Roots

3.1.2.2 Agregat de supraalimentare tip Sprintex

3.1.2.3 Compresorul centrifugal

3.2. Turbo-supraalimentarea

3.2.1. Grupul turbocompresor

3.2.2. Sisteme auxiliare ale turbosuflantei

4. Concluzii

5. Calculul termic al motorului

5.1. Alegerea parametrilor inițiali

5.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor

5.3. Parametrii procesului de comprimare

5.4.Parametrii procesului de ardere

5.5.Parametrii procesului de destindere

5.6.Parametrii principali ai motorului

5.7.Cinematica mecanismului biela – manivela

5.8.Dinamica mecanismului bielă-manivelă

5.8.1 Forțele de inerție

6. Calculul organologic al motorului

6.1 Proiectarea blocului motor

6.2 Proiectarea chiulasei

6.3 Calculul și proiectarea cămășii de cilindru

6.4 Calculul și proiectarea pistonului

6.5 Calculul și proiectarea bolțului

6.6 Calculul și proiectarea bielei

6.7 Calculul și proiectarea segmeților

6.8 Calculul și proiectarea arborelui cotit

6.9 Calculul și proiectarea sistemului de distribuție

7. Sistemele auxiliare ale motorului

7.1 Proiectarea instalației de răcire

7.1.1

7.2 Proiectarea instalației de ungere

7.2.1

8. Anexe

1. Introducere

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

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

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

Cum să proiectăm și cum să concepem motorul?

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

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

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

Ce am avut de câștigat de pe urma realizării motorului?

1.1 Studiu privind motoarele de categorie apropiată

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

1.2 Studiul sistemelor de supraalimentare la motoarele cu ardere internă

NOȚIUNI GENERALE

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

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

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

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

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

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

a) aspirat natural b) supraalimentat

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

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

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

1.3 Parametrii de apreciere a supraalimentării motoarelor

Presiunea de supraalimentare

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

(1)

Raportul de supraalimentare

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

Fig.1.2 Variația temperaturii in funcție de raportul de supraalimentare

Prin urmare, putem spune ca graficul din figura 1.3. reprezintă creșterea teoretică a temperaturii amestecului proaspăt în funcție de raportul de supraalimentare. Deci în realitate, temperatura crește mai pronunțat, deoarece în cadrul procesul de comprimare, curgerea are un caracter turbulent. Această turbulență va produce o încălzire suplimentară a amestecului proaspăt datorită frecării dintre particulele fluidului.

1.4 Clasificarea tipurilor de supraalimentare in funcție de presiunea de supraalimentare

După presiunea de supraalimentare ps se disting următoarele tipuri de supraalimentare:

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

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

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

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

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

După modul cum se realizează supraalimentarea aceasta poate fi:

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

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

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

2. Studiu privind supraalimentarea acustică a motoarelor cu ardere interna

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

Fig.1.1 Curgerea aerului in interiorul colectorului de admisie, silimar undelor sonore ( rezonanță acustică).

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

Fig. 1.6 Configurația canalului de admisie la motoarele in patru timpi

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

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

Fig.1.7 Forme de dispunere a canalelor de admisie in chiulasă la MAS cu diferite camere de ardere :a) semisferic; b) semipană; c) în piston

2.5 Variante constructive ale colectoarelor de admisie in vederea supraalimentarii acustice

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

Fig.1.8 Variante constructive ale colectoarelor de admisie, in vederea realizării supraalimentării acustice. Variante regăsite in cazul motoarelor Honda

3 . Supraalimentarea cu ajutorul agregatelor

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

Pentru supraalimentarea motoarelor se pot utiliza următoarele tipuri de compresoare:

– compresoare volumice (Roots);

– compresoare centrifugale.

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

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

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

Fig.1.9 Shema de functionare a compresorului Roots

3.1. Supraalimentarea mecanică

3.1.1. Agregat de supraalimentare cu palete

Agregat de supraalimentare cu palete tangențiale

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

Fig.2 Agregat de supraalimentare cu palete tangențiale

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

1 – carcasa exterioară;

2 – palete;

3 – fereastră de evacuare a aerului comprimat;

4 – rotor excentric;

5 – fulie de antrenare.

Functionare

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

Fig. 2.1 Modul de funcționare al agregatului supraalimentare cu palete tangențiale

3.1.2. Agregate de supraalimentare cu rotoare profilate

3.1.2.1 Agregat de supraalimentare de tip Roots

Fig.2.2 Agretat de supraalimentare acționat mecanic cu rotoare profilate de tip Roots

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

Fig.2.3 Modul de funcționare a compresorului

Fig.2.4 Vedere in secțiune a compresorului tip Roots (3 lobi)

Principalele componente ale unui agregat de supraalimentare de tip Roots sunt prezentate în Fig.2.5.

Fig. 2.5 Agregat de supraalimentare de tip Roots

unde : 1 – fulie de antrenare;

2 – roată dințată;

3 – pinion;

4 – carcasă;

5 – fereastră de evacuare;

6 – rotor;

7 – lobi.

Funcționare

Schematic, modul de funcționare a unui agregat de supraalimentare de tip Roots poate fi urmărită în figura 2.8.

Fig. 2.8.Modul de funcționare a unui agregat

de supraalimentare de tip Roots

Fig. 2.9.Diagrama p – V a unui agregat de supraalimentare de tip Roots

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

În timpul funcționării motorului la sarcini reduse nu este necesară o putere sau un cuplu mare, însă agregatul de supraalimentare, datorită faptului că este antrenat în mod direct de motor continuă să consume putere, crescând astfel consumul de combustibil. Pentru a elimina acest dezavantaj, firma Toyota a propus o soluție în care agregatul de supraalimentare este antrenat cu ajutorul unui cuplaj electromagnetic, iar sistemul de admisie prezintă un sistem “by-pass” pentru a putea ocoli compresorul când acesta nu este antrenat. Fig.2.13.

Fig.2.10 Schema unui motor supraalimentat cu agregat tip Roots

Fig. 2.11. Agregat de supraalimentare de tip Roots cu sistem de admisie

cu by-pass și antrenare prin cuplaj electromagnetic

unde:

1 – clapetă de accelerație;

2 – clapetă by-pass;

3 – agregat de supraalimentare de tip Roots.

3.1.2.2 Agregat de supraalimentare de tip Sprintex

Fig.2.12 Agregat mecanic de supraalimentare tip Sprintex

În ceea ce privește acest tip de agregat, putem spune ca el are în componența sa 2 rotoare profilate, însă ele nu au aceeași formă, după cum se poate vedea și în figura 2.15. Astfel, un rotor are patru lobi convecși, iar celălalt șase lobi concavi. Ambele rotoare sunt spiralate, astfel încât să nu existe contact între ele. De asemenea cele 2 rotoare nu sunt în contact nici cu carcasa agregatului. Rotoarele sunt realizate din aliaje de magneziu îmbrăcate în teflon, ar distanțele dintre ele sunt de 50 ÷ 100 µm.

Fig.2.13 Agregat de supraalimentare tip Sprintex cu lobi diferiți

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

Fig. 2.14 Agregat de supraalimentare cu lobi diferiți tip Sprintex

unde principalele componente ale agregatului de tip Sprintex sunt:

1 – fulie de antrenare;

2 – roți dințate;

3 – fereastră de admisie;

4 – carcasă exterioară;

5 – rotor cu șase lobi concavi;

6 – rotor cu patru lobi convecși

7 – rulmenți

Funcționare

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

Fig. 2.15 Modul de funcționare a agregatului de supraalimentare acționat mecanic tip Sprintex

Fig. 2.16 .Diagrama p – V a unui agregat de supraalimentare de tip Sprintex

3.1.2.3 Compresorul centrifugal

Fig.2.17 Compresor centrifugal

unde : bearings = rulmenți pulley = rolă

impeller = rotor gears = angrenaje

housing = carcasă

Compresoarele centrifugale sunt cele mai utilizate , datorită randamentelor efective ridicate, da si a dimensiunilor relativ reduse. Compresoarele centrifugale, Fig.2.17, se utilizează pentru supraalimentarea de presiune medie, înaltă și foarte înaltă (acestea fiind valabile in trepte).

Fig.2.18 Compresor centrifugal

unde : 1 – conductă de admisie 4 – difuzor

2 – palete 5 – aparat director

3 – rotor 6 – conductă refulare

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

De asemenea o altă varianta a compresorului centrifugal este prezentată in Fig.2.19, unde principalele componente ale unui compresorul centrifugal cu antrenare mecanică sunt: rotorul pe care sunt fixate palete dispuse radial, carcasa și amplificatorul de turație, (fig. 2.19). Rotorul cu palete și carcasa agregatului sunt realizate din aliaje de aluminiu. În ceea ce privesc turbinele utilizate la compresoarele centrifugale,putem spune ca ele pot fii : axiale (a), radial-axiale (b), radiale(c) prezentate in fig. 2.18.

Fig. 2.19 Turbine utilizate pentru antrenarea compresoarelor centrifugale

Fig. 2.20. Compresor centrifugal antrenat mecanic

unde s-au făcut următoarele notații:

1 – amplificator de turație;

2 – rotor suflantă;

3 – colector;

4 – canal de admisie aer;

5 – difuzor.

Funcționare

În ceea ce privește funcționarea compresorului centrifugal, putem spune că aerul este absorbit în suflantă prin canalul de admisie și este condus printr-un pasaj format din pereții a două palete adiacente, iar apoi este evacuat pe o direcție tangențială în difuzor. Masa de aer admisă este supusă forței centrifuge, rezultând astfel o creștere de presiune, care este mai pronunțată cu cât aerul se deplasează către exteriorul rotorului. La trecerea prin difuzor, aerul se destinde, viteza sa scade iar presiunea crește din nou. După ce parcurge difuzorul, aerul va ajunge în colector, care datorită formei sale divergente, va continua să transforme energia cinetică a gazelor în lucru mecanic de comprimare. Difuzorul poate avea o rețea de palete sau poate fi inelar. În figura 2.21. se prezintă variația presiunii și vitezei aerului în compresorul centrifugal.

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

Fig. 2.22 Principiul de funcționare a turbinei radiale

3.2. Turbo-supraalimentarea

3.2.1 Grupul turbocompresor

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

(1.1)

unde: l- coeficientul de exces de aer;

Lmin aerul minim necesar.

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

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

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

Randamentul unui motor turbosupraalimentat este mai bun decât cel al unui motor supraalimentat mecanic, deoarece turbosuflanta nu utilizează o parte din puterea motorului pentru comprimarea amestecului proaspăt, ci folosește energia gazelor de evacuare pentru a realiza acest lucru. Pe de altă parte, agregatul de turbosupraalimentare înrăutățește evacuarea gazelor arse din cilindru prin frânarea lor în turbină. Diagrama teoretică p – V a unui m.a.s. din figura 3.1. suprafața închisă 4-5-6-4 reprezintă lucrul mecanic disponibil pentru antrenarea turbosuflantei:

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

unde:

Lm1 – lucrul mecanic efectiv;

Lm2 – lucrul mecanic de pompaj;

Lm3 – lucrul mecanic disponibil pentru antrenarea turbosuflantei.

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

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

Fig.3.1 Turbocompresor Garret

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

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

Masa de aer admisă este supusă forței centrifuge, rezultând astfel o creștere de presiune, care este mai pronunțată cu cât aerul se deplasează către exteriorul rotorului. La trecerea prin difuzor, aerul se destinde, viteza sa scade iar presiunea crește din nou, (fig. 3.6.a.). După ce parcurge difuzorul, aerul va ajunge în colector, care datorită formei sale divergente, va continua să transforme energia cinetică a gazelor în lucru mecanic de comprimare. Difuzorul poate avea o rețea de palete sau poate fi inelar.

Fig. 3.2. Principalele componente ale unei turbosuflante

unde :

– arbore turbosuflantă 11 – admisie ulei

– arbore turbosuflantă 12 – colector divergent suflantă

– deflector de ulei 13 – rotor cu palete suflantă

– evacuare ulei 14 – canal admisie suflantă

– lagăre de alunecare

– canal de admisie turbină

– canal de evacuare turbină

– rotor cu palete turbină

– carcasă turbină

– scut termic

Fig. 3.3. Ansamblu suflantă – arbore – turbină

unde:

1 – rotor suflantă;

2 – arbore turbosuflantă;

3 – rotor turbină;

4 – paletă turbină;

5 – paletă suflantă.

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

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

Carcasa turbinei este un ajutaj convergent prin intermediul căreia gazele de evacuare pătrund în turbină cu o viteză ridicată. La trecerea gazelor de evacuare prin celulele formate de paletele turbinei, ele cedează o parte din energia lor cinetică rotorului turbinei. Această cedare de energie este însoțită de o scădere a presiunii și vitezei gazelor de evacuare, (fig. 3.6b.). Destinderea gazelelor de evacuare în rotorul turbinei produce lucrul mecanic necesar antrenării turbosuflantei.

Fig. 3.4. Principiul de funcționare a unei turbosuflante

unde :

1 – colector suflantă;

2 – rotor suflantă;

3 – difuzoare paralele;

4 – rotor turbină;

5 – canal de evacuare turbină;

6 – lagăre de alunecare.

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

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

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

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

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

Fig.3.6 Turbocompresor realizat în programul de proiectare CATIA

3.2.2. Sisteme auxiliare ale turbosuflantei

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

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

Fig.3.7 Turbină cu geometrie fixă si supapa wastegate

Sursa: Wikimedia Commons

Ca și utilizarea unei turbosuflante care atinge valoarea maximă a presiunii de supraalimentare când motorul funcționează la turația nominală, ea nu este favorabilă caracteristicii de cuplu a motorului, deoarece în acest caz la turația de cuplu maxim, psa are o valoare scăzută, (curba 1, fig. 3.13.). Dacă utilizăm o turbosuflantă de dimensiuni mai mici, psa maximă va fi atinsă la turații mai scăzute ale motorului, (curba 2, fig. 3.13.). O creștere ulterioară a turației motorului va produce însă o creștere a psa peste valorile admisibile, impunându-se astfel folosirea supapei wastegate pentru a nu suprasolicita mecanismul motor sau turbosuflanta.

Fig. 3.8 Efectul utilizării unei supape de tip wastegate

unde :

– turbosuflantă de dimensiuni mari

– turbosuflantă de dimensiuni mici

Si – wastegate închis

Sd – wastegate deschis

Turbină cu geometrie variabilă

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

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

Fig.3.9 Turbină cu geometrie variabilă

Avantajele turbo supraalimentării

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

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

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

cuplul maxim este produs începând cu turațiile joase

cuplul maxim este constant pe o plaja mai largă de turații

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

4. Concluzii

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

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

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

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

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

5. Calculul termic al motorului

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

În continuare se prezintă calculul termic al motorului in tabelul 1.1 cu următorii parametrii :

Tabelul 1

5.1. Alegerea parametrilor inițiali :

Valorile parametrilor inițiali sunt trecute în tabelul 1.1 :

Tabelul 1.1

5.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor

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

Tabelul 1.2

Se calculează coeficientul gazelor reziduale : (1.2)

Temperatura la sfârșitul admisiei va fi : (1.3)

Coeficientul de umplere : (1.4)

5.3. Parametrii procesului de comprimare

Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare

Presiunea la sfârșitul comprimării : (1.5)

Temperatura la sfârșitul comprimării : (1.6)

5.4.Parametrii procesului de ardere

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

Tabelul 1.3

De asemenea se aleg următorii parametrii în tabelul 1.4 :

Tabelul 1.4

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

Cantitatea de aer necesară arderii : (1.8)

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

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

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

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

Căldura specifică molară medie a amestecului inițial : (1.12)

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

Căldura specifică degajată de arderea incompletă (1.14)

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

Temperatura la sfârșitul arderii (1.15)

Presiunea la sfârșitul arderii : (1.16)

Rotunjirea Diagramei (1.17)

Pz = O / Pz = 0.95 = 97,4

Gradul de creștere a presiunii (1.18)

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

5.5.Parametrii procesului de destindere

Se adoptă coeficientul politropic al destinderii :

Gradul de destindere :

Presiunea la sfârștul destinderii : (1.19)

N/m2

Temperatura la sfârșitul destinderii : (1.20)

5.6.Parametrii principali ai motorului

Valorile adoptate se trec in tabelul 1.5

Tabelul 1.5

Presiunea medie a ciclului teoretic : (1.21)

24,3/7 (6,752) – 1,47 = 23,43 N/m2

Presiunea medie indicată : (1.22)

Randamentul indicat al motorului : (1.23)

Presiunea medie efectivă : (1.24)

Randamentul efectiv al motorului : (1.25)

Consumul specific efectiv de combustibil (1.26)

Dimensiuni fundamentale ale motorului . (1.27)

Se adoptă raportul cursă- alezaj:

Capacitatea cilindrica necesară : (1.28)

Se determina alezajul și cursa : (1.29)

Viteza medie a pistonului : (1.30)

Cilindreea totală a motorului : (1.31)

Puterea litrică : (1.32)

kw/l

5.7. Cinematica mecanismului bielă – manivelă

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

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

unde : α – unghiul de rotație al manivelei

turația arborelui cotit

raza manivelei

– cursa pistonului

lungimea bielei

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei

Fig. 3.11 Mecanismul bielă-manivel, mărimi principale

Mărimile principale ale mecanismuui bielă manivelă sunt trecute in următorul tabel

Tabel 1.

În continuare se determină :

rad/s (1.33)

(1.34)

(1.35)

βma x= 15 0

Aria pistonului : = = 0.0050 m2 (1.36)

Expresia deplasării pistonului : (1.37)

Expresia vitezei pistonului : (1.38)

Expresia accelerației pistonului : (1.39)

Alegerea ordinii de lucru

Pentru realizarea unei succesiuni optime de functionare a motorlui si o echilibrare naturala cat mai completa a fortelor de inertie si momentelor acestora , trebue stabilita o anumita pozitie relativa a manivelelor arborelui cotit .

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

Tabelul 1.7

5.8.Dinamica mecanismului bielă-manivelă

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

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

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

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

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

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

(1.40)

(1.41)

unde :

aria suprafeței capului pistonului ;

presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată ;

(1.42)

(1.43)

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

5.8.1 Forțele de inerție

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

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

unde :

masa elementelor în mișcare , în

accelerația maselor , în

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

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

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

Forțe de inerție ale maselor în mișcare de translație

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

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

(1.44)

unde:

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

acceletația pistonului , în

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

unde:

masa pistonului asamblat , în [kg] ;

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

Forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație

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

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

forța centrifugă (1.45)

forța tangențială (1.46)

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

R – raza manivelei, în [m];

w – viteza unghiulară a arborelui.

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

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

6. Calculul organologic al motorului

6.1 Proiectarea blocului motor

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

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

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

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

Fig.3.13 Schema blocului motor

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

Fig.3.14 Vederi in secțiune a blocului motor

Fig. 3.15 Blocul motor realizat in programul Solidworks

6.2 Proiectarea chiulasei

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

Fig.3.16 Chiulasă tip monobloc

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

Fig.3.17 Chiulasă realizată in programul Solidworks

6.3 Calculul și proiectarea cămășii de cilindru

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

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

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

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

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

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

Tensiunile care apar datorită tensiunii de strângere:

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

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

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

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

Pe baza teoriei tensiunii tangențiale maxime se calculează tensiunea maximă

31704 N/mm2 (2.7)

Elemente de etanșare a cilindrilor .Etansarea cilindrului la partea superioara fata de gazele arse se realizeaza cu garnitura de chiulasa iar fata de lichidul de racire în partea inferioara cu garnituri a caror forma depinde de solutia constructiva adoptata.Garnitura de chiulasă se deformeaza sub efectul de strangere a chiulasei, in timpul arderii cand presiunea gazelor tinde să indeparteze chiulasa, materialul garniturii trebuie sa posede o elasticitate suficienta pentru a urmarii deplasarea chiulasei si, sa nu se compromita etansarea.

Fig.3.19 Cămașă de cilindru realizată in programul Solidworks

6.4 Calculul și proiectarea pistonului

Dimensiunile principale ale pistonului

Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmtatoarele elemente functionale:

1 – cameră de ardere

2 – capul pistonului

3 – bosajele pentru bolț

4 – futa pistonului

5 – inserțiile de oțel sau fontă

6 – bolț

Fig.3.20 Ansamblu piston 7 – siguranțele bolțului

8 – segmenții

Se consideră următorul tabel de date :

Tabel 1.8

Calculul pistonului

În ceea ce privește calcului pistonului se pot preciza următoarele :

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

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

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

70….90 HB la 423 [K].

30….40 HB la 523 [K].

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

• Densitatea ρ = 2,68…2,70 [kg/dm3].

Fig.3.21 Principalele dimensiuni ale pistonului

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

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

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

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

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

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

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

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

De asemenea și următoarele :

di – diametrul interior al capului pistonului [mm];

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

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

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

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

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

Calculul mantalei pistonului

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

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

0,66102 N/mm2 (2.10) unde :

psm = presiunea specifică pe mantaua pistonului.

Fig. 3.22 Piston realizat in programul Solidworks

Pentru segmenul de compresie

0,1204 mm unde f – constantă

t – grosimea radiala a segmentului

Pentru segmentul de ungere b – grosimea axiala a segmentului

αAl – coeficientul de dilatare

0,01531 mm T – temperatura segmenților

Pentru segmentul de foc

0.05 mm (2.11)

6.5 Calculul și proiectarea bolțului

Proiectarea boltului trebuie să satisfaca cerintele privind obtinerea unei mase cat mai reduse si o rigiditate sufiecienta pentru functionarea mecanismului motor.Se alege ca solutie constructiva bolt fix in biela si liber in piston.

Boltul este confectionat din otel aliat 41MoCrNi13.

Calculul boltului

În ceea ce privește dimensiunile boltului, putem spune că se adopta din date statistice si se efectueaza calcule de verificare a rezistentei la uzura, a solicitarilor mecanice si a deformatiilor precum si precizarea prin calcul a jocurilor de montaj. (unde D=81mm).

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

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

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

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

Verificarea la uzură

Rezistenta la uzura poate fi apreciata dupa marimea valorilor presiunilor specifice în piciorul bielei (pb) și în umerii pistonului (pp).

Schema de calcul este aratata în fig 6.10

Fig. 3.23 Schema de calcul a bolțului.

Conventional se considera că forta care solicita boltul este:

42192 N. (2.16)

Presiunea în locasurile din piston este dată de următoarea relație :

= 79 Mpa. (2.17)

Verificarea la încovoiere

Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului este dată de urmatoarea relație :

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

unde =0.75

lb= lungime-a boțului

de=diametrul exterior al bolțului

Fig.3.24 Repartiția sarcinii

Fig 3.25 Bolț realizat în programul Solidworks

6.6 Calculul și proiectarea bielei

În ceea ce privește biela, putem spune că biela este elementul component al mecanismului motor, care transmite, prin intermediul boltului, forta de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit. Ea este compusa din trei parti: piciorul bielei, corpul bielei si capul bielei.Datorita actiunii fortei de presiune a gazelor, biela este supusa la comprimare si flambaj. La comprimare pot aparea deformatii remanente, care scurteaza biela. Flambajul corpului bielei determina o perturbare a paralelismului axelor alezajelor bielei si o intensificare a uzurii lagarelor.

Astfel conditiile de solicitare la care este supusa biela in functionarea motorului impun gasirea acelor solutii constructive ale bielei care sa asigure o rezistenta si o rigiditate maxima in conditiile unei mase cat mai mici.

Calculul piciorului bielei

În ceea ce privește priectarea piciorului bielei, trebuie menționat faptul că trebuie sa se tina seama de dimensiunile boltului si de tipul imbinarii piston-bolt-biela.

Fig.3.26 Dimensiunile piciorului bielei

Se alege ca solutie constructiva bolt fix in biela si liber in piston.

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

d= diametrul exterior al boltului. (2.19)

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

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

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

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

Solicitarea de intindere

Forta de intindere are valoarea maxima cand forta datorata presiunii gazelor este minima, deci cand pistonul se afla la PMS la inceputul cursei de admisie. In aceste conditii forta de intindere se determina cu urmatoarea relatie:

10263 N. (2.22)

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

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

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

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

Fig.3.27 Schema de calcul a piciorului bielei la intindere

Tensiunile unitare produse de forta de intindere se determina in urmatoarele ipoteze:

• piciorul bielei reprezinta o grindă curba incastrata in zona de racordare a piciorului cu corpul bielei.

• forta de intindere este distribuita uniform pe jumatatea superioara a piciorului.

În cazul in care unghiul de incastrare φi >90o, momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare au urmatoarele expresii:

n cazul in care unghiul de incastrare φi >90o, momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare au urmatoarele expresii:

35245 N∙mm.(2.27)

3520 N∙mm.(2.28)

unde :

• Mo – momentul incovoietor in sectiunea B-B determinat de forta de intindere.

-3213 N∙mm. (2.29)

• No – forta normala în sectiunea B-B determinata de forta de intindere.

5823 N∙mm. (2.30)

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

φi = 2,=.26 rad/sec.

• rm – raza medie

15.563 mm. (2.31)

Solicitarea de compresiune

Fig.3.28 Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune

Forta de compresiune are valoarea maxima cand presiunea din cilindru are valoarea maximă :

= 38532.5 N.

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

• Piciorul bielei se considera o grinda curba incastrata in zona de racordare cu corpul bielei.

• Forta de compresiune este distribuita sinusoidal pe jumatatea inferioara a piciorului.Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare A-A, determinate de forta de compresiune pot fi calculate cu relatiile:

= -4252 N∙mm.

= 332.766 N∙mm.

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

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

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

Solicitarea datorată presării bucsei

In timpul functionarii motorului la strangerea de montaj (Δm) se adauga o solicitare suplimentara de compresiune (Δt ) datorata dilatarii bucsei de bronz.

• strangerea de montaj se adopta Δm = 0.007 mm.

• dilatarea termica a bucsei se determina cu urmatoarea relatie :

0.0315 mm.

Unde

Presiunea datorată strangerii poate fi obtinută cu expresia:

44938 N/mm2.

unde • ν -coeficientul lui Poisson ( 0.3).

Coeficientul de siguranta al piciorului bielei se calculeaza in ipoteza unei solicitari de oboseala după un ciclu simetric de intindere – compresiune, pentru fibra exterioara în sectiunea de incastrare.

Calculul corpului bielei

Dimensiunile caracteristice mai raspandite pentru profilul în dublu T al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrarilor statistice ale constructiilor existente.

Dimensiunile corpului bielei :

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

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

• hi = 0,666 ∙ H = 65 mm.

• H =l-(de+dm)2 = 89.74 mm.

• B = 0,75 ∙ H = 81 mm.

• a = 0,167 ∙ H = 18 mm.

• l – lungimea bilelei = 145 mm.

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

Corpul bielei se calculeaza la oboseala fiind supus la:

• intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate în miscare de translatie.

• la compresiune de rezultanta dintre forta maxima a gazelor si forta de inertie.

Calculul se realizeaza in sectiunea minima atunci forta care solicita corpul bielei la intindere este:

= 12335 N.

Tensiunile la intindere sunt:

unde A – aria sectiunii de calcul a corpului bielei

-2221 mm2.

Corpul bielei este supus la solicitari variabile, de intindere si compresiune dupa un ciclu simetric. Coeficientul de sigurantã se determina cu relatia:

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

Calculul capului bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei în următorul tabel.

Tabel 1.9

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

Solicitarea de intindere se transmite numai capacului si este determinata de forta de inertie a pieselor aflate in miscare de translatie și de forta centrifuga a masei bielei care efectueaza miscarea de rotatie mai putin masa capacului bielei.

= 11823 N.

Calculul tensiunilor se realizează admițând următoarele ipoteze:

• Capul bielei este o bara curba continua.

• Sectiunea cea mai solicitata este sectiunea de incastrare A-A.

• Capacul bilei are sectiunea constanta cu un diametru mediu egal cu distanta dintre axele suruburilor.

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

• Cuzinetul se deformează impreuna cu capacul si preia o parte din tensiuni proportionala cu momentul de inertie al sectiunii transversale.

Proiectarea și calculul șuruburilor de bielă

Pentru prinderea capacului se utilizeaza doua sau patru suruburi, din partea capacului spre capul bielei. Utilizarea unor suruburi fara piulite face posibila micsorarea dimensiunilor capului de biela. In cazul adoptarii acestei, solutii pentru surub, se fileteaza gaura din partea superioara a capului bielei. Capul si corpul suruburilor de biela pot avea diverse forme constructive in functie de solutia adoptata pentru capul bielei. Ca și materialele care raspund cerintelor impuse bielei sunt: otelurile de imbunatatire cu continut mediu de carbon (0,35…0,45%) marcile OLC 45 X, OLC 50 si otelurile aliate marcile 40C 10, 41 MoC 11.Suruburile de biela se executa de regula din aceleasi materiale ca si biela.

Suruburile de biela sunt solicitate de forta de strangere initiala Fsp si de forta de inertie a maselor in miscare de translatie si a maselor in miscare de rotatie care se afla deasupra planului de separare dintre corp și capac.

• Forta de inertie care solicita un surub 1474 N.

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

• Forta de strangere initiala a surubului

12 467 N.

• In timpul functionarii, asupra surubului de biela actionează forta:

= 14254 N

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

Tinand seama de fortele care solicita suruburile de biela, acestea se dimensionează tinand seama de solicitarea la intindere si se verifică la oboseala.

Fig. 3.30 Schema de calcul a capului bielei

• Diametrul fundului filetului.

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

• c1 – factor care tine seama de solicitarile suplimentare de torsiune care apar la strangerea piuliței (1.3).

• c2 – factor care tine seama de curgerea materialului în zona filetata. (1.2).

• Diametrul partii nefiletate

Se adoptă 8mm.

Verificarea la oboseală

• Tensiunile maxime 394.391065 N/mm2.

337.657 N/mm2.

• Tensiunile minime 365.176 N/mm2.

312 .432 N/mm2.

unde : • As – aria sectiunii surubului in partea filetata. 40475mm2.

As' – aria sectiunii surubului in partea nefiletata 47.27mm2.

Fig. 3.31 Bielă realizată in programul Solidworks

6.6 Calculul si proiectarea segmeților de piston

În ceea ce privesc segmenții depiston , putem spune că ei au rolul de a realiza etansarea camerei de ardere, de a uniformiza pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului si de a transmite cilindrului o parte din caldura preluata de piston de la gazele fierbinti. Segmentii care impiedica scaparea gazelor din cilindru în carterul motorului se numesc segmenti de compresie iar segmentii care distribuie uniform si elimina excesul de ulei de pe suprafata cilindrului se numesc segmenti de ungere.

Se adopta fonta aliata cu grafit nodular avand urmatoarele caracteristici:

• duritatea 300 …380 HB.

• σr > 500 N/mm2.

Deci se adopta solutia cu trei segmenti (doi de compresie si unul de ungere) deoarece asigura o etansare buna a camerei de ardere si o ungere adecvata a cilindrului.

Fig.3.32

unde : t – este grosimea radiala a segmentului.

Dis – este diametrul interior al segmentului.

Dic – este diametrul canalului de segment.

D – este alezajul cilindrului.

b – este grosimea axiala a segmentului.

Hc– este inaltimea canalului de segment.

R – este raza fundului canalului;

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

Jp – este jocul piston-cilindru;

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

Tc – este dimensiunea radiala a canalului.

Calculul segmentilor

Se urmăresc următorii coeficienți

Calculul tensiunilor in segment la montaj

118.662 MPa.

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

m= 2 ( pentru montaj cu ajutorul cleștelui).

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

448.267 MPa.

Verificarea segmentului in canal

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

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

Δ2 = (0,3…0,7) = 0.5 mm.

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

Δ2 = (0,3…0,7) = 0.5 mm.

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

Δ2 = (0,5…1,5) = 0.9 mm.

Jocul la capetele segmentului :

0.009342 mm unde :

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

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

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

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

Deci rezula :

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

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

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

Legat de jocul la capetele segmentului in stare calda,

Δ'3 = (0,0015…0,0030) ∙ D = 0.162 mm.

Fig.3.33 Segmenți realizați în programul Solidworks

6.8 Calculul și proiectarea arborelui cotit

Arborele cotit este principalul element al unu motor cu ardere internă, deoarece în procesul de lucru arborele cotit preia solicitarile variabile datorate fortei de presiune a gazelor si fortei de inertie a maselor in miscare de translatie si de rotatie, solicitari care au un caracter de șoc. Deci aceste forte provoacă aparitia unor tensiuni importante de intindere, comprimare, incovoiere si torsiune. In afara de acestea, in arborele cotit apar tensiuni suplimentare cauzate de oscilatiile de torsiune si de incovoiere.

Prin urmare putem spune că la proiectarea arborelui cotit se vor alege solutii care sa asigure o rigiditate maximă. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe constructii fusurile paliere se amplaseaza dupa fiecare cot, diametrele acestora se maresc, iar lungimile acestora se micsoreaza, de asemenea aceste masuri fac posibila marirea dimensiunilor bratelor.

În final, putem spune că pentru a satisface cerintele impuse arborilor cotiti, rezistenta la oboseala, rigiditate, o calitate superioara a suprafetelor fusurilor, acestia se executa din fonta sau otel.

Calculul arborelui cotit

Fig. 3.34 Schema constructivă a cotului arborelui cotit

Ținându-se cont de conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la presiune specifica si incalzire, la oboseala si la vibrațti de torsiune. Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prin prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti, deci cu dimensionarea arborelui cotit se adopta si configuratia contragreutatilor.

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

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

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

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

deci lpi= 32 mm.

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

deci lpe =38 mm.

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

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

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

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

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

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

În ceea ce privește presiunea maximă putem spune că, presiunea specifica conventionala maxima pe fusurile manetoane si paliere se calculeaza cu relatiile:

23 MPa.

16.53 MPa.

unde:

• Rmmax – forta maxima care incarca fusul maneton , deci Rmmax = 48625 N.

• Rpmax – forta maxima care incarca fusul palier, deci Rpmax = 33053 N.

De asemenea presiunea specifică medie conventională pe fusurile manetoane si paliere se determina cu relatiile:

7.1799 MPa.

3.439 MPa.

unde :

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

• Rp – mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile paliere, deci

Rp = 6829 N.

dar și

Verificarea fusului la incalzire se efectueaza initial pe baza unui calcul simplificat si aceasta se refera la determinarea valorii coeficientului de uzură.

Verificarea la oboseala

Fig.3.35. Schema fortelor care actioneaza asupra unui cot al arborelui cotit

Calculul arborelui cotit poate implica dificultati. De aceea calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de incarcare si deformare care considera arborele cotit ca o grinda discontinua alcatuita dintr-un numar de parti egal cu numarul coturilor. Astfel in scopul realizării calculelor trebuie sa se țină seama de următoarele considerente:

Fig.3.37 Arbore cotit realizat în programul Solidworks

BIBLIOGRAFIE

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

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

[3] www.bmw.com

………………………..