Studiul Motoarelor din Aceeasi Categorie
Calculul proceselor din motor
Prin tema de proiectare s-a cerut un motor cu aprindere prin scânteie, turbosupraalimentat cu puterea nominală de 125 kW și turația nominală de 6000 rot/min cu 4 cilindri în linie.
Studiul motoarelor din aceeași categorie
Tabel 1.1
S-a efectuat un studiu al motoarelor de mai sus din punctul de vedere al raportului de comprimare (ε) și s-a ajuns la o repartizare prezentată în diagrama 1.1
Diagrama 1.1
Se constată că numărul cel mai mare de mașini au ε între 9,5 și 9,75.
Calculul termic al motorului
Calculul termic al unui motor, cunoscut și sub denumirea de "calculul ciclului de lucru al motorului", se efectueaza în scopul determinări anticipate a parametrilo proceselor ciclului motor, a indicilor energetici și de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii motorului. Aceste date ale cilculului permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului, trasarea diagramei indicate și efectuarea calculelor de rezistență a principalelor piese ale motorului.
O metodă utilizată este metoda înbunățită a lui Grinevețki, care constituie o metodă de calcul analitic prin corectarea diagramei ciclului teoretic de referință.
Această metodă se poate aplica atât in stadiul de proiectare, cât și în cel de perfecționare a prototipului. Datele inițiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor în stare de proiect se estimează după rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage. Coincidența rezultatelor calculului cu acelor obținute prin încercarea motorului depinde de alegera corectă a parametrilor inițiali, estimate dificilă îndeosebi când se realizează motoarele de construcție originală.
Alegerea parametrilor inițiali
Parametrii procesului de schimbarea gazelor
Se aleg următoarele mărimi:
Se calculează:
Coeficientul gazelor reziduale:
Temperatura la sfârșitul admisiei va fi
Coeficientul de umplere
Parametrii procesului de comprimare
Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare n1=1,33
Parametrii procesului de ardere
Se adoptă următoarea compoziție a benzinei:
c= 0,854 kg
h= 0,142 kg
o= 0,004 kg
Qi= 43500 KJ/kg
Se vor mai alege următorii parametrii:
coeficientul de utilizare a căldurii: ζ= 0,9
masa molară a combustibilului: Mc= 1/114
Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează : 0,50496 kmol aer/kg comb
Cantitatea de aer necesar arderii este:
0,50496 kmol aer/kg comb
Cantitatea de incărcătura proaspătă, raportată la 1 kg combustibil:
0,5137 kmol/kg comb
Coeficientul teoretic de variație molară a încărcăturii proaspete pentru λ<1 :
1,053
Coeficientul real de variație molară a încărcăturii proaspete :
1,0513
Căldura specifică molară medie a amestecului inițial :
32,078 kj/kmol K
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru λ<1 :
Căldura specifică degajată de arderea incompletă :
43500 KJ/kg
Temperatura la sfârșitul arderii rezultă din următoarea ecuație :
c = 101285,7977
b= 22,07832186
a = 0,003080452
Tz= 3178 K
delta = 1735,476276
Tz1= 3178,223327
Presiunea la sfârșitul arderii :
10966407,81 N/m2
ținând cont de rotunjirea diagramei:
9321446,639 N/m2
Coeficientul de corecție a presiunii :
Øz = 0,85 (0.75 – 0.85)
Gradul de creștere a presiunii:
4,814
Destinderea
Se adoptă coeficientul politropic al destinderii n2= 1,25
Presiunea la sfârșitul destinderii:
648971,0903 N/m2
Temperatura la sfârșitul destinderii:
1805,579447 K
Se adoptă următoarele valori:
coeficientul de rotunjire al diagramei: µr = 0,94
randamentul mecanic: ηm = 0,83
Parametrii principali ai motorului
Presiunea medie a ciclului teoretic :
1780759,036 N/m2
1673913,494 N/m2
Randamentul indicat al motorului:
0,46
Presiunea medie efectivă:
1389348,2 N/m2
Randamentul efectiv al motorului:
0,38
Consumul specific efectiv de combustibil :
0,219 kg/kWh = 219 g/kWh
Dimensiuni fundamentale ale motorului
Raportul cursă-alezaj: Ø = S / D = 1,02
Capacitatea cilindrică va fi :
0,450 l
Se determină alezajul si cursa:
82,5011 mm
84,15 mm
Viteza medie a pistonului:
16,8302198 m/s
Cilindreea totală a motorului:
1,80 l
Puterea litrică a motorului:
69,47 kw/l
Volumul la sfârșitul cursei de admisie:
0,502 dm3
Volumul la sfârșitul compresiei:
0,052 dm3
Cinematica mecanismului bielă-manivelă
α – unghiul de rotație al manivelei
β – unghiul de înclinare al axei bielei
ω – viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit
S – cursa pistonului
R – raza manivelei
L – lungimea bielei
λ – raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei
628,3185307 rad/s
0,04207555 m
βmax= 15
Aria pistonului:
0,005346 m2
Deplasarea pistonului. Legea de variatie a deplasarii Sx in functie de unghiul α:
Volumul generat de piston la un moment dat:
Viteza pistonului:
Unghiul de viteză maximă
Accelerația pistonului:
Ordinea de lucru a cilindrilor 1-3-4-2
Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă
Prin calculul dinamic al mecanismului bielă – manivelă se urmărește determinarea mărimii si caracterului variației sarcinilor care acționează asupra pieselor motorului . Cercetarile în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcționare . De aceea se folosesc relații simplificate obținute in ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat.
Asupra mecanismului bielă – manivelă , acționeaza forțele date de presiunea gazelor din cilindru și forțele de inerție ale maselor mecanismului aflate in mișcare . Forțele de frecare vor fi considerate neglijabile.
Forțele de inertie sunt constituite din fortele de inertie ale maselor aflate in miscare alternativa de translatie si fortele de inertie ale maselor aflate in miscare de rotatie.
Pentru calculul organelor mecanismului biela – manivela, al sarcinilor din lagare , pentru cercetarea oscilatilor de torsiune , etc , trebue determinate valorile maxime, minime si medii ale acestor forte . De aceea marimile fortelor se vor termina pentru o serie de poziti succesive ale mecanismului , functie de unghiul de rotatie al arborelui cotit.
Pentru determinarea fortelor din elementele mecanismului biela – manivela este recomandabil sa se inceapa cu determinarea fortelor care actioneaza dupa axa cilindrului , cercetand separat fortele de presiune a gazelor si fortele de inertie .
Forțele și momentele care acționează în mecanismul biela manivela
Forta de presiune a gazelor
Forta data de presiunea gazelor pe piston se determina cu relatia:
Ap – aria suprafeței capului pistonului;
pg – presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată;
p0 – presiunea mediului ambiant;
Forta de presiune a gazelor este indreptata dupa axa cilindrului si poate fi considerata in axa boltului de piston .
Aceasta forta este considerata pozitiva cand este orientata spre axa arborelui cotit si negativa cand este
orintata invers.Calculul valorilor fortei de presiune a gazelor se face tabelar.Se construeste curba Fg=f(α)
Fortele de inertie
Fortele de inertie sunt produse de masele aflate in miscare accelerata si anume :piston asamblat (piston , bolt , segmenti , sigurantele boltului ) , biela si arbore cotit. Fortele de inertie sunt indreptate in sens opus acceleratiei si sunt date de formula generala :
m – masa elementelor in miscare , in [Kg]
a – acceleratia maselor , in [m/s2]
In functie de felul miscarii elementelor mecanismului motor distingem urmatoarele
a) Forte de inertie produse de masele elementelor aflate in miscare de translatie ( Fj )
b) Forte de inertie produse e masele neechilibrate ale elementelor aflate in miscare de rotatie ( Fr )
Fortele de inertie ale maselor in miscare de translatie
Aceste forte sunt produse de masele pistonului asmblat (piston , segmenti , bolt si sigurantele acestuia )
si o parte din masa bielei si sunt considerate concentrate in axa boltului .
Determinarea fortelor de inertie ale maselor aflate in miscare de translatie se face cu relatia :
mj – masele piselor în mișcare de translație
ap – accelerația pistonului
Masele aflate in miscare de translatie se determina cu relatia urmatoare :
mp – masa pistonului asamblat , in [Kg]
m1b – masa bielei concentrata in axa boltului si care se considera ca executa miscare de translatie , in [Kg]
Fortele de inertie Fj se pot exprima , tinand seama de expresia acceleratiei pistonului pentru
mecanismul bielă – manivelă axat .
Calculul valorilor fortelor Fj se face tabelar si se construeste curba
Fortele de inertie ale maselor in miscare de rotatie
Aceste forte sunt produse de o parte din masa bielei si masa neechilibrata al arborelui cotit
(masa manetonului si masele reduse ale celor doua brate ).
Fortele de inertie ale maselor in miscare de rotatie se determina cu relatiile :
Forța centrifugă
Forța tangențială
mr -masa se miscare de rotatie ,
R – raza manivelei, în [m]
ω – viteza unghiulară a arborelui
In cazul vitezei unghiulare constante , , deci fortele tangentiale sunt nule. In consecinta ,
fortele de inertie ale maselor in miscare de rotatie sunt fortele centrifuge ce actioneaza pe
directia razei manivelei si raman constante ca marime.
Masele pieselor in miscare ale mecanismului biela – manivela
Pentru simplificarea calculelor , masele pieselor in miscare pot fi inlocuite cu mase
reduse concentrate in articulatiile mecanismului biela – manivela .
Masa bielei este considerata ca fiind concentrata in cele doua axe in care este articulata ,
respectiv in axa ochiului bielei (m1b)si in axa capului bielei (m2b ).
Componenta m1b a masei bielei se considera ca executa miscare de translatie
si este luata in calculul fortei de inertie Fj.A doua componenta m2b se adauga maselor
rotitoare ale mecanismului .
Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule , repartizarea masei bielei pe cele doua componente este :
sau cu suficienta aproximatie :
In aceste conditii , masa elementelor aflate in miscare de translatie alternativa se poate determina cu
relatia :
mp – masa pistonului asamblat
mb – masa bielei
Masele rotitoare mr, sunt constituite din masa fusului maneton mm, masa bratului de
manivela redusa la raza R si componenta m2b a bielei , adica:
Masa bratelor manivelei avand centrul de masa la raza r fata de axa arborelui cotit ,
se poate reduce la raza R a manivelei pornind de la egalitatea :
de unde se obtine :
ρ – reprezintă distanța de la axa arborelui cotit la centrul de greutate al bratului
Masele constructive ale pistonului și bielei
Forțele rezultate din mecanismul bielă – manivelă
Prin insumarea algebrica a fortelor de presiune a gazelor Fg si fortelor de inertie Fj ,
determinate pentru diferite pozitii ale manivelei , se obtin valorile fortei sumare care
actioneaza in lungul axei cilindrului.
Calculul fortei F se face tabelar si se construeste curba F=f(α)
Forta F aplicata in axa boltului se descompune in doua componente, una de sprijin,
normala pe axa cilindrului (N) si una dupa axa bielei (B):
.
In axa fusului maneton, forta B se descompune in doua componente, una radiala Z
si una tangentiala T:
Calculul organologic al motorului
Proiectarea blocului motor
Blocul motor al motorului răcit cu lichid
Cilindrii sunt grupați în blocul cilindrilor care împreună cu carterul se constituie într-o singură piesă
Blocul motor este proiectat cu cilindri nedemontabili soluție la care cilindri și blocul se constituie într-o piesă unică
Pentru a asigura rigiditatea necesară pereții blocului motor se nervurează atât la interior cât și la exterior astfel încât aceasta se constituie sub formă de corp zăbrelat.
Grosimea pereților se adoptă cât mai subțiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul funcționării.
Se alege bloc motor din fontă cu grosimea peretelui de 5 [mm]
Nervurile prevăzute pentru mărirea rigidității blocului vor avea grosimi de 10 [mm]
Pentru răcirea cilindrilor se prevede o cameră de răcire cu grosime a stratului de lichid 6 [mm].
Pentru a răspunde cerințelor impuse privind siguranța în funcționare, blocul motor se toarnă din aliaj de aluminiu
Grosimea pereților se adoptă cât mai subțiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul funcționării. Se recomandă pentru blocurile din fontă grosimi de perete de 4…5 [mm] și 6…8 [mm] pentru blocurile din aliaje de aluminiu.
Se adoptă grosimea de perete 6 mm
Se adoptă diametrul șuruburilor 10 mm.
Se adoptă adâncimea de înșurubare de 28mm.
Lagărele arborelui cotit sunt lagăre suspendate.
Se adoptă înălțimea de centrare de 20 mm.
Se adoptă diametrul la baza cilindrilor de 12 mm. Se adoptă diametrul ramificațiilor de 6 mm. Pe suprafețele laterale ale blocului motor se prevăd bosaje pentru asamblarea organelor anexe.
Forma carterului se stabilește pornind de la traiectoria descrisă de punctele exterioare ale bielei în mișcarea sa.
La proiectarea plăcii superioare se va avea în vedere ca bosajele pentru șuruburile chiulasei și șuruburile pentru capacele lagărelor paliere să fie cât posibil colineare. Diametrul șuruburilor pentru chiulasă se situează între 8…12 [mm], iar adâncimea de înșurubare este (1,5…2,0)d șurub pentru bloc din fontă și de (2,5…3,0)d șurub pentru bloc din aliaj de aluminiu.
Capacele lagărelor se centrează lateral în bloc, înălțimea de centrare fiind de 15…30 [mm] pentru blocul din aliaj de aluminiu.
În blocul motor se amplasează o parte din canalizația instalației de ungere. Rampa de ulei străbate întregul bloc și este amplasată în general la baza cilindrilor având diametrul de 12…14 mm; din ea pornesc ramificații către lagărele paliere, lagărele arborelui cu came și axul culbutorilor, diametrul acestora fiind de 6…8 [mm].
Proiectarea chiulasei
Chiulasa motorului răcit cu lichid
La motoarele cu aprindere prin scânteie, solicitările mecanice fiind relativ mici, se adoptă soluția cu chiulasa monobloc.
În cazul injecției cu benzină canalele de admisie se dirijează pe o parte, iar cele de evacuare pe cealaltă parte a chiulasei.
La proiectarea cămășii de apă se ține seama că trebuie să se găsească acele soluții constructive care să asigure răcirea pe o suprafață cât mai mare a camerei de ardere, canalului de evacuare, bosajelor ghidului supapei de evacuare, bujiei sau injectorului.
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]
Calculul principalelor piese ale mecanismului biela-manivelă
Proiectarea și calculul cămășii de cilindru (cilindrului)
Se adopta ca solutie constructiva camasa de cilindru umed
Din calculul termic a rezulatat:
valoarea alezajului:
presiunea la sfarsitul arderii pg
presiunea de strangere intre cilindru si bloc
Deformația sumară produsă de presiunea (p) de strângere poate fi redată prin expresia:
Pentru a se realiza strângerea adoptată, diametrul exterior al cămăși se calc:
Tensiunile care apar în pereții blocului și ai cămășii sub influența presiunii de strângere
Tensiunile care apar datorită presiunii de strângere (p):
camasa cil
la interior
la exterior:
cil din bloc
la interior
la exterior
Pe baza teoriei tensiunii tangențiale maxime se calculează tensiunea maximă
Tensiunile care apar datorită presiunii gazelor
la interiorul cămășii
la suprafața de separație dintre exteriorul cămășii și suprafața interioară a cilindrului din bloc:
la exteriorul cilindrului din bloc
Elemente de etansare a cilindrilor
Garnitura de chiulasa
Etansarea fata de lichidul de racier
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
Se deformeaza sub efectul de strangere a chiulasei, in timpul arderii cand presiunea
In functie de materialul din care se confectioneaza garnitura de chiulasa acesta poate
In cazul de fata ca solutie constructiva se alege pentru etansarea chiulasei cu blocul
Garnitura metaloplastica este constituita dintr-o foaie de azbest armata cu o tesatura
In cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare supraalimentate, datorita presiunilor
Orificiile garniturii pentru circulatia uleiului si lichidului de racire se executa cu diametre
Se alege inel O cu diametrul sectiuinii d:
d = 4mm
Dimensiunile canalului de etansare:
Latimea canalului b:
b = 5,4 mm
Adancimea t:
t = 3,5 mm
Proiectarea și calculul pistonului
Dimensiunile principale ale pistonului
Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmtatoarele elemente functionale:
1- camera de arede
2- capul
3- bosajele pentru bolt
4- fusta
5- insertiile de otel sau fonta
6- boltul
7- sigurantele boltului
8- segmentii
Elementele dimensionale ale capului pistonului pentru motorul ci aprindere prin compresie
D- diametrul cilindrului
DB- diametrul exterior al boltului
HFS – înălțimea de protecție a segmentului de foc;
HRF – înălțimea zonei "port-segmenți";
Hk – distanța de la axa bolțului la partea superioară a capului pistonului;
HRB – distanța de la generatoarea alezajului pentru bolț la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere;
Calculul pistonului
Se alege piston cu camera de ardere omega ,datorita inaltimii mai mici a pistonului si o ardere buna prin injectie cu injector cu mai multe orificii.
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
Rezistenta de rupere la tractiune:
la 293 K: 20…25 [daN/cm2] la 293 [K]
la 423 K: 18…23 [daN/cm2] la 423[K]
la 523 K: 10…15 [daN/cm2] la 523 [K]
Alungire relativa A5 min [%]: 0,3
Rezistenta de rupere la oboseala:
la 293 K: 8…12 [daN/cm2] la 293 [K]
la 573 K: 5 [daN/cm2] la 523 [K]
Densitatea ρ = 2,68…2,70 [kg/dm3]
Calculul capului pistonului
Pistonul se schiteaza in raport cu solutiile constructive alese. Dimensiunile alese se adopta pe baza datelor statistice:
Lungimea pistonului H
Lungimea mantalei L
Inaltimea de compresie ll
Inaltimea de protectie a segmentului de foc h
Grosimea flancului hc
Grosimea capului δ
Distanta dintre bosajele alezajului boltului
Diametrul interior al pistonului
Diametrul fundului segmentului d:
Calculul zonei port-segmenți
Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere și forfecare de către forța de presiune a gazelor scăpate prin interstițiul dintre piston și cămașa cilindrului, care acționează asupra segmentului.
Valorile eforturilor unitare se calculează astfel:
La incovoiere:
La forfecare:
Efortul unitar echivalent este:
Cunoscându-se coeficientul de dilatare termică al materialului pistonului, modulul de elasticitate și alți factori, se poate calcula grosimea peretelui pistonului în zona port-segment, respectiv diametrele.
Pentru partea superioară a capului pistonului:
-distanța de la fundul pistonului la generatoarea alezajului bolțului [mm].
Pentru partea inferioară a zonei port-segment:
-distanța dintre planul care delimitează zona port-segment și generatoarea alezajului pentru bolț.
Proiectarea și calculul 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
Dimensionarea
Dimensiunile boltului 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
Diametrul exterior de [mm]
Diametrul interior di [mm]
Lungimea bolțului flotant l [mm]
Lungimea de contact cu piciorul bielei lb[mm]
Verificarea la uzura
Rezistenta la uzura poate fi apreciata dupa marimea valorilor presiunilor specifice în piciorul bielei (pb) și în umerii pistonului (pp).
Conventional se considera că forta care solicita boltul este:
Presiunea în locasurile din piston
Ppa =15….35MPa
Presiunea în piciorul bielei
Pb =20…50MPa
Verificarea la încovoiere
Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului
Tensiunea minima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului
Efortul unitar mediu (σm) și amplitudinea eforturilor unitare (σa) se determină cu
Pentru parametrii care intra în relatiile de calcul ale coeficientului de siguranta se pot folosi urmatoarele valori:
rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere
σ-1 = 340…380 N/mm2
pentru otel aliat σ-1 = 340 N/mm2
• rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere
• coeficientul tensiunilor
• coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile:
• factorul dimensional:
• coeficientul de calitate al suprafeței bolț cementat cu suprafața lustruită
In cazul bultului flotant solicitarea variaza dupa ciclu simetric, iar pentru determinarea coeficientului de siguranta se utilizieaza ecuatia:
Verificarea la forfecare
Verificarea la forfecare se realizeaza in sectiunile dintre partile frontale ale bosajelor si piciorul bielei.
Tensiunea unitara la forfecare se determina cu relatia
Valoarea admisibila a efortului unitar este de (150…220)N/mm2 pentru otel aliat
Calculul la ovalizare
Valorile eforturilor unitare de ovalizare in sectiunile caracteristice se obtin din conditiile φ = 00 și φ = 900
repartitia sarcinii Valorile marimilor: K, η1, η2, η3, η4,
Deformatia maxima de ovalizare
Calculul jocului la montaj
Jocul de montaj dintre bolt si locasul sau din piston
coeficientul de dilatare al materialului boltului
coeficientul de dilatare al materialului pistonului
tb temperatura boltului
tp temperatura pistonului
t0 tempratura mediului ambiant
Proiectarea și calculul bielei
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.
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
La proiectarea piciorului bielei trebuie sa se tina seama de dimensiunile boltului si de tipul imbinarii piston-bolt-biela
Dimensiunile piciorului bielei:
Se alege ca solutie constructiva bolt fix in biela si liber in piston.
Diametrul exterior al piciorului bielei de,
se adoptă
Grosimea radiala a piciorului bielei hp,
se adoptă
Grosimea radiala a bucsei hb,
se adoptă
Diametrul interior al piciorului bielei di,
Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a
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:
Viteza unghiulară a arborelui cotit
-raza arborelui cotit
masa pistonului
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
In cazul in care unghiul de incastrare φi >90o, momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare au urmatoarele expresii:
unde:
Mo – momentul incovoietor in sectiunea B-B determinat de forta de intindere
No – forta normala în sectiunea B-B determinata de forta de intindere
φi se introduce în radiani
rm – raza medie
In sectiunea de incastrare momentul incovoietor si forta normala solicita atat piciorul bielei cat si bucsa sau boltul presat, in aceste conditii se utilizeaza un coeficient de proportionalitate care are expresia:
Unde:
Ab – aria secțiunii bucsei
Ap- aria secțiunii piciorului
EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucsei sau boltului presat
EOL- modul de elasticitate al materialului bielei
Tensiunile în sectiunea de incastrare A-A pentru fibra interioara (σîi ), respectiv exterioară (σîe) produse de forta de intindere se calculeaza cu relatiile:
Solicitarea de compresiune
Forta de compresiune are valoarea maxima cand presiunea din cilindru are valoarea maxima:
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
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:
unde:
Mo' – momentul incovoietor in sectiunea B – B
No' – forta normala in sectiunea B – B
Valorile tensiunilor in sectiunea de incastrare determinate de forta de compresiune se calculeaza cu urmatoarele expresii:
pentru fibra interioara
pentru fibra exterioara
Solicitarea datorata presarii 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 adoptă Δm= 0,007 mm
Dilatarea termica a bucsei se determina cu urmatoarea relatie
unde:
– di- diametrul interior al piciorului bielei
– coeficientul de dilatare al bucsei
– coeficientul de dilatare al materialului bielei
– temperatura piciorului bielei t = 373…423 K
– temperatura mediului ambiant tm = 273 K
Presiunea datorata strangerii poate fi obtinută cu expresia:
Unde : ν=0,3 -coeficientul lui Poisson
Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:
in fibra interioara
in fibra exterioara
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
Valorile maxime și minime ale tensiunilor ciclului sunt:
Amplitudinea σa și tensiunea medie σm a ciclului:
In aceste conditii expresia coeficientului de siguranta poate fi scrisa sub forma urmatoare:
unde:
• rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de intindere – compresiune
• coeficient de concentrare βk
• factorul dimensional ε
• coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului
• coeficientul de calitate al suprafetei
Deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție se determină cu relația
Calculul capului 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 :
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:
Tensiunile la intindere sunt:
unde: A – aria sectiunii de calcul a corpului bielei
Corpul bielei este supus la compresiune de catre forta determinata cu relatia:
Tensiunea de compresiune este data de relatia:
Tensiunile de flambaj sunt:
• in planul de oscilatie:
in planul de incastrare
Insumarea tensiunilor de compresiune si de flambaj poate fi realizata dupa urmatoarele relatii:
In planul de oscilatie
In planul de incastrare
Corpul bielei este supus la solicitari variabile, de intindere si compresiune dupa un ciclu simetric. Coeficientul de sigurantã se determina cu relatia:
Unde:
Calculul capului bielei
Dimensiunile caracteristice ale capului bielei
Diametrul interior al capului
Latimea maxima a capului
Distanta dintre axele surubului de biela
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.
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
superioara a capului bielei
Utilizarea unor suruburi fara piulite face posibila micsorarea dimensiunilor capului de biela.
Capul si corpul suruburilor de biela pot avea diverse forme constructive in functie de solutia adoptata pentru capul bielei
Materialele care raspund cerintelor impuse bielei sunt: otelurile de imbunatatire cu continut
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
Forta de inertie care solicita un surub
Unde z=2 numarul de suruburi
Forta de strangere initiala a surubului
In timpul functionarii, asupra surubului de biela actionează forta:
Diametrul fundului filetului
unde:
• cc – coeficient de siguranta, cc= 1,25…3,00
σc – limita de curgere a materialului surubului
• Diametrul partii nefiletate
Verificarea la oboseală
Tensiunile maxime
Tensiunile minime
As – aria sectiunii surubului in partea filetata
As' – aria sectiunii surubului in partea nefiletata
Calculul sumar al segmenților de piston
Segmentii 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.
Solutiile adoptate in proiectarea segmentului trebuie sa tina seama de cerintele impuse de siguranta in functionare, durabilitatea ridicata, eficienta etansarii si pretul.
Se adopta fonta aliata cu grafit nodular avand urmatoarele caracteristici:
• duritatea 300 …380 HB
• σr > 500 N/mm2
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.
t – grosimea radiala a segmentului
dis – diametrul interior al segmentului
dic – diametrul canalului de segment
D – alezajul cilindrului
b – grosimea axiala a segmentului
hc – inaltimea canalului de segment
R – raza fundului canalului;
Ja – jocul pe flancurile segmentului (Ja = hc- b);
JP – jocul piston-cilindru;
Jr – jocul radial al segmentului Jr =1/2(dis- dic)
tc – dimensiunea radiala a canalului
Calculul segmentilor
Calculul segmentului urmărește următoarele obiective:
• Sa se stabileasca forma în stare libera si marimea fantei astfel incat prin strangere pe cilindru segmentul sa dezvolte o repartitie de presiune determinata
• Sa se stabileasca cele doua dimensiuni de baza ale segmentului, t si b
• Sa verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor in timpul functionarii
• Sa se verifice ca tensiunile care apar in segment la deschiderea lui pentru montaj sa nu depaseasca limita admisibila
coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului ρ:
ρ = 0,196
• modulul de elasticitate
E = 1,2 ∙106 N/mm2
• deschiderea segmentului in stare libera la nivelul fibrei medii
S 0 = 16 mm
• grosimea segmentului t,
t = 4 mm
tensiunea admisibila σa,
σa = 580 N/mm2
• coeficient Km,
Km = 1,742
• inaltimea radiala a segmentului:
– pentru segmentii de etansare: b = 3 mm
– pentru segmentii de ungere: b = 5 mm
Calculul tensiunilor in segment la montaj
m – coeficient care depinde de metoda de montare pe piston m = 2 pt montaj cu ajutorul clestelui
Calculul tensiunii maxime in segment
Verificarea segmentului in canal
Verificarea segmentului la dilatare se rezuma 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
• primul segment de compresie
• al 2-lea segment de compresie
• segmentul de ungere
Jocul la capetele segmentului
unde:
• coeficientul de dilatare al segmentului
• coeficientul de dilatare al cilindrului ,
• incalzirea segmentului
• incalzirea cilindrului
Proiectarea și calculul arborelui cotit
In 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 soc.
Aceste forte provoaca 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.
La proiectarea arborelui cotit se vor alege solutii care sa asigure o rigiditat maxima. 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.
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
Avand in vedere 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
Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adopta si configuratia contragreutatilor. (masa si pozitia centrului de greutate se determina la calculul dinamic al motorului).
Dimensiunile relative ale elemetelor arborelui cotit:
• lungimea cotului l = (1.05…1.30)∙D
• Diametrul fusului palier dp = (0,70…0,80) ∙ D
• lungimea fusului palier lp
• Diametrul fusului maneton dm = (0,56…0,72) ∙ D
• Lungimea fusului maneton: lm = (0,45…0,60) ∙ dm
• diametrul interior dmi = (0,60…0,75) ∙ dm
0
Grosimea bratului: h = 0,20…0,35) ∙ dm
• Lungimea bratului b = (1,5…2,0) ∙ dm
• Raza de racordare: (0,07…0,10) ∙ dm
Calculul principalelor piese ale mecanismului de distribuție a gazelor
Principii de proiectare
Mecanismul de distribuție este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigură realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor și mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă și evacuarea produselor de ardere. Această funcție este realizată prin deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare. Mecanismele de distribuție pot fi clasificate din punct de vedere al modului de realizare a schimbului de gaze în mecanisme de distribuție cu supape, folosite la toate motoarele în 4 timpi realizate în prezent, și mecanisme de distribuție cu lumini (sau ferestre), folosite la unele mecanisme de distribuție la motoarele în doi timpi. La motoarele cu mecanism de distribuție cu supape transmiterea mișcării la supape se face de la un arbore special numit arbore cu came. Arborele cu came al mecanismului de distribuție poate fi dispus în blocul motor sau în chiulasă.
Dispunerea arborelui cu came în chiulasă oferă avantajul reducerii numărului de componente al mecanismului de distribuție ( nu mai sunt necesare tijele împingătoare), are un zgomot mult mai redus în timpul funcționării și asigură o antrenare elastică a mecanismului de distribuție, în cazul folosirii curelelor dințate elastice. Un dezavantaj al acestui tip de angrenare este necesitatea schimbării după perioade riguroase de timp a curelei de distribuție. De regulă antenarea arborelui cu came se face de la partea opusă a volantului deoarece aceasta permite montarea unei roți dințate conducătoare mai mici. La unele motoare în doi timpi cu roți dințate conducătoare de dimensiuni mari se poate folosi antrenarea din partea volantei care prezintă avantajul că fazele de distribuție nu sunt influențate de oscilațiile torsionale, acestea fiind absorbite de către volant.
Construcția principalelor elemente ale distribuției se determină din condițiile de funcționare astfel:
Supape
Sunt supuse unor sarcini dinamice și temperaturi ridicate, aceste condiții necesitând un material foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oțeluri aliate cu Cr (9%) și Si (3,5%). Forma supapei trebuie aleasă astfel încât să asigure o rigiditate ridicată și în același timp să provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie. Supapele dispuse în evacuare trebuie să aibă tija cu un diametru mai mare și bucșa de ghidare cât mai lungă pentru a ușura evacuarea căldurii.
Elementele dimensionale ale supapei:
dc -diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supapei
di – diametrul canalului
b – latimea suprafetei de etansare
rc – raza de racordare a capului supapei cu tija
d – diametrul tijei
l – lungimea tijei
a – grosimea talerului
scaunul supapei:
grosime radiala de:
inaltime de
inaltimea de ridicare
Scaunul supapei
Se recomandă să aibă o grosime radială de (0,08…0,15)dc și o înălțime de (0,18…0,25)dc și se montează cu o strângere de (0,0015…0,0035) din diametrul său exterior.
Bucșele de ghidare
Au grosimi de perete între (2,5…4,0)mm și lungimi de (1,75…2,50) dc, în funcție de lungimea tijei supapei.
Arcurile
Se fac din sârmă de oțel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)mm diametru și se montează uneori câte două pentru a reduce înălțimea chiulasei. La motoarele de turații foarte ridicate se pot folosi în locul arcurilor două came alăturate, una pentru deschiderea supapei și cealaltă pentru închiderea ei.
Tacheții
Sunt solicitați de forțe laterale transmise de la camă și uneori au o formă bombată. În cazul dispunerii arborelui cu came în cap aceștia trebuie să fie prevăzuți cu posibilitate de reglare a jocului dintre camă și tachet (similar jocului culbutor- supapă). Pentru aceasta există în prezent două soluții uzuale: dispunerea în capul tachetului a unei plăcuțe de uzură calibrată, care atunci când este necesar poate fi schimbată sau folosirea unor tacheți hidraulici care compensează prin construcție jocurile ce apar în ansamblul tachet-supapă. Secțiunea printr-un astfel de tachet este prezentată în figura 13.5. Tacheții hidraulici pot fi folosiți pentru realizarea distribuției variabile controlând presiunea de ulei ce ajunge în tachet. Razele de curbură ale suprafeței de lucru sunt în limitele R=(700…1000)mm, iar camele au în acest caz generatoarea înclinată față de axa arborelui cu unghiuri de (7…15)'. La motoarele cu arborele de distribuție în bloc se presează uneori bucșe de ghidare pentru tacheți sau se prelucrează direct în blocul motor aceste ghidaje. Bucșile de ghidare sunt folosite la motoarele cu blocul din aliaje de aluminiu.
Alegerea fazelor de distribuție.
Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse și a unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obținerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt direct dependente de fazele de distribuție. Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse și a se pierde cât mai puțin lucru mecanic de destindere a gazelor. Închiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o întârziere optimă pentru a se fructifica la maxim efectul inerției coloanei de gaze până ce acesta este anulat de depresiunea formată în cilindru. Deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea unei cantități cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie și în final o umplere cât mai completă a cilindrului cu gaze. Închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întârziere încât să se utilizeze la maxim, în folosul umplerii, efectul inerțional al coloanei de gaze proaspete. Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere și închidere a supapelor pentru fiecare regim de funcționare (turație, sarcină). Valorile medii ale acestor unghiuri, pentru motoare în 4 timpi, sunt date în tabelul 13.1
Se aleg următoarele valori:
Avans la deschiderea supapei de evacuare
Intarziere la inchiderea supapei de evacuare
Avans la deschiderea supapei de admisie
Intarziere la inchiderea supapei de admisie
Admisie
Viteza de curgere a gazelor prin canal
unde:
• ia – numarul de supape de admisie ia = 2
• Wm – viteza medie a pistonului Wm = 12,73 m/s
Aria sectiunii efective de trecere
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxa
Evacuare
Viteza de curgere a gazelor prin canal
unde: • ie – numarul de supape de evacuare ie = 2
• Wm – viteza medie a pistonului Wm = 12,73 m/s
Aria sectiunii efective de trecere
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxe
Calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție
Calculul cinematic al mecanismului de distribuție presupune determinarea profilului camei Datele inițiale de proiectare pentru profilarea camei sunt înălțimea maximă de deschidere a supapelor.
Profilul camei din arce de cerc
Calculul de rezistență al principalelor piese ale mecanismului de distribuție (tachet, arc, supapa)
Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuție.
La calcule prealabile cand masa elementelor distributiei nu se cunoaste, masa redusa se alege in raport cu sectiunea de trecere a canalului in care se monteaza supapa AC.
– masa constructiva redusa a mecanismului de distributie
Calculul arcurilor de supapa
Arcul trebuie să mențină supapa închisă și să asigure legătura cinematică între ea și camă când forțele de inerție tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face față acestor cerințe trebuie ca forța arcului Fr să fie mai mare decât forța de inerție Fj a mecanismului dată de accelerațiile negative.
Forta minima a arcurilor se determina din conditia nedeschiderii supapei la depresiunea din cilindru
unde:
K – coeficient de rezerva K=1,6..2,0
j – acceleratia supapei
Forta a gazelor care tinde sa deschida supapa de evacuare
Forta care tinde să dschida supapa de admisie
Calculul dimensiunilor arcului
Dr – diametrul mediu al arcului
Forta Fr solicita spirele la torsiune cu momentul
Efortul unitar de torsiune este
unde:
χ – coeficient ce depinde de raportul diametrelor Dr/d
d – diametrul sarmei
Diametrul sarmei arcului
Sageata la montaj
Sageata maxima
Numarul de spire active:
unde:
G -modulul de elasticitate transversal
τmax =rezistenta admisibila maxima
Numarul total de spire
Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele
Pasul spirelor pentru arcul in starea libera
Lungimea arcului la deschiderea completă a supapei
Lungimea arcului la închiderea supapei
Lungimea arcului în stare liberă
Sistemele auxiliare a motorului
PROIECTAREA INSTALAțIEI DE RĂCIRE
Principii de proiectare a instalației de răcire cu lichid
Instalația de răcire are rolul de a prelua, transporta și transmite mediului înconjurător o parte din căldura dezvoltată în cilindrii motorului pentru a menține un regim termic optim a pieselor motorului. Performanțele de durabilitate ale motorului sunt influențate de oscilațiile regimului termic al pieselor mecanismului motor față de valoarea optimă. Astfel, la temperaturi scăzute ale pereților camerei de ardere și cilindrilor combustibilul poate condensa și spăla pelicula de ulei accentuând procesele de uzură; la temperaturi ridicate rezistența mecanică a piselor se diminuează, în plus pelicula de ulei poate fi distrusă prin ardere și dacă se asociază și cu creșterea dilatării pieselor se poate ajunge la gripajul cuplei cinematice, cilindru-piston.
La proiectarea instalației de răcire la MAS, se adoptă acele soluții constructive prin care se poate menține o temperatură relativ constantă cămășilor de cilindru pentru a asigura o funcționare corectă a grupului cămașă-segment-piston. Intensitatea răcirii chiulasei se stabilește din condiția asigurării unui coeficient de umplere ridicat și a unor pierderi minime prin răcire. Performanțele de putere și economicitate sunt mai bune la motoarele la care se asigură intensități de răcire mai ridicate ale chiulasei în raport cu cilindrul, de asemenea apare și o diminuare a nivelului unor componente nocive din gazele de evacuare.
Instalația de răcire cu lichid trebuie să valorifice fenomenele naturale care însoțesc procesul de evacuare a căldurii. Sensul circulației forțate a lichidului de răcire trebuie ales în așa fel încât să nu se opună circulației acestuia prin termosifon. Circulația lichidului nu trebuie să împiedice deplasarea ascendentă a bulelor de vapori sau de aer datorate aspirației lui prin neetanșeități. Traseele de curgere a lichidului nu trebuie să permită formarea de pungi de vapori și de aer în cămășile de răcire din bloc, chiulasă, racorduri, carcasa pompei, deoarece poate produce dezamorsarea circuitului provocând în cazul blocului și chiulasei supraîncălziri locale, urmate de uzuri, fisuri și perturbări ale proceselor din cilindri. Instalația de răcire trebuie concepută în așa fel încât să poată fi golită în totalitate de lichid. Amplasarea circuitului de alimentare a pompei de lichid trebuie să asigure preluarea lichidului răcit (de la partea inferioară a radiatorului) pentru a se evita aspirarea vaporilor produși în cămășile din bloc și chiulasă care determină reducerea debitului pompei și a durabilității ei.
Calculul fluxului de căldură preluat de instalația de răcire
Pentru a realiza în procesul de proiectare a unei dimensionări corecte al elementelor instalației de răcire trebuie să se determine fluxul de căldură preluat de instalația de răcire. Acestea se determină din ecuația de bilanț termic al motorului:
Fluxul de căldură preluat de lichidul de răcire se poate determina cu relația:
Unde:
Radiatorul
Principii de proiectarea
Preluarea căldurii de la lichidul de răcire și transmiterea acesteia mediului ambiant se realizează prin intermediul radiatorului. Pentru a realiza transferul de căldură radiatorul trebuie să dispună de o mare suprafață (15…25 m2).
Constructiv radiatorul este compus din corpul de răcire 5, două bazine colectoare 2,7 (unul la intrarea lichidului altul la ieșire) racordurile de intrare și ieșire, bușonul de umplere, robinet de golire și alte accesorii. Corpul de răcire se realizează în general din tuburi și plăci și tuburi și benzi și tuburi lamelare Pentru a se asigura radiatorului rezistența necesară pe suprafețele dintre benzi se lipesc plăci rigide din oțel.
Calculul radiatorului
Pentru proiectare se pot adopta următoarele valori ale temperaturilor:
Debitul de lichid V care trebuie să treacă prin radiator pentru a transmite fluxul de căldură este
Unde:
Ventilatorul
Principii de proiectare
Intensificarea circulației aerului prin radiator este realizată cu ajutorul ventilatorului. Se utilizează ventilatoare de tip axial.
Paletele ventilatorului au un anumit profil sau sunt înclinate sub un unghi de atac de 40…50o în așa fel încât să se asigure aspirația aerului cu pierderi minime de lovire. Unghiurile de ieșire ale profilului paletelor sunt în general de 350. Lățimea paletelor este de 30…70mm, iar grosimea tablei din care se ambutisează este de 1,25…1,8 mm. Diametrul exterior se plasează în limitele 0,3…0,7m. Se utilizează ventilatoare cu patru sau șase palete cea mai largă răspândire având-o însă ventilatoarele cu patru palete asezate perpendicular sau în X (70o respectiv 1100).
Antrenarea ventilatorului se poate realiza de aceeași curea cu pompa de lichid dacă este plasat pe rotorul pompei sau cu o transmisie separată. În ultimul timp se practică utilizarea unor cuplaje care permit funcționarea ventilatorului numai când este necesar. Sau antrenarea printr-un motor electric.
Calculul ventilatorului
Debitul de aer necesar pentru răcirea radiatorului se calculează cu relația:
Unde
densitatea aerului la temperatura și presiunea mediului ambiant:
– căldura specifică a aerului (la temperatura de 50…550C, ca= 1,050 [kJ/kgK]
– încălzirea aerului în radiator
Calculul ventilatorului se pornește de la debitul de aer necesar răcirii și de la căderea de presiune în circuitul de aer:
Unde:
-căderea de presiune în radiator:
-căderea de presiune în montajele anexe (mască, jaluzele,carcasă intermediară, etc):
Puterea necesară antrenării ventilatorului se determină cu relația:
randamentul ventilatorului
Pompa de lichid
Principii de proiectare
Pompa de lichid are rolul de asigura recircularea lichidului în sistemul de răcire, și se utilizează în general pompa de tip centrifugal. Presiunea necesară acestor pompe este de 0,035…0,15 MPa. Asigurarea unei circulații în bune condițiuni prin canalizații se realizează la o presiune de 0,03…0,05 MPa, în realitate se caută ca presiunea din sistemul de răcire să fie mai mare cu 0,08…0,1 MPa față de necesar pentru a împiedica formarea vaporilor în anumite puncte ale instalației de răcire. Pompa de apă este acționată de la arborele cotit al motorului printr-o transmisie cu curea, raportul de transmitere fiind de 0,8…1,95.
Construcția pompei de lichid este simplă putând apărea și diferite diferențe impuse de condițiile de amplasare ale acesteia pe motor. Arborele pompei se montează pe rulmenți obișnuiți sau pe rulmenți speciali. Pentru etanșarea lagărelor rotorului se utilizează garnituri speciale (fig.14.9.) unde: 1-inel de alunecare; 2-șaibă de presare; 3-arc; 4-carcasă; 5- cămașa de etanșare; 6,7-carcasă; 8-inel de fixare; 9-inel de etanșare; 10-inel de frecare.
Calculul pompei de lichid
Circulația lichidului de răcire în instalația de răcire se realizează prin intermediul pompei de lichid. Pompa de lichid trebuie să realizeze o cădere de presiune "pp" suficientă pentru a învinge rezistențele hidraulice la deplasarea forțată a lichidului.
Debitul teoretic al pompei este dat de relația:
Unde
Vl- debitul lichidului de racire
ηh – randamentul volumetric al pompei ( ηh = 0,8…0,9)
Pentru calculul rotorului se pornește de la mărimile reprezentate în figura. Aria secțiunii de intrare a lichiului în canalele rotorului pompei se determină luând în considerare debitul teoretic ce trebuie vehiculat de pompă .
c1 – viteza lichidului la intrarea în pompă (c1 = 1,0…2,5 m/s);
ro – raza butucului rotorului [m];
r1 – raza de intrare a lichidului în rețeaua de palete [m].
Se adoptă r1=25 mm
La construcțiile existente numărul de palete z = 4…8, și ele sunt profilate în așa fel ca la intrarea lichidului în canalele rotorului să nu apară pierderi prin lovire. La proiectare se adoptă unghiurile de intrare în limitele α1 = 900 și β1 = 40…550.
Calculul razei exterioare al rotorului r2 se realizează pe baza vitezei tangențiale u2 care este exprimată prin relația:
ηp – randamentul pompei
ρ – densitatea lichidului
Se adopta r2=45 mm
Lățimea paletelor la intrare și ieșire se determină în funcție de debit:
PROIECTAREA INSTALAțIEI DE UNGERE
Principii de proiectare a instalației de ungere
Funcționarea motorului cu ardere internă se caracterizează prin existența mai multor suprafețe aflate sub sarcină și în mișcare relativă unele față de altele, în aceste condiții este necesar pentru a diminua frecările dintre suprafețe. Deci, să se introducă între acestea un fluid care să adere la suprafețe, să fie vâscos ca prin presiunea internă care ia naștere să mențină suprafețele la o anumită distanță. Lubrifiantul prezent între suprafețele în mișcare relativă trebuie să îndeplinească următoarele funcții: Funcția mecanică. Uleiul trebuie înainte de toate să ungă asamblajul, adică să formeze între cele două suprafețe o peliculă de ulei pentru a evita contactul metal pe metal. Funcția termică. Uleiul are ca rol secundar limitarea temperaturii în anumite organe care nu pot fi răcite prin alte procedee. Funcția chimică. Uleiul trebuie să asigure funcționarea corectă atât a părților calde ale motorului cât și a părților reci; să asigure protecția împotriva coroziunii datorate umidității și acizilor care apar în urma arderii; să asigure evacuarea impurităților. Pe lângă aceste funcții, uleiul prezent în ansamblul piston-segmenți-cămașa cilindrului îndeplinește și rolul de element de etanșare. Condițiile de lucru ale motorului cu ardere internă impun următoarele cerințe uleiului din sistemul de ungere: oncțuozitate optimă; variație redusă a viscozității funcție de temperatură; stabilitate chimică ridicată; să împiedice aglomerarea particulelor rezultate în urma arderii; să fie filtrabil; să posede o temperatură de congelare cât mai redusă. Ungerea suprafețelor diferitelor piese ale motorului este influențată în principal de rolul lor funcțional și de condițiile de lucru (sarcină și viteză). După modul cum uleiul este adus la suprafețele în frecare, ungerea se poate realiza sub presiune, prin stropire cu jet de ulei; prin ceață de ulei sau mixt. Motoarele pentru autovehicule utilizează ungerea mixtă unde anumite componente (lagărele, bolțul, tacheții hidraulici, etc.) se ung cu ulei sub presiune, altele (cilindrul, pistonul, camele, supapele, etc.) se ung prin ceață de ulei sau prin stropire cu jet.
Pompa de ulei
Circulația uleiului este asigurată de către pompa de ulei. Dintre acestea, pompele cu roți dințate sunt cel mai des utilizate, deoarece au construcția simplă și prezintă siguranță în funcționare. Pompele cu roți dințate au dimensiuni reduse față de spațiul disponibil în carter. Pompa cu roți dințate cu angrenarea exterioară (fig.15.4.) este alcătuită dintr-o carcasă prevăzută cu orificii de intrare și ieșire în care se montează două roți dințate cu dantură dreaptă sau elicoidală. Una din roți este antrenată de la arborele cu came sau de la arborele cotit, cealaltă este antrenată de prima roată în sens invers. Camerele A și R reprezintă camere de aspirație respectiv refulare.Uleiul pătrunde în camera de aspirație A, umple spațiul dintre dantura și carcasă, apoi este antrenat de dantura roții și refulat în camera R. Comprimarea uleiului dintre dinții roților este evitată printr-o frezare și uleiul este deplasat în camera de refulare, în acest mod se elimină încărcarea suplimentară a fusurilor roților pompei. Sistemul de ungere poate fi prevăzut și cu o pompă cu rotor cu lobi (fig.15.5.), care prezintă avantajul unui gabarit redus, siguranță în funcționare, asigură presiuni ridicate la turații scăzute .
Pompa cu rotor cu lobi (cu angrenare interioară) se compune din două rotoare 2 și 3 montate în carcasa 1. Rotorul interior 2 este antrenat prin intermediul arborelui de comandă de la arborele cu came sau arborele cotit. Rotorul 3, exterior este dezaxat față de rotorul 2 și arborele decomandă. La rotirea rotorului interior este antrenat în mișcare de rotație în același sens și rotorul exterior. Uleiul aspirat în spațiul dintre rotoare este transportat de către lobii rotorului interior și exterior, în spațiul care se micșorează datorită excentricității, comprimat uleiul este refulat sub presiune spre magistrala de ulei.
Supapa de siguranță
În scopul protejării instalației de ungere de creșterea presiunii se introduce în circuitul de refulare al pompei supape de siguranță care menține o presiune constantă într-un domeniu larg de turații și temperatură.
Surplusul de ulei este deviat în circuitul de aspirație al pompei de ulei sau baie. Presiunea uleiului se consideră optimă pentru motoarele de autovehicule în limitele 0,2…0,5 MPa la o temperatură de 70…800C. În cazul motoarerlor mici cu cantități mici de ulei se utilizează supape cu bilă (fig.15.6.), iar la motoarele cu debite mari de ulei în sistemul de ungere se utilizează supape cu piston (fig.15.7.). Uleiul este absorbit din baia de ulei printr-un element filtrant (sorb) care poate fi fix sau plutitor, situat în partea cea mai de jos a băii de ulei. Filtrul sorbului (fig.15.8) este confecționat dintr-o sită din sârmă de oțel sau tablă perforată. Acest filtru protejează pompa de ulei de impuritățile solide. La motoarele mici filtrul sorbului poate prelua funcțiile filtrului din circuitul principal, în acest caz sita trebuie să asigure reținerea impurităților și să fie accesibil la curățat.
Filtrele de ulei
Uleiul în timpul funcționării motorului cu ardere internă pierde din calitățile sale datorită pătrunderii unor impurități: particule metalice rezultate în urma fenomenului de uzură; particule de praf care pătrund în motor odată cu aerul nefiltrat corespunzător la admisie; impurități rezultate în urma unui montaj și unei întrețineri necorespunzătoare; impurități ce se formează în carter; produse chimice rezultate în urma acțiunii gazelor scăpate în carter.
Datorită fenomenului de degradare a calității uleiului ungerea este compromisă antrenând amplificarea uzurilor și chiar apariția de avarii ale motorului.
Pentru a elimina efectele negative pe care la produc impuritățile, în sistemul de ungere se introduc elemente de filtrare care au rolul de curățire.
După finețea filtrării, filtrele de ulei se împart în două categorii: filtre de curățire brută și filtre de curățire fină.
Filtrul de curățire brută se montează în serie în circuitul de refulare al pompei de ulei, prin el trecând întreaga cantitate de ulei. Rezistența hidraulică este redusă. Filtrul brut reține impurități de dimensiuni cuprinse între 20…100mm. Montajul în serie al filtrului impune prezența unei supape de siguranță care să permită scurtcircuitarea filtrului în cazul îmbâcsirii acestuia.
Filtrul de curățire fină se montează în paralel cu circuitul principal de ungere, cantitatea de ulei care-l străbate este de 10…15% din cantitatea de ulei din sistemul de ungere pentru a se evita pierderile hidraulice. Filtrul fin reține impurități cu dimensiuni de până la 5 mm. După filtrare uleiul este returnat în baia de ulei contribuind la regenerarea acestuia.
După gradul de filtrare, filtrele se pot clasifica în filtre statice și filtre dinamice.
Filtre statice
Reținerea impurităților se realizează cu ajutorul unui element filtrant, care poate fi: sită metalică, discuri metalice sau de hârtie, cu acțiune magnetică sau active.
Filtrele cu sită metalică (fig.,15.9), sunt utilizate în general pentru filtrarea uleiului înainte de intrarea în pompa de ulei, dar și ca filtre de curățire brută sau fină (pot reține impurități până la 5 mm). Construcția elementului de filtrare se realizează dintr-un pachet de discuri în care se încorporează site și care montate formează între ele spații suficient de mari pentru impuritățile reținute.
Filtrele cu sită rețin prin aderență și emulsiile gelatinoase.
Filtrele cu discuri (fig.15.10) au elementul filtrant dintr-un număr de discuri din metal sau carton de forme speciale așezate unele peste altele care formează interstiții de trecere a uleiului. Impuritățile de dimensiuni mai mari sunt reținute în exteriorul filtrant, iar cele de dimensiuni mici în spațiul dintre discuri. Filtrul cu discuri metalice este prevăzut cu elemente care asigură posibilitatea curățirii interstițiilor chiar în timpul funcționării prin rotirea din exterior a pachetului de discuri. Filtrul cu discuri din carton se utilizează ca filtru fin.
Filtrele cu element filtrant din hârtie (fig.15.11.) sunt utilizate pe scară largă, ele pot fi utilizate atât ca filtre de curățire brută cât și ca filtre de curățire fină în funcție de dimensiunile porilor hârtiei. Pentru a se îmbunătății rezistența și proprietățile de aderență hârtia de filtru este impregnată cu diferite produse. Gabaritul acestor filtre este redus datorită modului de construcție al elementului filtrant, hârtia de filtru fiind pliată, iar forma este menținută de o armătură metalică.
Filtrele cu element filtrant din hârtie nu pot fi curățite, când acesta se îmbâcsește este înlocuit cu unul nou. Filtrul este prevăzut cu o supapă de siguranță care se deschide la o presiune de 0,1…0,25 MPa, asigurând trecerea uleiului în circuitul de ungere fără să mai treacă prin elementul filtrant când acesta este îmbâcsit sau uleiul are vâscozitate mare.
Filtrele magnetice se utilizează ca filtre suplimentare pe lângă filtrele cu sită, cu discuri sau dopurile de golire.
Radiatorul de ulei
În timpul funcționării motorului cu ardere internă, uleiul din instalația de ungere preia o parte din cantitatea de căldură dezvoltată în motor. Pentru a se menține temperatura uleiului în limite acceptabile în circuitul de ulei se amplasează radiatorul de ulei.
Radiatoarele de ulei sunt construite în două variante în funcție de agentul care preia căldura de la ulei: radiatoare răcite cu apă și radiatoare răcite cu aer.
Radiatoarele răcite cu apă (fig.15.13) asigură o temperatură stabilă a uleiului, independentă de turație, sarcina motorului și temperatura mediului ambiant. La pornire asigură încălzirea uleiului, ceea ce permite o circulație corectă a acestuia spre punctele de ungere.
Radiatoare răcite cu aer (fig.15.14), au dimensiuni reduse și o construcție simplă. Temperatura uleiului nu este stabilă din cauza fluctuațiilor de temperatură a mediului ambiant. Nu asigură încălzirea uleiului după pornire, de aceea pentru a se evita suprapresiunea datorată rezistențelor hidraulice mari el este scurtcircuitat prin intermdiul unei supape de siguranță. Arcul supapei este tarat să asigure o deschidere a acesteia la o diferență de presiune de 0,15…0,2 MPa.
Calculul elementelor compenente ale instalației de ungere
Calculul pompei de ulei
Dimensionarea pompei de ulei are în vedere ca debitul refulat să fie superior celui care circulă prin magistrala de ungere datorită circuitului derivat prin supapele de siguranță. În aceste condiții debitul pompei de ulei este
ținând cont de tipul și puterea motorului se recomandă Vpu = (20…35)Pe
Puterea necesară antrenării pompei de ulei se determină cu relația
Unde:
Calculul suprafeței de răcire a schimbătoarelor de căldură pentru ulei
Acest calcul are ca scop dimensionarea suprafeței de răcire necesare transmiterii căldurii preluate de ulei din motor și cedate mediului de răcire. Pentru un schimbător de căldură aer-ulei suprafața exterioară de răcire se calculează cu relația:
Unde:
temperatura medie a uleiului;
temperatura medie a aerului;
coeficientul global de transmitere a căldurii de la ulei la aer
coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereții schimbătorului;
coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereții schimbătoruluila aer;
Coeficientul de nervurare
Calculul filtrelor de ulei
La alegerea filtrelor trebuie să se țină seama că la MAC uleiul este de 10 ori mai impurificat cu combustibilul nears decât în cazul MAS și că este supus la temperaturi mult mai ridicate decât în cazul MAS. Alegerea tipului și construcția filtrului trebuie să țină seama și de aditivii de ulei. S-a constatat în practică că poate să apară un blocaj al mediului poros, fie prin placarea acestora cu depunderi rezultând din slăbirea calității aditivilor care provoacă la cald apariția de cristale care au dimensiuni superioare porilor, fie prin incidența unor aditivi asupra tensiunii superficiale.
Supraalimentarea motoarelor
Generalități
Prin supraalimentare se intelege introducerea incarcaturii proaspete in cilindru la presiuni mai mari decat presiunea ambianta prin precomprimarea partiala sau totala a incarcaturii proaspete inainte de intrarea in motor.
Supraalimentarea se aplică motoarelor în scopul măririi puterii litrice și pentru compensarea pierderii de putere în cazul funcționării motorului la altitudine, sau în cazul când se urmărește recircularea unei părți din gazele de ardere pentru scăderea conținutului de NOx în gazele de evacuare.
Prin mărirea presiunii încărcăturii proaspete la intrarea în cilindri se realizează creșterea cantității de amestec carburant proaspăt reținut în cilindri motorului și care determină în final sporirea puterii motorului.
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.
Transformarea energiei cinetice a gazelor de ardere în lucru mecanic de compresiune se realizează prin intermediul agregatului turbocompresor. Supraalimentarea cu ajutorul turbocompresorului nu implică consumarea unei energii suplimentare datorită faptului că energia gazelor de evacuare este suficientă pentru antrenarea turbinei și a compresorului.
Supraalimentarea motoarelor cu aprindere cu scanteie pentru autoturism
Pana nu de mult aplicata numai la motoarele de curse , supraalimentarea m.a.s. se aplica in ultimii 10.12 ani si la motoarele de serie .
Principalele probleme puse de supraalimentarea m.a.s. sunt :
cresterea tendintei de ardere anormala , mai ales cu detonatie ;
asigurarea gradului de adaptabilitate necesar conditiilor de cele ale autovehiculului , motorul trebuind sa functioneze intr-o gama foarte larga de turatii ;
reducerea gabaritului , masei si a costului echipamentului de supraalimentare ;
controlul temperaturii gazelor in fata turbinei este cu 200.250 grade C mai mare decat la m.a.c., favorabil fiind faptul ca continutul mai redus de oxigen si lipsa sulfului si a vanadiului conduce la o mai redusa corozivitate a gazelor esapate .
Supraalimentarea m.a.s. impune luarea urmatoarelor masuri:
Masuri pentru reducerea tendintei de ardere detonanta
Reducerea avansului la producerea scanteii electrice nu poate fi luata in considerare din cauza tendintei de deplasare a arderii in destindere ;
Reducerea raportului de comprimare implica diminuarea economicitatii motorului ce poate fi partial compensata prin:
optimizarea formarii amestecului si a aprinderii , folosind microprocesoare programate dupa date de stand ;
reducerea pierderilor gazodinamice prin rationalizarea formelor traseelor de schimb de gaze ;
utilizarea racitoarelor de intermediare de aer pentru fluidul prospat cu toate problemele de gabarit ;
Controlul solicitarilor termice se asigura prin racirea supapelor de evacuare cu sodiu introdus in alveole practicate in tija acestora . Pistonul se raceste cu ulei prin stropire iar pompa de fluid de racire se reconsidera pentru majorarea debitului .
Reglarea motorului este cantitativa , asigurata de obturator existand doua posibilitati :
Obturatorul se afla in fata suflantei , ceea ce aduce urmatoarele avantaje :
se poate utiliza aceeasi tubulatura de admisiune ca si la motorul cu admisiune normala .
acordarea carburatorului , daca acesta exista , cu motorul este mai simpla .
combustibilul este repartizat uniform in amestec prin miscarea de vartej din suflanta , care determina si intensificarea turbulentei .
vaporizarea combustibilului determina racirea fluidului motor .
Dezavantajul solutiei consta in faptul ca arborele suflantei trebuie foarte bine etansat pentru ca uleiul de ungere sa nu ajunga in amestecul proaspat, penalizandu-se astfel arderea si murdarindu-se camera de ardere.
Obturatorul se afla dupa suflanta , ceea ce impune folosirea unui carburator in doua trepte care poate fi mai usor acordat pentru evitarea macar partiala a pompajului .Protectie sigura de pompaj a suflantei se obtine prin by-pass-area fluidului prospat intr-o supapa comandata pneumatic sau electronic , care la sarcini partiale trimite aerul direct in colectorul de admisiune (Porsche 924 – Turbo) . Suflantele cu stator cu geometrie variabila elimina complet pompajul , ele fiind insa foarte scumpe, motiv pentru care nu se folosesc la motoare de puteri mijlocii-mici .
Turbosuflantele pentru autoturisme se construiesc obisnuit cu reglarea debitului dadmis in turbina prin evacuarea unei parti din gaze direct in conducta de evacuare , iar turbina si suflanta se dimensioneaza pentru un debit de gaze si aer corespunzator unei turatii medii .
In esenta , pentru supraalimentarea m.a.s. sunt necesare urmatoarele masuri :
Reducerea duratei baleiajului pentru diminuarea pierderilor de combustibil .
Cresterea sectiunii supapelor , recomandandu-se 2 (3) supape de admisiune si 2 de evacuare .
Introducerea sodiului in tija supapei de evacuare pentru accelerarea evacuarii caldurii .
Cresterea dimensiunilor radiatorului .
Realizarea unor echipamente de supraalimentare miniaturizate , care este inca dificila tehnologic .
La utilizarea injectiei de benzina se aplica racirea pulverizatorului injectorului cu aer .
Racirea intr-un radiator separat a uleiului pentru grupul de supraalimentare .
Folosirea unor materiale de calitate superioara la confectionarea principalelor organe ale motorului .
Turbosupraalimentarea
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:
unde:
λ – coeficientul de exces de aer;
Lmin- aerul minim necesar.
Pe de altă parte 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.
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.
Avantajele turbosupraalimentării
Motorul poate dezvolta o putere mai mare decât unul aspirat natural comparativ cu mărimea lui
Valorificarea căldurii gazelor de eșapament, motorul este mai eficient
Turbocompresorul este mai mic, mai compact, mai ușor decât un compresor normal
Deoarece un motor mai mic poate dezvolta o putere mai mare consumul de benzină se scade
Dezavantajele turbosupraalimentării
Întârziere
Maneabilitatea poate fi compromisă. În cazul în care pragul de funcționare este apropiat și dintr-o dată puterea transmisă este prea mare la roți mașina devine subvirată sau supravirată depinzând de roțile motoare
Costuri ridicate de fabricare și montare
Răcirea aerului înainte de admisiunea în motorul supraalimentat
Densitatea aerului de supraalimentare introdus în motor depinde de următorii parametri interdependenți:
– gradul de supraalimentare;
– randamentul compresorului;
– temperatura aerului la intrarea în compresor.
T0 – temperatura mediului ambiant,
T1 – temperatura aerului la intrarea în compresor; (se consideră că schimbul de căldură cu exteriorul până la compresor este neglijabil);
πs – gradul de supraalimentare,
x – exponentul adiabatic de compresie.
Se constată că mărirea temperaturii aerului admis crește cu ccât gradul de supraalimentare este mai ridicat. De aici rezultă necesitatea răcirii aerului admis la rapoarte de comprimare ps în compresor ridicate. Prin răcirea aerului de supraalimentare pentru același regim termic al pieselor motorului și aceleași reglaje, se poate arde mai mult combustibil și în consecință se dezvoltă mai multă energie. Se apreciază că la fiecare 10K de scădere a temperaturii aerului de supraalimentare se realizează o creștere a puterii cu aproximativ 3%. La aplicarea răcirii aerului de supraalimentare trebuie să se țină seama și de dezavantajele pe care le prezintă și anume: mărește masa și volumul motorului; schimbătorul de căldură introduce rezistențe gazodinamice suplimentare care în anumite cazuri pot să anuleze câștigul de putere obținut prin răcirea aerului care pătrunde în motor.
Răcirea aerului se poate realiza în două moduri:
– prin schimbătoarele de căldură, mediul răcitor fiind aerul sau lichidul de răcire;
– prin destinderea aerului admis.
Intercooler-ul
Temperatura ridicată a aerului admis în motor are efecte negative asupra performanțelor motorului, consumului și a emisiilor poluante. Pentru a elimina aceste dezavantaje se recurs la răcirea aerului comprimat prin intermediul unui intercooler, sistem care aduce următoarele avantaje:
creșterea densității aerului admis în motor, ce are ca efect creșterea puterii motorului cu până la 25% față de versiunea fără răcire intermediară
reducerea tensiunilor termice asupra turbinei și motorului datorită scăderii temperaturii din cilindrii
scăderea consumului de combustibil cu până la 5% față de versiunea fără răcire intermediară, mai ales datorită eficienței ridicate a răcirii la turații scăzute
PROIECTAREA INSTALAțIILOR DE ALIMENTARE. INJECțIA DIRECTĂ DE BENZINĂ
Motoare cu injecție directă de benzină au fost construite încă din primii ani ai motorului cu ardere internă. Primele aplicații au fost în domeniul militar, la motoarele pentru avioanele de luptă germane. Mai târziu, injecția directă a fost aplicată la motoarele pentru autoturismele de înaltă performanță. Reprezentative pentru această perioadă sunt motoarele Daimler Benz pentru Formula 1 și pentru modelul 300 SL. Pentru mai multe decenii, injecția directă a fost practic uitată. Aceasta, datorită dificultăților în controlarea proceselor din motor, în special la turații mari, precum și dificultății de realizare a presiunii înalte în benzină.
Revenirea injecției directe a fost marcată de prezentarea prototipului IRVW Futura din 1989. Cu această ocazie a fost consacrată și titulatura GDI (Gasoline Direct Injection). Motorul prezentat de constructorul german era destul de revoluționar, una dintre noutăți era și injecția directă de benzină, dotat cu o pompă ce furniza presiunea maximă de 450 bar.
În ultima vreme, datorită restricțiilor din ce în ce mai severe în domeniul poluării impuse motoarelor cu ardere internă, injecția directă se preconizează a fi soluția de formarea a amestecului spre care se for îndrepta toți constructorii de motoare cu aprindere prin scânteie.
Avantaje:
Coeficientul de exces de aer global poate fi substanțial supraunitar permițând obținerea unei bune economii;
Arderea se realizează în condiții ce defavorizează formarea NOx;
Cantitățile de monoxid de carbon și hidrocarburi produse la începutul procesului de ardere pot fi oxidate complet în interiorul camerei de ardere;
Amestecul ce pătrunde în interstiții este foarte sărac sau chiar nu conține deloc benzină diminuându-se cantitatea de hidrocarburi formate pe această cale;
Controlul sarcinii motorului poate fi efectuat, cel puțin parțial, prin varierea îmbogățirii amestecului și nu prin obturarea admisiei, minimizându-se pierderile prin pompare;
Amestecul care arde la sfârșit este foarte sărac și de aceea este mult mai puțin susceptibil la detonație. Se pot utiliza rapoarte de comprimare mai mari
Soluții constructive
Aplicarea injecției directe a impus dezvoltarea unor soluții constructive deosebite de cele pentru motoarele cu injecție indirectă. Principalele sisteme care suferă modificări sunt modul de organizare a mișcării încărcăturii, formarea amestecului la diferitele regimuri de funcționare, modul de control al sarcinii motorului și bineînțeles echipamentul de injecție.
Alte sisteme cum ar fi cel de recirculare al gazelor arse, au fost îmbunătățite din punct de vedere al preciziei controlului și eficienței funcționării. Alte sisteme cum ar fi cele de tratare al gazelor de evacuare au trebuit să fie total regândite datorită condițiilor total diferite de funcționare.
Un sumar al soluțiilor tehnice utilizate în prezent este prezentat în tabelul
Sistemul de injecție este cel care conferă motorului avantajele substanțiale în domeniul economicității, puterii, emisiilor. Față de sistemele de injecție indirectă acestea trebuie să fie comandate cu o precizie mai mare și să interacționeze mult mai profund cu celelalte sisteme (aprindere, supraalimentare, recirculare a gazelor arse, tratare a gazelor arse)
Injectoare
Injectoarele folosite sunt de construcție specială, diferită de cele pentru injecția indirectă. Ele trebuie să lucreze în condiții grele de presiune și temperatură. Problema principală care se pune este realizarea unei pulverizări cât mai fine dar fără creșterea exagerată a presiunii. Pentru aceasta au fost încercate diferite configurații ale orificiului de pulverizare.
Soluția cu cel mai mare potențial ar fi utilizarea unor injectoare care imprimă jetului o puternică mișcare de swirl. Se poate obține o finețe foarte bună a pulverizării la o presiune relativ joasă (fig 10.3). O soluție și mai interesantă este cea a injecției directe de amestec aer-combustibil. Instalația de injecție realizează o preamestecare a combustibilului cu o cantitatea de aer realizându-se un amestec extrem de bogat sub forma unei emulsii. Aceasta va fi apoi introdusă în cilindrul motorului
Amestec stratificat și amestec omogen
Stratificarea înseamnă un amestec foarte bogat în jurul bujiei (pentru a facilita aprinderea) și foarte sărac în apropierea pistonului și a pereților cilindrului. Funcționarea cu amestec sărac în apropierea pistonului și a cilindrului creează o izolare termică a nucleului de ardere ceea ce reduce semnificativ transferul căldurii către blocul motor și pistoane. Astfel se obține o îmbunătățire a randamentului termic ce are ca efect scăderea consumului de combustibil.
Funcționarea în mod stratificat aduce o reducere a consumului de combustibil de la 15 la 20 % comparativ cu un motor cu injecție indirectă. În acest mod de funcționare obturatorul este folosit foarte puțin, doar pentru a permite funcționarea EGR-ului și pentru a crea vacuumul necesar sistemelor servo-asistate. Utilizarea într-o mai mică măsură a obturatorului face ca randamentul volumetric să crească, umplerea cilindrilor cu aer făcându-se mai bine.
Dezavantajul acestui mod de funcționare, cu amestec stratificat, este necesitatea utilizării sistemelor de reutilizare a gazelor de evacuare pentru reducerea emisiilor de oxizi de azot (NOx). Deoarece amestecul este sărac cantitatea de oxigen este în exces ceea ce conduce la emisii mai ridicate de NOx comparativ cu un motor cu injecție indirectă. Astfel, pentru motoarele cu injecție directă de benzină, care funcționează și cu amestec stratificat, este necesară utilizarea EGR-ului pentru reducerea emisiilor de oxizi de azot.
Funcționarea în mod stratificat se face la turații scăzute și sarcini parțiale când nu sunt necesare accelerații intense ale motorului. Benzina este injectată cu puțin timp înainte ca pistonul să ajungă la sfârșitul cursei de comprimare astfel fiind posibilă reorientarea jetului în jurul bujiei pentru o aprindere facilă. La sarcini mari ale motorului funcționarea în mod stratificat poate conduce la emisii de particule deoarece amestecul aer-combustibil poate sa fie foarte bogat în jurul bujiei și sa nu ardă complet. De asemenea la turații mari ale motorului curgerea aerului în cilindrii este turbulentă ceea ce face imposibilă obținerea unui amestec stratificat.
Controlul jetului de combustibil
Obținerea amestecului stratificat se face prin ghidarea jetului de combustibil injectat în cilindru astfel încât amestecul bogat sa fie prezent în dreptul bujiei pentru a facilita aprinderea. Ghidarea jetului spre bujie se face în principal prin trei metode: ghidarea cu peretele, ghidarea directă a jetului și ghidarea cu aerul.
Ghidarea jetului cu peretele presupune transportul jetului de combustibil spre bujie utilizând suprafațapistonului. Combustibilul este injectat spre piston iar datorită mișcării acestuia la sfârșitul cursei de comprimare jetul este redirecționat spre bujie. Dezavantajul acestei metode constă în faptul că o parte din combustibilul injectat pe capul pistonului se depune, nu se evaporă total ceea ce are impact asupra creșterii consumului de combustibil și asupra emisiilor de hidrocarburi (HC) și a monoxidului de carbon (CO).
Ghidarea jetului cu aerul (VW) utilizează pentru fiecare cilindru câte o paletă de redirecționare a aerului (montate în galeria de admisie) cu ajutorul căreia se controlează curentul de aer. Astfel jetul de combustibil injectat este purtat de către curenții de aer către bujie. Avantajul acestei metode se datorează izolării jetului de combustibil cu aer ceea ce se traduce în consum de combustibil și emisii mai mici.
Ghidarea directă a jetului (Mercedes, BMW) se obține prin plasarea injectorului în vecinătatea bujiei. Teoretic aceasta metoda este cea mai eficientă deoarece elimina fenomenul depunerii combustibilului pepiston sau pe pereții cilindrului. De asemenea acest mod de ghidare a jetului este mai puțin sensibil la fluctuațiile curenților de aer din cilindru. Dezavantajul este data de fiabilitatea mai redusă a bujiei datorită depunerilor de carbon, depuneri provenite din arderea incompletă a combustibilului.
Sistemul de alimentare cu combustibil pentru injecție direct
Injecția directă de combustibil în cilindru necesită presiuni relativ ridicate, în jur de 40 – 130 bari. Comparativ, la un sistem de injecție indirectă presiunile se situează în jurul valorii de 4 bari. Presiunile mari sunt necesare pentru ca jetul de combustibil să aibă penetrația corespunzătoare în cilindru și pentru ca pulverizarea și evaporarea să fie cât mai eficiente. Cu toate acestea nu se poate crește mai mult presiunea de injecție pentru a avea o pulverizare și mai bună deoarece crește probabilitatea ca jetul să aibă o penetrație foarte mare și să atingă pereții cilindrului sau capul pistonului.
În principiu un sistem de injecție directă de benzină este compus din: rezervor de combustibil, pompă electrică de joasa presiune, filtru de combustibil, pompă de înaltă presiune, rampă comună, regulator de presiune (electro-supapa), senzor de presiune, injectoare.
Combustibilul stocat în rezervor este scos de către pompa electrică la o presiune de 4 – 5 bari și trimis către pompa de înaltă presiune. Pompa de joasă presiune este localizată de obicei în rezervor sau în vecinătatea acestuia. Filtrul are rolul de a reține impuritățile din combustibil pentru a evita pătrunderea acestora în pompa de înaltă presiune, injectoare sau regulator.
Pompa de înaltă presiune este antrenată de arborele cu came și trimite combustibilul către rampă la o presiune de maxim 130 bari. Valoarea presiunii din rampa depinde de punctul de funcționare al motorului (turație și sarcină) și este controlată între 40 și 130 de bari cu ajutorul regulatorului de presiune.
Informația presiunii din rampă este citită de calculatorul de injecție prin intermediul unui senzor de presiune. Injectorul este componenta centrală a sistemului de injecție. Acesta preia combustibilul din rampă și-l injectează în cilindru. Comanda injectoarelor este făcută de calculatorul de injecție care, în funcție de tipul amestecului și de punctul de funcționare al motorului, reglează momentul și durata deschiderii injectoarelor.
Modul de funcționare cu amestec omogen și stratificat se poate urmării în animația de mai jos, pentru un motor VW FSI.
Viitorul apropiat al sistemelor de propulsie pentru automobile cu carburant fosil aparține motoarelor pe benzină cu injecție directă. Datorită performanțelor acestora în ceea ce privește consumul și puterea motoarele pe benzină cu injecție directă încep să se apropie tot mai mult de motoarele diesel supraalimentate dar la un preț de cost mai mic. Mai mult, utilizarea supraalimentării împreună cu injecția directă va împinge performanțele motoarelor pe benzină la nivele la care un motor diesel va ajunge foarte greu și cu costuri semnificativ mai mari.
Sistemul TFSI (Turbo Fuel Stratified Injection)
TFSI denotă un motor supraalimentat (turbosupraalimentat) la care benzina este injectat direct în camera de ardere astfel încât creează un amestec stratificat. Tehnologia FSI mărește puterea și momentul motoarelor cu aprindere prin scânteie, le face cu 15% mai economici și reduce emisiile poluante.
A fost introdus pentru prima oară în 2000 când Volkswagen a introdus motorul de 1,4 litri, cu injecție directă având 4 cilindri în linie în mașina Volkswagen Lupo. Sistemul a fost adaptat de la mașina de curse Audi R8 folosit la cursele Le Mans și de atunci a fost profilerat de-a lungul gamei Volkswagen.
Componentele cheie pe care le include sunt:
rampă comună de presiune înaltă cu injectoare pe fiecare cilindru având o comandă la cerințăș acest sistem livrează benzină suficiantă cât să mențină presiunea dorită în sistem
chiulasă cu patru supape pe cilindru și acționarea supapelor printr-o camă cu rolă
Un sistem extern de recircularea gazelor arse
Un sistem dezvoltat de tratarea emisiilor evacuate cu un convertor catalitic tip de stocare de NOx, și senzori de NOx
Avantajele sistemului TFSI
mai bună distribuire a benzinei în interiorul camerei de ardere
În procesul de injecție benzina se evaporă, răcind astfel cămașa cilindrului
Rapoarte mai mari de compresie ceea ce duce la putere mai mare
Combustie mai eficientă
Itinirariul tehnologic al bielei
Particularități constructive
La determinarea arhitecturii bielei se urmărește să se îmbine rezistența și rigiditatea maximă cu masa minimă. Tendințele care se remarcă sunt: scurtarea lungimii, renunțarea bucșei de bronz, înlocuirea în unele cazuri a bielelor forjate, cu biele turnate din fontă maleabilă sau nodulară.
Condiții tehnice
Asigurarea unei rezistențe înalte la oboseală și unei rigidități corespunzătoare.
În ceea ce privește geometria bielei:
se prevee ca axele alezajelor să fie în același plan și paralele;
abaterile de la coplanaritate și paralelism se admit de maximum 0,03 – 0,06 mm/100 mm din lungimea bielei;
abaterile privind distanța dintre axele alezajelor nu trebuie să depășească 0,05 – 0,1 mm.
se limitează ovalitatea și conicitatea alezajului din piciorul bielei la 0,005 – 0,010 mm iar a celui din capul bielei la 0,008 – 0,012 mm.
bătaia fețelor frontale se admite de maximum 0,1 mm.
abaterea de la perpendicularitatea axei găurii pentru șuruburi față de suprafața de îmbinare a capacului bielei se admite de cel mult 0,1 mm/100 mm;
capacul bielei trebuie să se așeze pe întreaga suprafață de îmbinare, nu se admite joc
Referitor la rugozitatea suprafețelor prelucrate se indică valorile:
Ra=1,6 μm pentru suprafața alezajului picciorului înaintea presării bucșei
Ra=0,8 μm după presarea și prelucrarea definitivă a bucșei
Ra=3,2 – 1,6 μm pentru suprafața alezajului capului înainte de montarea cuzinetului;
Ra=3,2 μm pentru suprafețele frontale ale capului și piciorului bielei
Pentru a evita șocurile la montajul cu bolț flotant se prescriu la piciorul bielei jocuri foarte strânse, de ordinul 5-10 μm. Acestea se pot obține prin sortarea bielelor în grupe dimensionale după toleranțele de execuție a alezajului piciorului bielei. La biela asamblată cu cuzinet în îmbinarea cu fusul maneton, pentru asigurarea condițiilor de ungere hidrodinamică, trebuie respectat jocul în limitele Δc=(0,00045-0,0015)dm.
La montarea capacului de bielă o atenție deosebită trebuie să se acorde strângerii șuruburilor de bielă, deoarece în cazul unor deformații este posibilă o uzură inegală sau chiar ruperea șuruburilor. Strângerea trebuie făcută cu cheia dinamometrică după prescripțiile uzinei constructoare.
Materiale și semifabricate
Caracteristicile materialelor
Față de condițiile de lucru, pentru materialul bielelor se impun o serie de cerințe: rezistență mare la oboseală și solicitări cu șoc; bune proprietăți de forjare, care să asigure o bună repartizare a fibrelor semifabricatului; stabilitate ridicată la operațiile de tratement termic.
Se utilizează:
Oțeluri carbon de calitate mărcile: OLC 45X; OLC50
Oțeluri aliate: 40C10; 41MoC11; 41VmoC17;
Rezistența la rupere la tracțiune a oțelului după tratamentul termic trebuie să fie de 70-120 daN/mm2
Semifabricate
Asigurarea unei rezistențe înalte la oboseală se realizează printr-o forjare corectă a materialului, cu o repartizare corespunzătoare a fibrelor în semifabricat și prin metode speciale de durificare a straturilor superficiale ale corpului bielei.
Semifabricatele pt bielă se pot executa în două variante:
Corpul bielei și capacul se execută independent, constituind două piese separate;
Corpul și capul bielei fac corp comun, orificiul capului bielei are o formă eliptică, urmând ca în cursul procesului tehnologic de prelucrare emcanică să se facă separarea capacului
În principiu semifabricatele din oțel se forjează după următoarea succesiune informativă a operațiilor:
Debitarea materialului
Încălzirea în cuptor la temperatur de 900-1100oC
Preforjare în matriță închisă
Reîncălzirea în cuptor la temperatura de 1100-1200oC
Matrițare prealabilă cu debavurarea materialului de adaos
Reîncălzire în cuptor
Matrițare finală
Obținerea unui semifabricat cu fibraj corect se realizează prin tehnologii moderne de forjare, operația de preforjare executându-se pe utilaje speciale de laminare. Materialul încălzit la temperatura de forjare este introdus cu ajutorul unui clește special între segmenții profilați ai cilindrilor laminorului, executându-se operația de preforjare în limite dimensionale precise
De asemenea pentru obținerea unui semifabricat cu suprafața forjată de calitate ridicată, lipsită de microfisuri și imprimări de oxizi, tehnologiile moderne de forjare folosesc încălzirea materialului în cuptoare electrice cu inducție, încălzirea producându-se în limite precise de temperatură, operațiile de preforjare și matrițare executându-se din același clad, nemaifiind necesare încălzirile repetate
După forjare procesul tehnologic se continuă cu tratamentele termice – normalizare, urmată de călire și revenire – după care se execută operațiile de curățire și ecruisare cu alice
Tehnologia de prelucrare mecanică
Aspecte particulare
Procesul tehnologic de prelucrare mecanică a bielelor este caracterizat de prelucrarea cu o precizie înaltă a alezajelordin capul și piciorului bielei și a fețelor frontale perpendiculare a acestora.
Întrucât bielele nu sunt piese rigide, este foarte important să se aleagă o astfel de bază de așezare prin care să se evite deformațiile ce pot apărea sub acțiunea forțelor de strângere și forțelor de așschiere.
Biela și capacul acesteia nu sunt interschimbabile, deoarece sunt supuse unor prelucrări definitive în stare asamblată, la fel ca și bucșele de bielă, care se prelucrează definitiv după presarea acestora, pentru asigurarea preciziei înalte a dimensiunilor și a pozițiilor reciproce.
Etapele principale
La prelucrarea bielei se disting următoarele etape:
Alegerea și prelucrarea bazelor de așezare respectiv a suprafețelor frontale plane
Prelucrarea prealabilă a alezajelor din capul și piciorul bielei
Prelucrarea suprafețelor plane de separație ale capului și piciorului bielei
Prelucrarea găurilor pentru șuruburile de bielă
Prelucrarea de finisare a alezajelor
Ajustarea și sortarea bielelor pe grupe masice
Alegerea și prelucrarea bazelor de așezare
Pentru realizarea unor suprafețe plane de reazem de calitate procesul tehnologic începe cu prelucrarea fețelor frontale a capului și piciorului bielei. Se recomandă ca la prinderea piesei să se respecte poziția de matrițare a bielei, pt a avea o repartizare uniformă a adaosurilor de prelucrare. O asemenea așezare asigură obținerea unor fețe frontale prelucrate ale capuluiși piciorului la distanțele date de planul de simetrie a semifabricatului. Prelucrarea fețelor frontale se execută prin frezare, broșare sau rectificare plană.
În cazul frezării la o singură așezare se prelucrează toate cele patru fețe frontale, utilizându-se în acest cop mașini speciale de frezat longitudinale cu capete multiaxe.
Broșarea fețelor frontale poate fi aplicată atât la biele la care lungimea capului și piciorului este diferită, cât și la biele cu aceste mîrimi fiind egale. În primul caz, prelucrarea se efectuează în mod succesic, prin broșarea ambelor fețe frontale și ambelor fețe frontale ale fețelor piciorului bielei pe mașini verticale de broșat. În cazul al doilea se efectuează simultan prelucrarea fețelor frontale de pe o parte, pe agregate orizontale de broșat.
Rectificarea se aplică bielelor simetric, care au lungimea capului egală cu lungimea piciorului și ale căror fețe frontale sunt în același plan. Se rectifică simultan fețele frontale pe partea opusă, pe mașini de rectificat plan cu platou magmetic.
Prelucrarea prealabilă a alezajelor din capul și piciorul bielei
În cazul prelucrării bielelor forjate separat, pentru prelucrarea capului bielei se utilizează ca bază de așezare alezajul din piciorul bielei, prelucrat prealabil, asigurându-se astfel precizia poziției reciproce a capului și piciorului. Alezajul din piciorul bielei se execută prin burghiere, orientând piesa după contorul piciorului, cu strângere pe fața frontală. Operația de burghiere este urmată de alezare din aceeași prindere, pe mașini de găurit cu mai multe axe. La bielele forjate cu capac, așezându-l pe fețele frontale prelucrate, se execută burghierea alezajului bielei pe mașini cu găurit cu capete multiaxe și strunjirea alezajului din capul bielei pe strunguri paralele; apoi se face secționarea capului
Prelucrarea suprafețelor plane de separație ale capului bielei
Când biela și capacul sunt semifabricate distincte se prelucrează în mod obișnuit prin broșare pe mașini verticale și mai rar, se frezează pe mașini orizontale de frezat. La prelucrarea bielelor forjate cu capacul făcând corp comun se face mai întâi secționarea capului bielei și apoi broșarea sau rectificarea suprafețelor de separație pe mașini verticale de broșat, respectiv, pe mașini de rectificat plan. În ambele cazuri, de obicei, în dispozitiv se prind piesele perechi
Prelucrarea găurilor pentru șuruburile de bielă
Prelucrarea găurilor pentru șuruburi, atât în corpul bielei cât și în capac se execută concomitent, prin operații de burghiere, lărgire, teșire, alezare, filetare pe mașini de găurit cu capete multiaxe și masă rotativă sau agregat de găurit. Piesa se orientează după alezajele din piciorul și capul bielei, cu apăsare pe suprafața frontală a capacului și corpului.
Soluția de prelucrare a găurilor de șuruburi separat la cele două piese este folosită foarte rar și numai cu condiția ca ultimele operații de alezare să se execute împreună pentru a asigura o centrare exactă a capacului și corpului bielei cu ajutorul șuruburilor.
Prelucrarea de semifinisare a alezajelor din capul și piciorul bielei
Semifinisarea alezajelor se execută dupa asamblarea corpului cu capacul bielei cu ajutorul șuruburilor. Prelucrarea constă din operații de strunjire interioară din mai multe treceri și mai rar din operații de adâncire și alezare. Pentru asigurarea paralelismului axelor și distanței dintre cele două alezaje semifinisarea se realizează concomitent pentru capul și piciorul bielei pe agregate speciale cu două axe, piesele fiind mai întâi centrate pe cele două găuri și apoi strânse pe fețele frontale laterale
În unele procese tehnologice prelucrarea de finisare a alezajului din capul bielei se execută prin honuire, procedeu care evident mărește costurile de producție
Ajustarea și sortarea bielelor pe grupe masice
Operația de ajustare a masei bielelor se execută prin frezare pe mașini de frezat orizontale și constă în ăndepărtarea de pe suprafețele celor două capete a cantităților de metal suplimentare, în scopul obținerii masei precise.
Înainte de frezare, piesele se cântăresc pe cântare speciale, atât piciorul cât și capul bielei independent, cu amrcarea adaosului în grame fața de masa maximă admisă pt o anumită grupă.
În cadrul tutror etapelor de prelucrare, un rol însemnat îl au operațiile de control tehnic de calitate intermediare și final, în procesul tehnologic fiind precizate puncte de control activ, dotate cu dispozitive și aparate speciale de verificare
Șuruburile de bielă
În timpul funcționării asupra șuruburilor de bielă acționează fprța de prestrângere și forțele de inerție variabile determinate de masele de mișcare de translație și masele de mișscare de rotație care solocită șurubul la întindere. Caracterul solocitării fiind variabil se acordă o mare atenție măriri rezistenței la oboseală.
Capul șurubului are o formă specială pt a facilita montajul. Uneori corpul este prevăzut cu o parte proeminentă pt centrarea capacului. Locul de trecere de la cap la corpul șurubului se racordează cu o rază de 0,2 din diametrul corpului șurubului. Cu aceeași rază se face trecerea și spre partea filetată.
Ca material se utilizează: 45C10; 41CN12; 34MoCN15
Exemplu de proces tehnologic pentru prelucrarea mecanică a bielei
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Studiul Motoarelor din Aceeasi Categorie (ID: 124325)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.