Un Motor cu Aprindere Prin Scanteie cu Puterea
UN MOTOR CU APRINDERE PRIN SCANTEIE CU PUTEREA
Introducere
Aceasta lucrare are drept scop proiectarea unui motor cu parametric mentionati in titlu. Ea cuprinde totate etapele proiectarii incepand de la calculele proceselor termice, cinematic si dinamice din interiorul motorului continuand cu determinarea principalelor dimensiuni al mecanismului biela manivela si system de distribute iar in final cateva cuvinte despre sistemele auxiliare.
Motorul ales drept exemplu a fost un motor de 1,8 L TFSI (Turbo Fuel Stratified Injection)cu 4 cilindri in linie de la Audi din cauza modernitatii ei. Acest motor combina toate elementele modern de reducere a emisiilor si de crestere a puterii. Sistemul turbo creste puterea motorului si reduce dimensiunile geometrice cee ace implica costuri mai reduse de fabricare. Injectia directa de benzina si echipamentele de tratare post ardere ajuta la economicitatea motorului si totodata il fac mai ecologic. Datorita sistemului FSI motorul functioneaza cu amestecuri stoichiometrice la orice regim de sarcina. Nu in ultimul rand distributia variabila, care este si studiul acestei lucrari imbunatateste performantele motorului si reduce noxele din gazelle de evacuare. Asupra efectelor favorabile a sistemului s-a facut un studio larg care se gaseste in capitolul 5 al lucrarii.
Deci problema este data: cum sa facem motoare mai performante dar care costa mai putin si nu scot emisii poluante.
Introduction
The mai purpose of this thesis is designing an internal combustion engine with spark ignition with its parameters mentioned in the title. This work engages all the stages of designing starting with the thermal reactions inside the combustion chamber, determinating the dynamics and kinematics of the engine mechanism, determining the main dimensions of main bodies (piston, cranckshaft, con-rod etc) and in the end a few words about the auxiliary systems.
The engine chosen as a model is a 1,8 L TFSI with 4 cylinders in line from Audi. The main reason for the choice is the state of art, modern technology this engine uses. All the constructive solutions meant to improve power, reduce fuel consumption and reduce costs have been put on this engine. Turbocharging increases its power and reduces its dimension so manufacturing it costs less. The direct injection system reduces fuel consumption and noxes. Thanks tot his system the engine works with stoikiometric mixture at any load. The variable intake valve lift, which is also the main study of this thesis improves engine performance reduces nox. All the benefits of this system have been studied and is presented in the 5th chapter.
So the challenge is given: how to make more performant engines which cost less and are ecological
PROIECT DE DIPLOMA / LUCRARE DE DISERTAJIE
Titlul lucrarii: proiectarea unui motor cu aprindere prin scanteie cu puterea pn = 125 kw,
turatia nn = 6600 rot/min
Problemele principale tratate:
-Calculul termic, dinamic si cinematic al mecanismului motor -Calcul organologic -Proiectare asistata de calculator
Locul $i durata practicii:
Bibliografie:
Corneliu Cofaru, Nicolae Ispas, Mircea Nastasoiu, s.a. – PROIECTAREA_motoarelor pentru autovehicule, 1997
BOBESCU, Gheorghe – MOTOARE_pentru automobile si tractoare, 1998
D. Abaitancei, C. Hasegan, s.a. Motoare pentru automobile si tractoare, vol.1, Constructie si tehnologie, Editura Tehnica, Bucuresti, 1978
Aspecte particulare:
-Computer aided design, Computer aided engeneering
Primit tema la data de: 20.11.2013
Data predarii lucrarii:
Director Departament, Cadru didactic lndrumator,
Prof.dr.ing.Nicolae ISPAS Sef lucr. Dr. Ing. Dorin Dumitrascu
Candidat, Szoverfi Balazs (nume, prenume, semnatura)
Cuprins
Calculul proceselor din motor 10
Studiul motoarelor din aceeasi categorie 10
Calculul termic al motorului 11
Alegerea parametrilor initiali 12
Parametrii procesului de schimbarea gazelor 12
Parametrii procesului de comprimare 13
Parametrii procesului de ardere 13
Destinderea 15
Parametrii principali ai motorului 16
Dimensiuni fundamentale ale motorului 16
Cinematica mecanismului biela-manivela 17
Calculul dinamic al mecanismului biela-manivela 19
Calculul organologic al motorului 23
Proiectarea blocului motor 23
Proiectarea chiulasei 25
Calculul principalelor piese ale mecanismului biela-manivela 26
Proiectarea si calculul camasii de cilindru (cilindrului) 26
Proiectarea si calculul pistonului 29
Proiectarea si calculul boltului 32
Proiectarea si calculul bielei 37
Proiectarea si calculul suruburilor de biela 46
Calculul sumar al segmentilor de piston 48
Proiectarea si calculul arborelui cotit 51
Calculul principalelor piese ale mecanismului de distribute a gazelor 53
Principii de proiectare 53
Alegerea fazelor de distribute 55
Calculul cinematic §i dinamic al mecanismului de distribute 57
Profilul camei din arce de cerc 58
Calculul de rezistenta al principalelor piese ale mecanismului de distribute (tachet, arc, supapa) 58
Sistemele auxiliare a motorului 61
Proiectarea instalatiei de racire 61
Principii de proiectare a instalatiei de racire cu lichid 61
Calculul fluxului de caldura preluat de instalatia de racire 61
Radiatorul 62
Ventilatorul 64
Pompa de lichid 66
Proiectarea instalatiei de ungere 69
Principii de proiectare a instalatiei de ungere 69
Pompa de ulei 70
Supapa de siguranta 71
Filtrele de ulei 71
Radiatorul de ulei 73
Calculul elementelor compenente ale instalatiei de ungere 74
Supraalimentarea motoarelor 75
Generalitati 75
Supraalimentarea motoarelor cu aprindere cu scanteie pentru autoturism 76
Turbosupraalimentarea 78
PROIECTAREA INSTALAtIILOR DE ALIMENTARE. INJECTIA DIRECTA DE BENZINA 80
Solutii constructive 81
Injectoare 82
Amestec stratificat si amestec omogen 84
Controlul jetului de combustibil 85
Sistemul de alimentare cu combustibil pentru injectie direct 86
Sistemul TFSI (Turbo Fuel Stratified Injection) 87
Itinirariul tehnologic al bielei 89
Particularitati constructive 89
Conditii tehnice 89
Materiale si semifabricate 89
Caracteristicile materialelor 89
Semifabricate 90
Tehnologia de prelucrare mecanica 90
Aspecte particulare 90
Etapele principale 90
Suruburile de biela 92
Exemplu de proces tehnologic pentru prelucrarea mecanica a bielei 93
Distributia Variabila 94
Varitia ridicarii supapelor 94
Necesitatea variatiei ridicarii supapelor 94
Generalitati privind varatia ridicarii supapelor 94
Influence mecanismelor de distribute variabila asupra motoarelor cu aprindere prin scanteie 97
Solutii constructive 98
Motoare cu raport de comprimare variabil 119
Raportul geometric de comprimare al unui motor cu ardere interna 119
Necesitatea unui raport variabil de comprimare 120
Solutii constructive pentru variatia raportului geometric de comprimare 120
Concluzii 122
Bibliografie 123
Anexe 125
Repartizarea motoarelor in functie de £
Se constata ca numarul cel mai mare de masini au 8 intre 9,5 si 9,75.
5 * 5 *
Calculul termic al motorului
Calculul termic al unui motor, cunoscut §i sub denumirea de "calculul ciclului de lucru al motorului", se efectueaza in scopul determinari anticipate a parametrilo proceselor ciclului motor, a indicilor energetici §i de economicitate, a presiunii gazelor in cilindrii motorului. Aceste date ale cilculului permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului, trasarea diagramei indicate §i efectuarea calculelor de rezistenja a principalelor piese ale motorului.
O metoda utilizata este metoda inbuna^ita a lui Grineve^ki, care constituie o metoda de calcul analitic prin corectarea diagramei ciclului teoretic de referin^a.
Aceasta metoda se poate aplica atat in stadiul de proiectare, cat §i in cel de perfecponare a prototipului. Datele inipale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor in stare de proiect se estimeaza dupa rezultatele cercetarilor efectuate pe motoare analoage. Coincident rezultatelor calculului cu acelor obpnute prin incercarea motorului depinde de alegera corecta a parametrilor inipali, estimate dificila indeosebi cand se realizeaza motoarele de construcpe originala.
Alegerea parametrilor initiali
Tabel 1.2
1,4-1
Parametrii procesului de schimbarea gazelor
Se aleg urmatoarele marimi:
Tabel 1.3
Se calculeaza:
• Coeficientul gazelor reziduale:
• Temperatura la sfarsitul admisiei va fi
Parametrii procesului de comprimare
Se adopta pentru coeficientul politropic de comprimare ni=1,33 • Presiunea la sfarsitul comprimarii:
pc = pa .£n- = 70 -10 3 -10 .52278102,509 N/m2
• Temperatura la sfarsitul comprimarii:
Tc = Ta -Gn'-1 = 366.23 ■ 10.5133-1 = 694,13 K
Parametrii procesului de ardere
Se adopta urmatoarea compozitie a benzinei:
Se vor mai alege urmatorii parametrii: coeficientul de utilizare a caldurii: masa molara a combustibilului:
Cantitatea de incarcatura proaspata, raportata la 1 kg combustibil:
Mt = X- L – + M = 1- 0.50496+
Ip min c 114
• Coeficientul teoretic de variatie molara a mcarcaturii proaspete pentru X<1
• Caldura specifica molara medie a amestecului initial :
C'ml, = 20 +17.4-10“3 -Tc = 20 + 17.4-10'3 -795.71 = 32,078 kj/kmol K
Caldura specifica molara medie a gazelor de ardere pentru k<1 :
k I
C"mv = (18.4 + 2.62) + (15.5 + 13.82) -10“4 – Tz-J—
kmol-K
C"v = (18.4 + 2.6-1) +(15.5 +13.8-1)-10-4-rz = 21 + 29.3-10“4 Tz
Caldura specifica degajata de arderea incompleta :
43500 KJ/kg
• Temperatura la sfarsitul arderii rezulta din urmatoarea ecuatie :
(L + M c )(1 + yr)
• Presiunea la sfarsitul arderii :
5
1T1 Q
15.96 -105 -1.05 •— = 10966407,81 N/m2
795.71
tinand cont de rotunjirea diagramei:
P'z = ®z'Pz = 0.85 ■ 69.97-105 = 9321446,639 N/m2
Coeficientul de corectie a presiunii :
0z = 0,85 (0.75 – 0.85)
Gradul de crestere a presiunii:
Destinderea
Se adopta coeficientul politropic al destinderii n2= 1,25
Presiunea la sfarsitul destinderii:
5
p. 69.97 105 ,
p, = = 648971,0903 N/m2
s'1 10.5
Temperatura la sfarsitul destinderii:
T 3319
T, = —^- = —- = 1805,579447 K
s s*-1 10.52 3-1
Se adopta urmatoarele valori:
coeficientul de rotunjire al diagramei: randamentul mecanic:
Parametrii principali ai motorului
.*1-1
• Presiunea medie a ciclului teoretic :
Pi = Hr -pi = 0.94 ■10.34 -10? = 1673913,494
Presiunea medie efectiva:
pe = rjm-Pi = 0.83-9.72 ■ 10 5 = 1389348,2 N/m2
Randamentul efectiv al motorului:
Ve = Ttm 'Vi = 0-83 -0.302 =0,38
• Consumul specific efectiv de combustibil :
Dimensiuni fundamentale ale motorului
Raportul cursa-alezaj:
Capacitatea cilindrica va fi :
_ 120000 -Pm _ 120000-56000 _
h ” pe-n-i ” 8.07-105-6000-4 ” ’
Se determina alezajul si cursa:
S = O-D = 1.02-75.65 = 84,15 mm
• Cilindreea totala a motorului:
Vt = i-Vh = 4-0.347 = 1,80 1
Puterea litrica a motorului:
P 56
P,= —= = 69,47 kw/1
Vt 1.39
Volumul la sfarsitul cursei de admisie:
5
V – V, ■ — 0.347 10 5 = 0,502 dm3
° A e-\ 10.5-1
• Volumul la sfarsitul compresiei:
Cinematica mecanismului biela-manivela
unghiul de rotate al manivelei
unghiul de inclinare al axei bielei
viteza unghiulara de rotate a arborelui cotit
cursa pistonului
raza manivelei
lungimea bielei
raportul dintre raza manivelei §i lungimea bielei
Fig 1.1 – Marimi geometrice
a mecanismului motor
R = – = 04207555 m 2
(L – cosa)+—(l – co s0)
A
A
(l – cosa)± —(l – cos2 -a)
Volumul generat de piston la un moment dat:
Vp =nD – Sx
Viteza pistonului:
(A }
V = Rm sina±—sin2a I
l 2 )
Accelerajia pistonului: a = Rm2(cosa± Acos2a)
Ordinea de lucru a cilindrilor 1-3-4-2
Calculul dinamic al mecanismului biela-manivela
Prin calculul 19eparat al mecanismului biela – manivela se urmare§te determinarea marimii si caracterului variafiei sarcinilor care acfioneaza asupra pieselor motorului . Cercetarile in detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcfionare . De aceea se folosesc relafii simplificate obfinute in ipoteza unei viteze unghiulare 19eparate a arborelui cotit §i la regim stabilizat.
Asupra mecanismului biela – manivela , acfioneaza forfele date de presiunea gazelor din cilindru §i forfele de inerfie ale maselor mecanismului aflate in mi§care . Forfele de frecare vor fi considerate neglijabile.
Fortele de inertie sunt constituite din fortele de inertie ale maselor aflate in miscare 19eparate19e19 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 19eparate19e 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 19eparate fortele de presiune a gazelor si fortele de inertie .
Forfele §i momentele care acfioneaza in mecanismul biela manivela
Fig 1.2 – Fortele din mecanismul motor
• Forta de presiune a gazelor
Forta data de presiunea gazelor pe piston se determina cu relatia:
Fg = (pg -p0) ■ Ap
Ap – aria suprafejei capului pistonului;
pg – presiunea gazelor in cilindru dupa diagrama indicata;
po – 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(a)
• 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 : F = -m ■ a
m – masa elementelor in miscare , in [Kg] a – acceleratia maselor , in [m/s2]
In functie de felul miscarii elementelor mecanismului motor distingem urmatoarele
Forte de inertie produse de masele elementelor aflate in miscare de translatie ( Fj )
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 :
F =-mj ■ ap
mj – masele piselor in miscare de translate ap – accelerata pistonului
Masele aflate in miscare de translatie se determina cu relatia urmatoare :
mi = mp + mib
mp – masa pistonului asamblat , in [Kg]
mib – 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 biela – manivela axat .
F. = —m . • R •a2 • (cosa + A • cos2a)
Calculul valorilor fortelor Fj se face tabelar si se construeste curba Fj = f (a)
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 :
Fr =—mr • R•a2 [n] – Forta centrifuga
F =—m • R• da [n] – Forta tangentiala t r dt ’ ’
mr -masa se miscare de rotatie , R – raza manivelei, in [m] ro – viteza unghiulara a arborelui
In cazul vitezei unghiulare constante , = 0 , 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 (mlb)si in axa capului bielei (m2b ).
Componenta mlb 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 : m1b = 0,275. mb m2b = 0,725 mb
In aceste conditii , masa elementelor aflate in miscare de translatie alternativa se poate determina cu relatia :
mj = m p + m1b = mp + 0,275 • mb
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:
Ma s= l^ratelO'r^ffi^i^RVfefeSp avand centrul de masa la raza r fata de axa arborelui cotit , se poate reduce la raza R a manivelei pornind de la egalitatea :
(mbr)r • R■ °2 = mbr ■ p-o2 de unde se obtine :
(mbr )r = mbr p [Kg]
p – reprezinta distan^a de la axa arborelui cotit la centrul de greutate al bratului Masele constructive ale pistonului §i bielei
• Forjele rezultate din mecanismul biela – manivela
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.
F=F+Fj [n]
Calculul fortei F se face tabelar si se construeste curba F=f(a)
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):
N = F ■tgP [M ] B = —^ [N ]
cos^
In axa fusului maneton, forta B se descompune in doua componente, una radiala Z si una tangentiala T:
Z = S ■ cos-(a + fl) [N ]
T = S ■ sin-(a + fi) [n]
Calculul organologic al motorului
Proiectarea blocului motor
Blocul motor al motorului racit cu lichid
fig 2.1 – schema blocului motor
Cilindrii sunt grupaji in blocul cilindrilor care impreuna cu carterul se constituie intr-o singura piesa
Blocul motor este proiectat cu cilindri nedemontabili solujie la care cilindri §i blocul se constituie intr-o piesa unica
Pentru a asigura rigiditatea necesara perejii blocului motor se nervureaza atat la interior cat §i la exterior astfel incat aceasta se constituie sub forma de corp zabrelat.
Grosimea perejilor se adopta cat mai suborn posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul funcjionarii.
Se alege bloc motor din fonta cu grosimea peretelui de 5 [mm]
Nervurile prevazute pentru marirea rigiditajii blocului vor avea grosimi de 10 [mm]
Pentru racirea cilindrilor se prevede o camera de racire cu grosime a stratului de lichid 6 [mm].
Pentru a raspunde cerinjelor impuse privind siguranja in funcjionare, blocul motor se toarna din aliaj de aluminiu
Grosimea peretilor se adopta cat mai subtiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul functionary Se recomanda pentru blocurile din fonta grosimi de perete de 4.5 [mm] §i 6.8 [mm] pentru blocurile din aliaje de aluminiu.
Se adopta grosimea de perete 6 mm Se adopta diametrul suruburilor 10 mm.
Se adopta adancimea de insurubare de 28mm.
Lagarele arborelui cotit sunt lagare suspendate.
Se adopta inaltimea de centrare de 20 mm.
Se adopta diametrul la baza cilindrilor de 12 mm. Se adopta diametrul ramificatiilor de 6 mm. Pe suprafetele laterale ale blocului motor se prevad bosaje pentru asamblarea organelor anexe.
Forma carterului se stabile§te pornind de la traiectoria descrisa de punctele exterioare ale bielei in mi§carea sa.
La proiectarea placii superioare se va avea in vedere ca bosajele pentru §uruburile chiulasei §i §uruburile pentru capacele lagarelor paliere sa fie cat posibil colineare. Diametrul §uruburilor pentru chiulasa se situeaza intre 8.. .12 [mm], iar adancimea de in§urubare este (1,5..,2,0)d §urub pentru bloc din fonta §i de (2,5.. ,3,0)d §urub pentru bloc din aliaj de aluminiu.
Capacele lagarelor se centreaza lateral in bloc, inaltimea de centrare fiind de 15.30 [mm] pentru blocul din aliaj de aluminiu.
In blocul motor se amplaseaza o parte din canalizatia instalatiei de ungere. Rampa de ulei strabate intregul bloc §i este amplasata in general la baza cilindrilor avand diametrul de 12…14 mm; din ea pornesc ramificatii catre lagarele paliere, lagarele arborelui cu came §i axul culbutorilor, diametrul acestora fiind de 6.8 [mm].
Proiectarea chiulasei
Chiulasa motorului racit cu lichid
La proiectarea cama§ii de apa se fine seama ca trebuie sa se gaseasca acele solufii constructive care sa asigure racirea pe o suprafafa cat mai mare a camerei de ardere, canalului de evacuare, bosajelor ghidului supapei de evacuare, bujiei sau injectorului.
La nivelul chiulasei circuitul de racire trebuie sa fie simplu fara ramificafii importante §i sa asigure o viteza de-a lungul perefilor de minim 15 [m/s].
Dimensiunea peretelui de a§ezare cu blocul cilindrilor (0,08.. ,0,10)D = 7,155 iar dimensiunile pentru ceilalfi perefi este de 6 [mm]
Calculul principalelor piese ale mecanismului biela-manivela
Proiectarea si calculul camasii de cilindru (cilindrului)
Se adopta ca solutie constructiva camasa de cilindru umed
Din calculul termic a rezulatat: valoarea alezajului:
Dt= 82,5 mm
presiunea la sfarsitul arderii pg
presiunea de strangere intre cilindru si bloc Deformafia sumara produsa de presiunea (p) de strangere poate fi redata prin expresia:
A:= 1.5 mm
Pentru a se realiza strangerea adoptata, diametrul exterior al cama§i se calc:
Drj, ;= 2 (R<2 + = 90.5 mm
Tensiunile care apar in perepi blocului §i ai cama§ii sub influenza presiunii de strangere
1. Tensiunile care apar datorita presiunii de strangere (p):
a) camasa cil – la interior
b) cil din bloc – la interior
Pe baza teoriei tensiunii tangenpale maxime se calculeaza tensiunea maxima
pR-,2
— = 19.756 MPa
it* -it,
2. Tensiunile care apar datorita presiunii gazelor a) la interiorul camapi
la exteriorul cilindrului din bloc
r2 (rJ-rJ\
= 6.127 MPa
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 in 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 •
Proiectarea si calculul pistonului
Dimensiunile principale ale pistonului
Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmtatoarele elemente functionale:
camera de arede
capul
bosajele pentru bolt
fusta
insertiile de otel sau fonta
boltul
sigurantele boltului
segmentii
Fig 2.5
Elementele dimensionale ale capului pistonului pentru motorul ci aprindere prin compresie
D- diametrul cilindrului
Db- diametrul exterior al boltului
Hfs – inaljimea de protectie a segmentului de foc;
Hrf – maljimea zonei "port-segmenti";
Hk – distanta de la axa boltului la partea superioara a capului pistonului;
Hrb – distant de la generatoarea alezajului pentru bolt la marginea inferioara a canalului segmentului de ungere;
Tabel 2.1
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 a [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 p = 2,68.2,70 [kg/dm3]
2.3.2.2.1 Calculul capuluipistonului
Fig 2.6
Pistonul se schiteaza in raport cu solutiile constructive alese. Dimensiunile alese se adopta pe baza datelor statistice:
Lungimea pistonului H
H ;= 0.9 •!) = 74.25 mm
Lungimea mantalei L
Li=0.5*D = 41.25 mm
Inaltimea de compresie 11
ij:= 0.5*D= 41.25 mm
Inaltimea de protectie a segmentului de foe h
ht-0.1 *£>=8.25 mm
Grosimea flancului he
hr :=0.04• D = 3.3 mm
Grosimea capului 8
£ := 0.1 * D = 8.25 mm
Distanta dintre bosajele alezajului boltului
b:= 0.3-D = 24.75 mm
Diametrul interior al pistonului
se adopta di=30 mm
K
<7^}= 250 *10 *Pa
Psma3.i= 10856744 Pa = 10.857 MPa
• Diametrul fundului segmentului d:
dt=D— 2* (ir + f) = 71.9 mm
t :=4 mm 1.3 mm
2.3.2.2.2 Calculul zoneiport-segmenfi
Umarul canalului pentru segment este supus la solicitari de mcovoiere §i forfecare de catre for^a de presiune a gazelor scapate prin intersti^iul dintre piston §i cama§a cilindrului, care acjioneaza asupra segmentului.
Valorile eforturilor unitare se calculeaza astfel:
• La incovoiere:
La forfecare:
r :=0.76. pgmax= 8.251 MPa
Efortul unitar echivalent este:
aecht= +4*t2 = 61,016 MPa
Cunoscandu-se coeficientul de dilatare termica al materialului pistonului, modulul de elasticitate §i al^i factori, se poate calcula grosimea peretelui pistonului in zona port-segment, respectiv diametrele.
-distant dintre planul care delimiteaza zona port-segment §i generatoarea alezajului pentru bolt
Proiectarea si calculul boltului
9 9
Proiectarea boltului trebuie sa 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]
de := 23 mm
Diametrul interior di [mm]
djt= 0.65 *de = 14.95 mm Lungimea bol|ului flotant 1 [mm] lt= 0.88 *D = 72.6 mm l := 73 mm Lungimea de contact cu piciorul bielei lb [mm]
f&j= 0.26-Z) = 21,45 mm
Verificarea la uzura
Rezistenta la uzura poate fi apreciata dupa marimea valorilor presiunilor specifice in piciorul bielei (pb) §i
:= 10856744 Pa
mp j=0.588 kg 71 9
r:= — mm =35,95 mm
Tensiunea minima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului
— = 293.632 MPa
s2*d*l.
2.3.3.1.3 Verificarea la incovoiere
Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului
F » + 0*5 « Zl + 4 • j)
—i_ = 815.234 MPa
mm
Fmi„:=1706G N
Efortul unitar mediu (om) §i amplitudinea eforturilor unitare (oa) se determina cu
^irruLT. 0,, ■
cr„ := = 554.433 MPa
Pentru parametrii care intra in relatiile de calcul ale coeficientului de siguranta se pot folosi urmatoarele valori:
rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere
o-1 = 340.380 N/mm2
pentru otel aliat o-1 = 340 N/mm2
rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere
cr0:= l.G*(t| = 544 MPa
coeficientul efectiv de concentrare la solicitari variabile:
Pk- 112
factorial dimensional:
£:=0.9
coeficientul de calitate al suprafe|ei bol| cementat cu suprafa|a lustruita
7f=1.5
In cazul bultului flotant solicitarea variaza dupa ciclu simetric, iar pentru determinarea coeficientului de
siguranta se utilizieaza ecuatia:
2.3.3.1.4 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
Valorile eforturilor unitare de ovalizare in sectiunile caracteristice se obtin din conditiile 9 = 0O §i 9 = 900
Fig 2.9 – Valorile marimilor: K, n1, n2, n3, n4,
Et=2.1 • ID GPa
iif := 1.5 — 15 ■ (a — 0.4) =1.26G
A:=0.007*4 = (J*lfil mm
• coeficientul de dilatare al materialului boltului
coeficientul de dilatare al materialului pistonului
tp temperatura pistonului
fp:=473 K
tO tempratura mediului ambiant
£0j=293 K
Proiectarea si 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,
de/= 1.5 = 34.5 mm se adopta (iM:=36 mm
Grosimea radiala a piciorului bielei hp,
hp:= 0.23 *d = 5.29 mm se adopta := 6 mm
Grosimea radiala a bucsei hb,
se
Diametrul interior al piciorului bielei di,
dit=d + hba = 25 mm
Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a
a := 24 mm
2.3.4.1.1 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:
*{1 + A) = {l.D65* 104) N
A:=0.278
mm — 35.95 mm -raza arborelui cotit
Tensiunile unitare produse de forta de intindere se determina in urmatoarele ipoteze:
piciorul bielei reprezinta o grinda 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 ^i >90o, momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare au urmatoarele expresii:
Mi-=Mq+N0• ■ (1 — cos (<Pi)) —0.5*Ft*Tm* (sin^-coa (Vi)) = {3.195* 104) N*mm
Nt -=Nq- cos + 0.5 – Ft • (sin (<p^ — cos (‘Pi)) = (3.G -103) N unde:
Mo – momentul incovoietor in sectiunea B-B determinat de forta de intindere
M0x=Ft.rm. (0.00033.0.0297) = -4.55 * 10 N*mm
No – forta normala in sectiunea B-B determinata de forta de intindere
N0s=Ff (0.572 – 0.0008.^) = (6.075-103) N
(pi se introduce in radiani
^:=130 ° = 2.269 rad
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 := 2 • «a= 288 mm
Ap- aria seep uni i piciorului
2
Ap ;= 2 * 96 mm
EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucsei sau boltului presat
K
EHZt= 1-15-10 MPa
EOL- modul de elasticitate al materialului bielei
fci
Eoli=2.2.10 MPa
Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectueaza in 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:
cpc s= 120 * = 2.094 rad
Mo' – momentul incovoietor in sectiunea B – B
. = 768.767 JV*mm
M,0t=1.10-JFc-rm.—
1000
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
Solicitarea datorata presarii bucsei
In timpul functionarii motorului la strangerea de montaj (Am) se adauga o solicitare suplimentara de compresiune (At ) datorata dilatarii bucsei de bronz.,
strangerea de montaj
se adopta Am= 0,007 mm
Dilatarea termica a bucsei se determina cu urmatoarea relatie
At := di* (aHZ— Qq[) * (t — — 0.032 mm
unde:
di- diametrul interior al piciorului bielei dj := d + 2 • hba = 27 mm
coeficientul de dilatare al bucsei
coeficientul de dilatare al materialului bielei
Unde : v=0,3 -coeficientul lui Poisson
Coeficientul de siguranta al piciorului bielei se calculeaza in ipoteza unei solicitari de oboseala dupa un ciclu simetric de intindere – compresiune, pentru fibra exterioara in sectiunea de incastrare
Valorile maxime §i minime ale tensiunilor ciclului sunt:
crmajr :=<Te + crie=-l23.415 MPa
v~min := = 22.342 MPa
Amplitudinea oa §i tensiunea medie om a ciclului:
-72.879 MPa
In aceste conditii expresia coeficientului de siguranta poate fi scrisa sub forma urmatoare:
rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de intindere – compresiune
crlt := 340 MPa
coeficient de concentrare pk
/V=i
factorul dimensional 8
£:=0.9
coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului
^:=O.2O = 0.2
coeficientul de calitate al suprafetei
Calculul capului bielei
Dimensiunile caracteristice mai raspandite pentru profilul in dublu T al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrarilor statistice ale constructiilor existente.
Corpul bielei se calculeaza la oboseala fund supus la:
intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate in miscare de translatie
la compresiune de rezultanta dintre forta maxima a gazelor si forta de inertie
Tensiunea de compresiune este data de relatia:
F
tr :=—- = 9.068 MPa A
Tensiunile de flambaj sunt: in planul de oscilatie:
Insumarea tensiunilor de compresiune si de flambaj poate fi realizata dupa urmatoarele relatii:
In planul de oscilatie
crtQ := <rc + crjrg = 19.224 MPa
In planul de incastrare
an‘'=v~c + aft= 19.224 MPa
Corpul bielei este supus la solicitari variabile, de intindere si compresiune dupa un ciclu simetric. Coeficientul de siguranta se determina cu relatia:
Unde:
cr™Mr:=o'f0=19-224
Calculul capului bielei
Dimensiunile caracteristice ale capului bielei
Diametrul interior al capului
1.1 •dma= 52.8 mm
Latimea maxima a capului
Ici= 1.4-dmjJ = G7.2 mm
Distanta dintre axele surubului de biela
di.s= 1.2 57*6 mm
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 §i de forta centrifuga a masei bielei care efectueaza miscarea de rotatie mai putin masa capacului bielei.
F{i=r^2 .{(mlfr + mJJ).(l+A) + (m^6 + mcb)) = (2.53.l01) N
Calculul tensiunilor se realizeaza admi^and urmatoarele 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
Forta de intindere este distribuita pe jumatatea inferioara a capacului dupa o lege sinusoidala
Cuzinetul se deformeaza impreuna cu capacul si preia o parte din tensiuni proportionala cu momentul de inertie al sectiunii transversale
Proiectarea si calculul suruburilor de biela
9 9
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
F / i\
Fa*=—=(1.265-10 ) N z
Unde z=2 numarul de suruburi Forta de strangere initiala a surubului
F,JJ!=2.5*Fil= (3.163* 10^} JV
In timpul functionarii, asupra surubului de biela actioneaza forta:
X-0.2
gc – limita de curgere a materialului surubului
Diametrul partii nefiletate
Tensiunile maxime
As – aria sectiunii surubului in partea filetata
As' – aria sectiunii surubului in partea nefiletata
Calculul sumar al segmentilor 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 in 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
or > 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
fig 2.14
Calculul segmentilor
Calculul segmentului urmare§te urmatoarele obiective:
Sa se stabileasca forma in 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
^0
1 = 4.667 MPa
(D_S D
u r t coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului p: p = 0,196
modulul de elasticitate E = 1,2 -106 N/mm2
deschiderea segmentului in stare libera la nivelul fibrei medii
solve, S0
= 4 > 16 * mm
t
S 0 = 16 mm
• grosimea segmentului t,
. i solve f
— = — -U 3.5869565217391304348 – mm
D 23
t = 4 mm
tensiunea admisibila oa, oa = 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
Verificarea segmentului la dilatare se rezuma la determinarea rostului la montaj A3 in vederea evitarii pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea, sau a unui rost prea mare care ar periclita etansarea
AVut= 1 mm
Jocul la capetele segmentului
j= A3 — 7r * D * * Ats — ac * Atc) = 0.051 mm
unde:
coeficientul de dilatare al segmentului
coeficientul de dilatare al cilindrului
incalzirea segmentului
Af,:=140 K
incalzirea cilindrului
Atc := 100 K
Proiectarea si calculul arborelui cotit
9
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 vibratti 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 1 = (1.05…1.30)-D
£ := 1.1 * 0 = 90.75 mm
Diametrul fusului palier dp = (0,70… 0,80) • D
:= 0.7*0 = 57.75 mm
lungimea fusului palier lp
lpt- 0.5 *0 = 41.25 mm
Diametrul fusului maneton dm = (0,56.. .0,72) • D
dm := 48 mm
Lungimea fusului maneton: lm = (0,45.. .0,60) • dm £m!=().{}.dm = 28.8 mm £mr=30 mm
diametrul interior dmi = (0,60.. .0,75) • dm
dmi != 0.7 *dm = 33.G mm
Grosimea bratului: h = 0,20.. .0,35) • dm
hi= 0.2 * dm= 9.6 mm
Lungimea bratului b = (1,5.. .2,0) • dm
fe;= 1.5 • dm = 72 mm
Raza de racordare: (0,07.. .0,10) • dm
raza := 0.1 * dm = 4.8 mm
Calculul principalelor piese ale mecanismului de distribute a gazelor
Principii de proiectare
Mecanismul de distribute este un subsistem al motorului cu ardere interna care asigura realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor §i mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu lncarcatura proaspata §i evacuarea produselor de ardere. Aceasta functie este realizata prin deschiderea §i inchiderea periodica a orificiilor de admisie §i evacuare. Mecanismele de distributie pot fi clasificate din punct de vedere al modului de realizare a schimbului de gaze in mecanisme de distributie cu supape, folosite la toate motoarele in 4 timpi realizate in prezent, §i mecanisme de distributie cu lumini (sau ferestre), folosite la unele mecanisme de distributie la motoarele in doi timpi. Anyatok! La motoarele cu mecanism de distributie cu supape transmiterea mi§carii la supape se face de la un arbore special numit arbore cu came. Arborele cu came al mecanismului de distributie poate fi dispus in blocul motor sau in chiulasa. Dispunerea arborelui cu came in chiulasa ofera avantajul reducerii numarului de componente al mecanismului de distributie ( nu mai sunt necesare tijele impingatoare), are un zgomot mult mai redus in timpul functionarii §i asigura o antrenare elastica a mecanismului de distributie, in cazul folosirii curelelor dintate elastice. Un dezavantaj al acestui tip de angrenare este necesitatea schimbarii dupa perioade riguroase de timp a curelei de distributie. De regula antenarea arborelui cu came se face de la partea opusa a volantului deoarece aceasta permite montarea unei roti dintate conducatoare mai mici. La unele motoare in doi timpi cu roti dintate conducatoare de dimensiuni mari se poate folosi antrenarea din partea volantei care prezinta avantajul ca fazele de distributie nu sunt influentate de oscilatiile torsionale, acestea fiind absorbite de catre volant.
Supape
Sunt supuse unor sarcini dinamice §i temperaturi ridicate, aceste conditii necesitand un material foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oteluri aliate cu Cr (9%) §i Si (3,5%). Forma supapei trebuie aleasa astfel incat sa asigure o rigiditate ridicata §i in acela§i timp sa provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie. Supapele dispuse in evacuare trebuie sa aiba tija cu un diametru mai mare §i buc§a de ghidare cat mai lunga pentru a u§ura evacuarea caldurii.
Elementele dimensionale ale supapei:
• dc -diametrul canalului de admisie sau evacuare in poarta supapei
: 0.865 * dCJ, = 28.545 mm
b – latimea suprafetei de etansare
dra :=35 mm
rc – raza de racordare a capului supapei cu tija
rce := 0.2 * = 6.6 mm
d – diametrul tijei
da := 0.35 – dca = 12,25 mm
1 – lungimea tijei
:= 0.35* rfce= 11.55 mm
a – grosimea talerului
scaunul supapei:
o grosime radiala de:
?'[:a t=0.2 * dca=7 mm
!={).! • d„„ = 3.
__ u mm
o inaltime de
S„ :=0.2 * cL„ = 7 mm
Se := D.2 * dce = G.fy mm
• inaltimea de ridicare
Scaunul supapei
Se recomanda sa aiba o grosime radiala de (0,08.. ,0,15)dc §i o inalpme de (0,18.. ,0,25)dc §i se monteaza cu o strangere de (0,0015.0,0035) din diametrul sau exterior.
Buc^ele de ghidare
Au grosimi de perete intre (2,5_4,0)mm §i lungimi de (1,75.. .2,50) dc, in funcpe de lungimea tijei supapei.
I[B:=2.25>dHi=78.75 mm 1^=78 mm
Ife •■= 2.25 * dlra = 74.25 mm ibe:=74 mm
Arcurile
Se fac din sarma de ofel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3… 5)mm diametru §i se monteaza uneori cate doua pentru a reduce inalpmea chiulasei. La motoarele de turapi foarte ridicate se pot folosi in locul arcurilor doua came alaturate, una pentru deschiderea supapei §i cealalta pentru inchiderea ei.
Tachejii
Sunt solicitap de forfe laterale transmise de la cama §i uneori au o forma bombata. In cazul dispunerii arborelui cu came in cap ace§tia trebuie sa fie prevazup cu posibilitate de reglare a jocului dintre cama §i tachet (similar jocului culbutor- supapa). Pentru aceasta exista in prezent doua solupi uzuale: dispunerea in capul tachetului a unei placufe de uzura calibrata, care atunci cand este necesar poate fi schimbata sau folosirea unor tachep hidraulici care compenseaza prin construcpe jocurile ce apar in ansamblul tachet- supapa. Secpunea printr-un astfel de tachet este prezentata in figura 13.5. Tachepi hidraulici pot fi folosip pentru realizarea distribupei variabile controland presiunea de ulei ce ajunge in tachet. Razele de curbura ale suprafefei de lucru sunt in limitele R=(700.1000)mm, iar camele au in acest caz generatoarea inclinata fafa de axa arborelui cu unghiuri de (7.15)'. La motoarele cu arborele de distribupe in bloc se preseaza uneori buc§e de ghidare pentru tachep sau se prelucreaza direct in blocul motor aceste ghidaje. Bucple de ghidare sunt folosite la motoarele cu blocul din aliaje de aluminiu.
Alegerea fazelor de distribute.
Realizarea unei bune evacuari a gazelor arse §i a unei umpleri cat mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obpnerea unei diagrame de pompaj cat mai favorabile, sunt direct dependente de fazele de distribupe. Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie sa se faca cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse §i a se pierde cat mai pupn lucru mecanic de destindere a gazelor. Inchiderea supapei de evacuare trebuie sa se realizeze cu o intarziere optima pentru a se fructifica la maxim efectul inerpei coloanei de gaze pana ce acesta este anulat de depresiunea formata in cilindru. Deschiderea supapei de admisie necesita un avans optim la care se asigura trecerea unei cantitap cat mai mici de gaze arse din cilindru in conducta de admisie, pierderi gazodinamice cat mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie §i in final o umplere cat mai completa a cilindrului cu gaze. Inchiderea supapei de admisie trebuie realizata cu o astfel de intarziere incat sa se utilizeze la maxim, in folosul umplerii, efectul inerponal al coloanei de gaze proaspete. Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere §i inchidere a supapelor pentru fiecare regim de funcponare (turape, sarcina). Valorile medii ale acestor unghiuri, pentru motoare in 4 timpi, sunt date in tabelul 2.2
Se aleg urmatoarele valori:
Avans la deschiderea supapei de evacuare 7:= 40 0
Intarziere la inchiderea supapei de evacuare Sx= 20 0
Avans la deschiderea supapei de admisie
«:=!» 0
Intarziere la inchiderea supapei de admisie j£J:=40 0
Amuni != ^' Kmarn ' COS (7) + Cm,*^ (7) * (if)) ) = 745.768
Evacuare
Viteza de curgere a gazelor prin canal
^ := ™ * (^e * cos (P) + hana^. sin (P). {cos (p)) ) = 634.172
Calculul cinematic §i dinamic al mecanismului de distribute
Calculul cinematic al mecanismului de distribute presupune determinarea profilului camei Datele impale de proiectare pentru profilarea camei sunt inalpmea maxima de deschidere a supapelor.
Profilul camei din arce de cerc
r0e i= 1.8. = 14.4 mm
riat=^5 * hTmaxa= 135 mm ?'le:=15.hTfTMM = 120 mm ?'2a!=6 mm r2e:=8 mm
Calculul de rezistenta al principalelor piese ale mecanismului de distributie (tachet, arc, supapa)
Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribute.
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
mda:=m'd*Aca= 136.856 gm mde! = m d ’ = 136.856 gm
Calculul arcurilor de supapa
Arcul trebuie sa menpna supapa inchisa §i sa asigure legatura cinematica intre ea §i cama cand for^ele de inert tind sa desprinda tachetul sau supapa de cama. Pentru a face fa^a acestor cerin^e trebuie ca for^a arcului Fr sa fie mai mare decat for^a de inerpe Fj a mecanismului data de accelerate negative.
Forta minima a arcurilor se determina din conditia nedeschiderii supapei la depresiunea din cilindru
Fj := mda – j = 0.0 71 N
Frt=K'Fj = 0.127 N
unde:
K – coeficient de rezerva K=l,6..2,0
Kt= 1.8
j – acceleratia supapei
Calculul dimensiunilor arcului Dr – diametrul mediu al arcului
ii. := 0-85-d™ = 29*75 mm
unde:
X – coeficient ce depinde de raportul diametrelor Dr/d
^=1.24
imax =rezistenta admisibila maxima
JV
W=«» ——y
mm
Numarul total de spire
itoiai t=ir + 3 = 14
Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea completa a supapei intre spirele
t\= G mm
Lungimea arcului la deschiderea completa a supapei *minf= ilotai'd + iT' Amn = 64.8 mm Lungimea arcului la inchiderea supapei ^0 4" ^'.fmaxa ^4 mm
Lungimea arcului in stare libera 4" fmax ~ mm.
Sistemele auxiliare a motorului
Proiectarea instalatiei de racire
9
Principii de proiectare a instalatiei de racire cu lichid
Instalalia de racire are rolul de a prelua, transporta §i transmite mediului inconjurator o parte din caldura dezvoltata in cilindrii motorului pentru a menline un regim termic optim a pieselor motorului. Performance de durabilitate ale motorului sunt influence de oscilaliile regimului termic al pieselor mecanismului motor fata de valoarea optima. Astfel, la temperaturi scazute ale perelilor camerei de ardere §i cilindrilor combustibilul poate condensa §i spala pelicula de ulei accentuand procesele de uzura; la temperaturi ridicate rezistenla mecanica a piselor se diminueaza, in plus pelicula de ulei poate fi distrusa prin ardere §i daca se asociaza §i cu cre§terea dilatarii pieselor se poate ajunge la gripajul cuplei cinematice, cilindru-piston.
La proiectarea instalatiei de racire la MAS, se adopta acele solulii constructive prin care se poate menline o temperatura relativ constanta cama§ilor de cilindru pentru a asigura o funclionare corecta a grupului cama§a-segment-piston. Intensitatea racirii chiulasei se stabile§te din condilia asigurarii unui coeficient de umplere ridicat §i a unor pierderi minime prin racire. Performance de putere §i economicitate sunt mai bune la motoarele la care se asigura intensitali de racire mai ridicate ale chiulasei in raport cu cilindrul, de asemenea apare §i o diminuare a nivelului unor componente nocive din gazele de evacuare.
Instalalia de racire cu lichid trebuie sa valorifice fenomenele naturale care insolesc procesul de evacuare a caldurii. Sensul circulaliei forlate a lichidului de racire trebuie ales in a§a fel incat sa nu se opuna circulaliei acestuia prin termosifon.Szopjatok le mind! Circulalia lichidului nu trebuie sa impiedice deplasarea ascendenta a bulelor de vapori sau de aer datorate aspiraliei lui prin neetan§eitali. Traseele de curgere a lichidului nu trebuie sa permita formarea de pungi de vapori §i de aer in cama§ile de racire din bloc, chiulasa, racorduri, carcasa pompei, deoarece poate produce dezamorsarea circuitului provocand in cazul blocului §i chiulasei supraincalziri locale, urmate de uzuri, fisuri §i perturbari ale proceselor din cilindri. Instalalia de racire trebuie conceputa in a§a fel incat sa poata fi golita in totalitate de lichid. Amplasarea circuitului de alimentare a pompei de lichid trebuie sa asigure preluarea lichidului racit (de la partea inferioara a radiatorului) pentru a se evita aspirarea vaporilor produ§i in cama§ile din bloc §i chiulasa care determina reducerea debitului pompei §i a durabilitalii ei.
Calculul fluxului de caldura preluat de instalatia de racire
Pentru a realiza in procesul de proiectare a unei dimensionari corecte al elementelor instalaliei de racire trebuie sa se determine fluxul de caldura preluat de instalalia de racire. Acestea se determina din ecualia de bilanl termic al motorului:
Qd – Qe + Qr + Qev + Qrez
Fluxul de caldura preluat de lichidul de racire se poate determina cu rela|ia:
Unde:
/r:=0.35
Radiatorul
Principii de proiectarea
Fig 3.1
Preluarea caldurii de la lichidul de racire §i transmiterea acesteia mediului ambiant se realizeaza prin intermediul radiatorului. Pentru a realiza transferul de caldura radiatorul trebuie sa dispuna de o mare suprafa(a (15.. .25 m2).
Constructiv radiatorul este compus din corpul de racire 5, doua bazine colectoare 2,7 (unul la intrarea lichidului altul la ie§ire) racordurile de intrare §i ie§ire, bu§onul de umplere, robinet de golire §i alte accesorii. Corpul de racire se realizeaza in general din tuburi §i placi §i tuburi §i benzi §i tuburi lamelare Pentru a se asigura radiatorului rezisten(a necesara pe suprafe(ele dintre benzi se lipesc placi rigide din o(el.
t„.,<=tu-Z> °C
Debitul de lichid V care trebuie sa treaca prin radiator pentru a transmite fluxul de caldura este
Ailt=til—tel=5K
Ventilatorul
Principii de proiectare
Intensificarea circulapei aerului prin radiator este realizata cu ajutorul ventilatorului. Se utilizeaza ventilatoare de tip axial.
Paletele ventilatorului au un anumit profil sau sunt inclinate sub un unghi de atac de 40…500 in a§a fel incat sa se asigure aspirapa aerului cu pierderi minime de lovire. Unghiurile de iepre ale profilului paletelor sunt in general de 350. Lapmea paletelor este de 30.. ,70mm, iar grosimea tablei din care se ambutiseaza este de 1,25.1,8 mm. Diametrul exterior se plaseaza in limitele 0,3.0,7m. Se utilizeaza ventilatoare cu patru sau §ase palete cea mai larga raspandire avand-o insa ventilatoarele cu patru palete asezate perpendicular sau in X (70o respectiv 1100).
Antrenarea ventilatorului se poate realiza de aceeap curea cu pompa de lichid daca este plasat pe rotorul pompei sau cu o transmisie separata. In ultimul timp se practica utilizarea unor cuplaje care permit funcponarea ventilatorului numai cand este necesar. Sau antrenarea printr-un motor electric.
Fig 3.3
densitatea aerului la temperatura §i presiunea mediului ambiant:
caldura specifica a aerului (la temperatura de 50.. ,550C, ca= 1,050 [kJ/kgK]
Tncalzirea aerului in radiator
Atai= 10 °C
Calculul ventilatorului se porne§te de la debitul de aer necesar racirii §i de la caderea de presiune in circuitul de aer:
Apat=Apar + Apam = 100 kPa
Unde:
-caderea de presiune in radiator:
ApaT t= 80 kPa
-caderea de presiune in montajele anexe (masca, jaluzele,carcasa intermediara, etc):
APam>=0.25.Ap^=20 kPa
Puterea necesara antrenarii ventilatorului se determina cu relap a:
randamentul ventilatorului
Tfv ?= 0.6
Tabel 3.1
Date constructive pentru calculul ventilatorului
Pompa de lichid
Principii de proiectare
Pompa de lichid are rolul de asigura recircularea lichidului in sistemul de racire, §i se utilizeaza in general pompa de tip centrifugal. Presiunea necesara acestor pompe este de 0,035…0,15 MPa. Asigurarea unei circula^i in bune condifiuni prin canalizafii se realizeaza la o presiune de 0,03…0,05 MPa, in realitate se cauta ca presiunea din sistemul de racire sa fie mai mare cu 0,08…0,1 MPa fafa de necesar pentru a impiedica formarea vaporilor in anumite puncte ale instalafiei de racire. Pompa de apa este acfionata de la arborele cotit al motorului printr-o transmisie cu curea, raportul de transmitere fiind de 0,8.. .1,95. Construcfia pompei de lichid este simpla putand aparea §i diferite diferenfe impuse de condifiile de amplasare ale acesteia pe motor. Arborele pompei se monteaza pe rulmenfi obi§nuifi sau pe rulmenfi speciali. Pentru etan§area lagarelor rotorului se utilizeaza garnituri speciale (fig.14.9.) unde: 1-inel de alunecare; 2-§aiba de presare; 3-arc; 4-carcasa; 5- cama§a de etan§are; 6,7-carcasa; 8-inel de fixare; 9-inel de etan§are; 10-inel de frecare.
Calculul pompei de lichid
Circula^ia lichidului de racire in instala^ia de racire se realizeaza prin intermediul pompei de lichid. Pompa de lichid trebuie sa realizeze o cadere de presiune "pp" suficienta pentru a invinge rezisten^ele hidraulice la deplasarea for^ata a lichidului.
{r* ~r02) =
pt— 1000
m
3Q*u2
r2t=
n*7ip
Se adopta r2=45 mm
Proiectarea instalatiei de ungere
Principii de proiectare a instalatiei de ungere
Functionarea motorului cu ardere interna se caracterizeaza prin existenta mai multor suprafete aflate sub sarcina §i in mi§care relativa unele fata de altele, in aceste conditii este necesar pentru a diminua frecarile dintre suprafete. Deci, sa se introduca intre acestea un fluid care sa adere la suprafete, sa fie vascos ca prin presiunea interna care ia na§tere sa mentina suprafetele la o anumita distanta. Lubrifiantul prezent intre suprafetele in mi§care relativa trebuie sa indeplineasca urmatoarele functii: Functia mecanica. Uleiul trebuie inainte de toate sa unga asamblajul, adica sa formeze intre cele doua suprafete o pelicula de ulei pentru a evita contactul metal pe metal. Functia termica. Uleiul are ca rol secundar limitarea temperaturii in anumite organe care nu pot fi racite prin alte procedee. Functia chimica. Uleiul trebuie sa asigure functionarea corecta atat a partilor calde ale motorului cat §i a partilor reci; sa asigure protectia impotriva coroziunii datorate umiditatii §i acizilor care apar in urma arderii; sa asigure evacuarea impuritatilor. Pe langa aceste functii, uleiul prezent in ansamblul piston-segmenti-cama§a cilindrului indepline§te §i rolul de element de etan§are. Conditiile de lucru ale motorului cu ardere interna impun urmatoarele cerinte uleiului din sistemul de ungere: onctuozitate optima; variatie redusa a viscozitatii functie de temperatura; stabilitate chimica ridicata; sa impiedice aglomerarea particulelor rezultate in urma arderii; sa fie filtrabil; sa posede o temperatura de congelare cat mai redusa. Ungerea suprafetelor diferitelor piese ale motorului este influentata in principal de rolul lor functional §i de conditiile de lucru (sarcina §i viteza). Dupa modul cum uleiul este adus la suprafetele in frecare, ungerea se poate realiza sub presiune, prin stropire cu jet de ulei; prin ceata de ulei sau mixt. Motoarele pentru autovehicule utilizeaza ungerea mixta unde anumite componente (lagarele, boltul, tachetii hidraulici, etc.) se ung cu ulei sub presiune, altele (cilindrul, pistonul, camele, supapele, etc.) se ung prin ceata de ulei sau prin stropire cu jet.
Pompa de ulei
Circulapa uleiului este asigurata de catre pompa de ulei. Dintre acestea, pompele cu rop din^ate sunt cel mai des utilizate, deoarece au construct simpla §i prezinta siguran$ in funcponare. Pompele cu rop dilate au dimensiuni reduse fa^a de spapul disponibil in carter. Pompa cu rop din^ate cu angrenarea exterioara (fig.15.4.) este alcatuita dintr-o carcasa prevazuta cu orificii de intrare §i ie§ire in care se monteaza doua rop din^ate cu dantura dreapta sau elicoidala. Una din rop este antrenata de la arborele cu came sau de la arborele cotit, cealalta este antrenata de prima roata in sens invers. Camerele A §i R reprezinta camere de aspirate respectiv refulare.Uleiul patrunde in camera de aspirape A, umple spapul dintre dantura §i carcasa, apoi este antrenat de dantura ropi §i refulat in camera R. Comprimarea uleiului dintre dinpi roplor este evitata printr-o frezare §i uleiul este deplasat in camera de refulare, in acest mod se elimina incarcarea suplimentara a fusurilor roplor pompei. Sistemul de ungere poate fi prevazut §i cu o pompa cu rotor cu lobi (fig.15.5.), care prezinta avantajul unui gabarit redus, siguran^a in funcponare, asigura presiuni ridicate la turapi scazute .
Pompa cu rotor cu lobi (cu angrenare interioara) se compune din doua rotoare 2 §i 3 montate in carcasa 1. Rotorul interior 2 este antrenat prin intermediul arborelui de comanda de la arborele cu came sau arborele cotit. Rotorul 3, exterior este dezaxat fa^a de rotorul 2 §i arborele decomanda. La rotirea rotorului interior este antrenat in mi§care de rotape in acela§i sens §i rotorul exterior. Uleiul aspirat in spapul dintre rotoare este transportat de catre lobii rotorului interior §i exterior, in spapul care se mic§oreaza datorita excentricitapi, comprimat uleiul este refulat sub presiune spre magistrala de ulei.
Supapa de siguranta
In scopul protejarii instalafiei de ungere de cre§terea presiunii se introduce in circuitul de refulare al pompei supape de siguranta care menfine o presiune constanta intr-un domeniu larg de turafii §i temperatura.
Surplusul de ulei este deviat in circuitul de aspirate al pompei de ulei sau baie. Presiunea uleiului se considera optima pentru motoarele de autovehicule in limitele 0,2.. .0,5 MPa la o temperatura de 70…800C. In cazul motoarerlor mici cu cantitafi mici de ulei se utilizeaza supape cu bila, iar la motoarele cu debite mari de ulei in sistemul de ungere se utilizeaza supape cu piston Uleiul este absorbit din baia de ulei printr-un element filtrant (sorb) care poate fi fix sau plutitor, situat in partea cea mai de jos a baii de ulei. Filtrul sorbului este confecfionat dintr-o sita din sarma de ofel sau tabla perforata. Acest filtru protejeaza pompa de ulei de impuritafile solide. La motoarele mici filtrul sorbului poate prelua funcfiile filtrului din circuitul principal, in acest caz sita trebuie sa asigure refinerea impuritafilor §i sa fie accesibil la curafat.
Filtrele de ulei
Uleiul in timpul funcfionarii motorului cu ardere interna pierde din calitafile sale datorita patrunderii unor impuritafi: particule metalice rezultate in urma fenomenului de uzura; particule de praf care patrund in motor odata cu aerul nefiltrat corespunzator la admisie; impuritafi rezultate in urma unui montaj §i unei intrefineri necorespunzatoare; impuritafi ce se formeaza in carter; produse chimice rezultate in urma acfiunii gazelor scapate in carter.
Datorita fenomenului de degradare a calitafii uleiului ungerea este compromisa antrenand amplificarea uzurilor §i chiar aparifia de avarii ale motorului.
Pentru a elimina efectele negative pe care la produc impuritafile, in sistemul de ungere se introduc elemente de filtrare care au rolul de curafire.
Dupa finefea filtrarii, filtrele de ulei se impart in doua categorii: filtre de curafire bruta §i filtre de curafire fina.
Filtrul de curafire bruta se monteaza in serie in circuitul de refulare al pompei de ulei, prin el trecand intreaga cantitate de ulei. Rezistenfa hidraulica este redusa. Filtrul brut refine impuritafi de dimensiuni cuprinse intre 20.100mm. Montajul in serie al filtrului impune prezenfa unei supape de siguranfa care sa permita scurtcircuitarea filtrului in cazul imbacsirii acestuia.
Filtrul de curafire fina se monteaza in paralel cu circuitul principal de ungere, cantitatea de ulei care-l strabate este de 10.15% din cantitatea de ulei din sistemul de ungere pentru a se evita pierderile hidraulice. Filtrul fin refine impuritafi cu dimensiuni de pana la 5 mm. Dupa filtrare uleiul este returnat in baia de ulei contribuind la regenerarea acestuia.
Dupa gradul de filtrare, filtrele se pot clasifica in filtre statice §i filtre dinamice.
Filtre statice
Refinerea impuritafilor se realizeaza cu ajutorul unui element filtrant, care poate fi: sita metalica, discuri metalice sau de hartie, cu acfiune magnetica sau active.
Filtrele cu sita metalica (fig.,15.9), sunt utilizate in general pentru filtrarea uleiului inainte de intrarea in pompa de ulei, dar §i ca filtre de curafire bruta sau fina (pot refine impuritafi pana la 5 mm). Construcfia elementului de filtrare se realizeaza dintr-un pachet de discuri in care se incorporeaza site §i care montate formeaza intre ele spafii suficient de mari pentru impuritafile refinute.
Fig 3.6
Filtrele cu sita refin prin aderenfa §i emulsiile gelatinoase.
Filtrele cu discuri (fig 3.6) au elementul filtrant dintr-un numar de discuri din metal sau carton de forme speciale a§ezate unele peste altele care formeaza interstifii de trecere a uleiului. Impuritafile de dimensiuni mai mari sunt refinute in exteriorul filtrant, iar cele de dimensiuni mici in spafiul dintre discuri. Filtrul cu discuri metalice este prevazut cu elemente care asigura posibilitatea curafirii interstifiilor chiar in timpul funcfionarii prin rotirea din exterior a pachetului de discuri. Filtrul cu discuri din carton se utilizeaza ca filtru fin.
Fig 3.7
Filtrele cu element filtrant din hartie (fig.3.7.) sunt utilizate pe scara larga, ele pot fi utilizate atat ca filtre de curafire bruta cat §i ca filtre de curafire fina in funcfie de dimensiunile porilor hartiei. Pentru a se imbunatafii rezistenfa §i proprietafile de aderenfa hartia de filtru este impregnata cu diferite produse. Gabaritul acestor filtre este redus datorita modului de construcfie al elementului filtrant, hartia de filtru fiind pliata, iar forma este menfinuta de o armatura metalica.
Filtrele cu element filtrant din hartie nu pot fi curafite, cand acesta se imbacse§te este inlocuit cu unul nou. Filtrul este prevazut cu o supapa de siguranfa care se deschide la o presiune de 0,1.. .0,25 MPa, asigurand trecerea uleiului in circuitul de ungere fara sa mai treaca prin elementul filtrant cand acesta este imbacsit sau uleiul are vascozitate mare.
Filtrele magnetice se utilizeaza ca filtre suplimentare pe langa filtrele cu sita, cu discuri sau dopurile de golire.
Radiatorul de ulei
In timpul funcfionarii motorului cu ardere interna, uleiul din instalafia de ungere preia o parte din cantitatea de caldura dezvoltata in motor. Pentru a se menfine temperatura uleiului in limite acceptabile in circuitul de ulei se amplaseaza radiatorul de ulei.
Radiatoarele de ulei sunt construite in doua variante in funcfie de agentul care preia caldura de la ulei: radiatoare racite cu apa §i radiatoare racite cu aer.
Radiatoarele racite cu apa asigura o temperatura stabila a uleiului, independenta de turafie, sarcina motorului §i temperatura mediului ambiant. La pornire asigura incalzirea uleiului, ceea ce permite o circulafie corecta a acestuia spre punctele de ungere.
Radiatoare racite cu aer, au dimensiuni reduse §i o construcfie simpla. Temperatura uleiului nu este stabila din cauza fluctuafiilor de temperatura a mediului ambiant. Nu asigura incalzirea uleiului dupa pornire, de aceea pentru a se evita suprapresiunea datorata rezistenfelor hidraulice mari el este scurtcircuitat prin intermdiul unei supape de siguranfa. Arcul supapei este tarat sa asigure o deschidere a acesteia la o diferenfa de presiune de 0,15…0,2 MPa.
" *«•<*»-*J
Unde:
'l
Q„=11.10 ./„.Pe /«==0.04
temperatura medie a uleiului;
temperatura medie a aerului;
:= 40 °C
coeficientul global de transmitere a caldurii de la ulei la aer
coeficientul de transmitere a caldurii de la ulei la perepi schimbatorului;
coeficientul de transmitere a caldurii de la ulei la perepi schimbatoruluila aer;
Coeficientul de nervurare ^?:=3
Calculul filtrelor de ulei
La alegerea filtrelor trebuie sa se pna seama ca la MAC uleiul este de 10 ori mai impurificat cu combustibilul nears decat in cazul MAS §i ca este supus la temperaturi mult mai ridicate decat in cazul MAS. Alegerea tipului §i construcpa filtrului trebuie sa pna seama §i de aditivii de ulei. S-a constatat in practica ca poate sa apara un blocaj al mediului poros, fie prin placarea acestora cu depunderi rezultand din slabirea calitapi aditivilor care provoaca la cald aparipa de cristale care au dimensiuni superioare porilor, fie prin incidenfa unor aditivi asupra tensiunii superficiale.
Supraalimentarea motoarelor
Generalitati
9
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 aplica motoarelor in scopul maririi puterii litrice §i pentru compensarea pierderii de putere in cazul funcponarii motorului la altitudine, sau in cazul cand se urmare§te recircularea unei paip din gazele de ardere pentru scaderea confinutului de NOx in gazele de evacuare.
Prin marirea presiunii incarcaturii proaspete la intrarea in cilindri se realizeaza cre§terea cantitapi de amestec carburant proaspat refinut in cilindri motorului §i care determina in final sporirea puterii motorului.
Dupa presiunea de supraalimentare ps se disting urmatoarele tipuri de supraalimentare:
supraalimentare de joasa presiune: ps=(0,12.. .0,15) MPa, supraalimentarea ce se poate aplica la orice motor cu umplere normala fara a-i diminua durabilitatea §i se realizeaza de regula cu ajutorul unui compresor antrenat mecanic de la arborele cotit al motorului;
supraalimentarea de presiune medie: ps=(0,15…0,20) MPa. Supraalimentarea de presiune medie determina aparipa unor tensiuni marite in organele motorului, de aceea trebuie luate masuri constructive §i tehnologice pentru asigurarea rezisten^ei necesare. In general acest tip de supraalimentare se realizeaza cu ajutorul unor agregate numite turbocompresoare (o suflanta antrenata de o turbina acponata de gazele de evacuare);
supraalimentarea de presiune inalta: ps=(0,20.. .0,35) MPa, se caracterizeaza prin comprimarea incarcaturii proaspete in trepte §i racirea ei intermediara;
supraalimentarea de foarte inalta presiune: ps=(0,35.. .0,60) MPa, se utilizeaza la generatoarele de gaze cu pistoane libere.
Dupa modul cum se realizeaza supraalimentarea aceasta poate fi:
supraalimentarea naturala (sau acustica) se realizeaza fara compresor §i are la baza utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de admisie al motorului;
supraalimentarea for^ata este procedeul cel mai utilizat §i impune prezen^a compresorului.
Transformarea energiei cinetice a gazelor de ardere in lucru mecanic de compresiune se realizeaza prin intermediul agregatului turbocompresor. Supraalimentarea cu ajutorul turbocompresorului nu implica consumarea unei energii suplimentare datorita faptului ca energia gazelor de evacuare este suficienta pentru antrenarea turbinei §i 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 :
a. 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.
b. 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 legaturi mecanice cu motorul supraalimentat, turafia sa fiind dependents de cea a motorului. Intre compresor, motor §i turbina exista o singura condifie restrictiva la orice regim stabil de funcfionare impusa de egalitatea intre debitul de aer livrat de compresor §i cel ce intra in motor, §i egalitatea dintre gazele evacuate de motor §i intrate in turbina:
unde:
X – coeficientul de exces de aer;
Lmin- aerul minim necesar.
Pe de alta parte intre compresor §i turbina exista o dubla legatura mecanica. Deci, la un anumit regim de lucru pentru ca turbocompresorul sa funcfioneze stabil este necesar ca puterea turbinei sa fie egala cu puterea necesara compresorului indiferent de parametrii de intrare a aerului in compresor §i ai gazelor de ardere in turbina. In cazul in care puterea turbinei este mai mare atunci turafia compresorului va create pana cand se va restabili egalitatea puterilor.
Fig 3.8
Turbina cu geometrie variabila permite modificarea sectiunii de curgere a gazelor de evacuare in functie de regimul de functionare al motorului. Acest lucru faciliteaza utilizarea optima a grupului turbocompresor, ceea ce conduce la cresterea randamentului motorului termic in comparatie cu versiunea de turbo-compresor cu geometrie fixa si wastegate.
Fig 3.9
Avantajele turbosupraalimentarii
Motorul poate dezvolta o putere mai mare decat unul aspirat natural comparativ cu marimea lui
Valorificarea caldurii gazelor de esapament, motorul este mai eficient
Turbocompresorul este mai mic, mai compact, mai usor decat un compresor normal
Deoarece un motor mai mic poate dezvolta o putere mai mare consumul de benzina se scade Dezavantajele turbosupraalimentarii
Intarziere
Maneabilitatea poate fi compromisa. In cazul in care pragul de functionare este apropiat si dintr-o data puterea transmisa este prea mare la roti masina devine subvirata sau supravirata depinzand de rotile motoare
Costuri ridicate de fabricare si montare
Racirea aerului inainte de admisiunea in motorul supraalimentat
Densitatea aerului de supraalimentare introdus in motor depinde de urmatorii parametri interdependent
gradul de supraalimentare;
randamentul compresorului;
temperatura aerului la intrarea in compresor.
II
Vad
T0 – temperatura mediului ambiant,
T1 – temperatura aerului la intrarea in compresor; (se considera ca schimbul de caldura cu exteriorul pana la compresor este neglijabil); ns – gradul de supraalimentare, x – exponentul adiabatic de compresie.
Se constata ca marirea temperaturii aerului admis create cu ccat gradul de supraalimentare este mai ridicat. De aici rezulta necesitatea racirii aerului admis la rapoarte de comprimare ps in compresor ridicate. Prin racirea aerului de supraalimentare pentru acela§i regim termic al pieselor motorului §i acelea§i reglaje, se poate arde mai mult combustibil §i in consecinja se dezvolta mai multa energie. Se apreciaza ca la fiecare 10K de scadere a temperaturii aerului de supraalimentare se realizeaza o cre§tere a puterii cu aproximativ 3%. La aplicarea racirii aerului de supraalimentare trebuie sa se (ina seama §i de dezavantajele pe care le prezinta §i anume: mare§te masa §i volumul motorului; schimbatorul de caldura introduce rezisten(e gazodinamice suplimentare care in anumite cazuri pot sa anuleze ca§tigul de putere ob(inut prin racirea aerului care patrunde in motor.
Racirea aerului se poate realiza in doua moduri:
prin schimbatoarele de caldura, mediul racitor fiind aerul sau lichidul de racire;
prin destinderea aerului admis.
Intercooler-ul
Temperatura ridicata a aerului admis in motor are efecte negative asupra performantelor motorului, consumului si a emisiilor poluante. Pentru a elimina aceste dezavantaje se recurs la racirea aerului comprimat prin intermediul unui intercooler, sistem care aduce urmatoarele avantaje:
reducerea tensiunilor termice asupra turbinei si motorului datorita scaderii temperaturii din cilindrii
scaderea consumului de combustibil cu pana la 5% fata de versiunea fara racire intermediara, mai ales datorita eficientei ridicate a racirii la turatii scazute
PROIECTAREA INSTALAtIILOR DE ALIMENTARE. INJECTIA DIRECTA DE BENZINA
Motoare cu injectie directa de benzina au fost construite inca din primii ani ai motorului cu ardere interna. Primele aplicatii au fost in domeniul militar, la motoarele pentru avioanele de lupta germane. Mai tarziu, injectia directa a fost aplicata la motoarele pentru autoturismele de inalta performanta. Reprezentative pentru aceasta perioada sunt motoarele Daimler Benz pentru Formula 1 §i pentru modelul 300 SL. Pentru mai multe decenii, injectia directa a fost practic uitata. Aceasta, datorita dificultatilor in controlarea proceselor din motor, in special la turatii mari, precum §i dificultatii de realizare a presiunii inalte in benzina.
Revenirea injectiei directe a fost marcata de prezentarea prototipului IRVW Futura din 1989. Cu aceasta ocazie a fost consacrata §i titulatura GDI (Gasoline Direct Injection). Motorul prezentat de constructorul german era destul de revolutionar, una dintre noutati era §i injectia directa de benzina, dotat cu o pompa ce furniza presiunea maxima de 450 bar.
In ultima vreme, datorita restrictiilor din ce in ce mai severe in domeniul poluarii impuse motoarelor cu ardere interna, injectia directa se preconizeaza a fi solutia de formarea a amestecului spre care se for indrepta toti constructorii de motoare cu aprindere prin scanteie.
1. Coeficientul de exces de aer global poate fi substantial supraunitar permitand obtinerea unei bune economii;
Arderea se realizeaza in conditii ce defavorizeaza formarea NOx;
Cantitatile de monoxid de carbon §i hidrocarburi produse la inceputul procesului de ardere pot fi oxidate complet in interiorul camerei de ardere;
Amestecul ce patrunde in interstitii este foarte sarac sau chiar nu contine deloc benzina diminuandu-se cantitatea de hidrocarburi formate pe aceasta cale;
Controlul sarcinii motorului poate fi efectuat, cel putin partial, prin varierea imbogatirii amestecului §i nu prin obturarea admisiei, minimizandu-se pierderile prin pompare;
Amestecul care arde la sfar§it este foarte sarac §i de aceea este mult mai putin susceptibil la detonatie. Se pot utiliza rapoarte de comprimare mai mari
Solutii constructive
j
Aplicarea injectiei directe a impus dezvoltarea unor solutii constructive deosebite de cele pentru motoarele cu injectie indirect! Principalele sisteme care sufera modificari sunt modul de organizare a mi§carii incarcaturii, formarea amestecului la diferitele regimuri de functionare, modul de control al sarcinii motorului §i bineinteles echipamentul de injectie.
Alte sisteme cum ar fi cel de recirculare al gazelor arse, au fost imbunatatite din punct de vedere al preciziei controlului §i eficientei functionarii. Alte sisteme cum ar fi cele de tratare al gazelor de evacuare au trebuit sa fie total regandite datorita conditiilor total diferite de functionare.
Un sumar al solutiilor tehnice utilizate in prezent este prezentat in tabelul 3.4
tabelul 3.4
Fig 3.12
Sistemul de injectie este cel care confera motorului avantajele substantial in domeniul economicitatii, puterii, emisiilor. Fata de sistemele de injectie indirecta acestea trebuie sa fie comandate cu o precizie mai mare §i sa interactioneze mult mai profund cu celelalte sisteme (aprindere, supraalimentare, recirculare a gazelor arse, tratare a gazelor arse)
Injectoare
Injectoarele folosite sunt de constructie speciala, diferita de cele pentru injectia indirecta. Ele trebuie sa lucreze in conditii grele de presiune §i temperatura. Problema principala care se pune este realizarea unei pulverizari cat mai fine dar fara cre§terea exagerata a presiunii. Pentru aceasta au fost incercate diferite configuratii ale orificiului de pulverizare.
Solutia cu cel mai mare potential ar fi utilizarea unor injectoare care imprima jetului o puternica mi§care de swirl. Se poate obtine o finete foarte buna a pulverizarii la o presiune relativ joasa (fig 10.3). O solutie §i mai interesanta este cea a injectiei directe de amestec aer-combustibil. Instalatia de injectie realizeaza o preamestecare a combustibilului cu o cantitatea de aer realizandu-se un amestec extrem de bogat sub forma unei emulsii. Aceasta va fi apoi introdusa in cilindrul motorului
Dispozitiv generare swirl
Inel de elansare
Fig 3.13
Piezo injector for the gasoline direct injection
from Bosch
Fig 3.14
Amestec stratificat si amestec omogen
Stratificarea inseamna un amestec foarte bogat in jurul bujiei (pentru a facilita aprinderea) si foarte sarac in apropierea pistonului si a peretilor cilindrului. Functionarea cu amestec sarac in apropierea pistonului si a cilindrului creeaza o izolare termica a nucleului de ardere ceea ce reduce semnificativ transferul caldurii catre blocul motor si pistoane. Astfel se obtine o imbunatatire a randamentului termic ce are ca efect scaderea consumului de combustibil.
Functionarea in mod stratificat aduce o reducere a consumului de combustibil de la 15 la 20 % comparativ cu un motor cu injectie indirecta. In acest mod de functionare obturatorul este folosit foarte putin, doar pentru a permite functionarea EGR-ului si pentru a crea vacuumul necesar sistemelor servo-asistate. Utilizarea intr-o mai mica masura a obturatorului face ca randamentul volumetric sa creasca, umplerea cilindrilor cu aer facandu-se mai bine.
Dezavantajul acestui mod de functionare, cu amestec stratificat, este necesitatea utilizarii sistemelor de reutilizare a gazelor de evacuare pentru reducerea emisiilor de oxizi de azot (NOx). Deoarece amestecul este sarac cantitatea de oxigen este in exces ceea ce conduce la emisii mai ridicate de NOx comparativ cu un motor cu injectie indirecta. Astfel, pentru motoarele cu injectie directa de benzina, care functioneaza si cu amestec stratificat, este necesara utilizarea EGR-ului pentru reducerea emisiilor de oxizi de azot.
Functionarea in mod stratificat se face la turatii scazute si sarcini partiale cand nu sunt necesare acceleratii intense ale motorului. Benzina este injectata cu putin timp inainte ca pistonul sa ajunga la sfarsitul cursei de comprimare astfel fiind posibila reorientarea jetului in jurul bujiei pentru o aprindere facila. La sarcini mari ale motorului functionarea in mod stratificat poate conduce la emisii de particule deoarece amestecul aer-combustibil poate sa fie foarte bogat in jurul bujiei si sa nu arda complet. De asemenea la turatii mari ale motorului curgerea aerului in cilindrii este turbulenta ceea ce face imposibila obtinerea unui amestec stratificat.
Turatie motor [rot/min] Fig 3.15
Controlul jetului de combustibil
Obtinerea amestecului stratificat se face prin ghidarea jetului de combustibil injectat in cilindru astfel incat amestecul bogat sa fie prezent in dreptul bujiei pentru a facilita aprinderea. Ghidarea jetului spre bujie se face in principal prin trei metode: ghidarea cu peretele, ghidarea directa a jetului si ghidarea cu aerul.
Ghidarea jetului cu peretele presupune transportul jetului de combustibil spre bujie utilizand suprafatapistonului. Combustibilul este injectat spre piston iar datorita miscarii acestuia la sfarsitul cursei de comprimare jetul este redirectionat spre bujie. Dezavantajul acestei metode consta in faptul ca o parte din combustibilul injectat pe capul pistonului se depune, nu se evapora total ceea ce are impact asupra cresterii consumului de combustibil si asupra emisiilor de hidrocarburi (HC) si a monoxidului de carbon (CO).
Ghidarea jetului cu aerul (VW) utilizeaza pentru fiecare cilindru cate o paleta de redirectionare a aerului (montate in galeria de admisie) cu ajutorul careia se controleaza curentul de aer. Astfel jetul de combustibil injectat este purtat de catre curentii de aer catre bujie. Avantajul acestei metode se datoreaza izolarii jetului de combustibil cu aer ceea ce se traduce in consum de combustibil si emisii mai mici.
Ghidarea directa a jetului (Mercedes, BMW) se obtine prin plasarea injectorului in vecinatatea bujiei. Teoretic aceasta metoda este cea mai eficienta deoarece elimina fenomenul depunerii combustibilului pepiston sau pe peretii cilindrului. De asemenea acest mod de ghidare a jetului este mai putin sensibil la fluctuatiile curentilor de aer din cilindru. Dezavantajul este data de fiabilitatea mai redusa a bujiei datorita depunerilor de carbon, depuneri provenite din arderea incompleta a combustibilului.
Sistemul de alimentare cu combustibil pentru injectie direct
Injectia directa de combustibil in cilindru necesita presiuni relativ ridicate, in jur de 40 – 130 bari. Comparativ, la un sistem de injectie indirecta presiunile se situeaza in jurul valorii de 4 bari. Presiunile mari sunt necesare pentru ca jetul de combustibil sa aiba penetratia corespunzatoare in cilindru si pentru ca pulverizarea si evaporarea sa fie cat mai eficiente. Cu toate acestea nu se poate creste mai mult presiunea de injectie pentru a avea o pulverizare si mai buna deoarece creste probabilitatea ca jetul sa aiba o penetratie foarte mare si sa atinga peretii cilindrului sau capul pistonului.
In principiu un sistem de injectie directa de benzina este compus din: rezervor de combustibil, pompa electrica de joasa presiune, filtru de combustibil, pompa de inalta presiune, rampa comuna, regulator de presiune (electro-supapa), senzor de presiune, injectoare.
Fig 3.16
Combustibilul stocat in rezervor este scos de catre pompa electrica la o presiune de 4 – 5 bari si trimis catre pompa de inalta presiune. Pompa de joasa presiune este localizata de obicei in rezervor sau in vecinatatea acestuia. Filtrul are rolul de a retine impuritatile din combustibil pentru a evita patrunderea acestora in pompa de inalta presiune, injectoare sau regulator.
Pompa de inalta presiune este antrenata de arborele cu came si trimite combustibilul catre rampa la o presiune de maxim 130 bari. Valoarea presiunii din rampa depinde de punctul de functionare al motorului (turatie si sarcina) si este controlata intre 40 si 130 de bari cu ajutorul regulatorului de presiune.
Informatia presiunii din rampa este citita de calculatorul de injectie prin intermediul unui senzor de presiune. Injectorul este componenta centrala a sistemului de injectie. Acesta preia combustibilul din rampa si-l injecteaza in cilindru. Comanda injectoarelor este facuta de calculatorul de injectie care, in functie de tipul amestecului si de punctul de functionare al motorului, regleaza momentul si durata deschiderii injectoarelor.
Modul de functionare cu amestec omogen si stratificat se poate urmarii in animatia de mai jos, pentru un motor VW FSI.
Viitorul apropiat al sistemelor de propulsie pentru automobile cu carburant fosil apartine motoarelor pe benzina cu injectie directa. Datorita performantelor acestora in ceea ce priveste consumul si puterea motoarele pe benzina cu injectie directa incep sa se apropie tot mai mult de motoarele diesel supraalimentate dar la un pret de cost mai mic. Mai mult, utilizarea supraalimentarii impreuna cu injectia directa va impinge performantele motoarelor pe benzina la nivele la care un motor diesel va ajunge foarte greu si cu costuri semnificativ mai mari.
Sistemul TFSI (Turbo Fuel Stratified Injection)
TFSI denota un motor supraalimentat (turbosupraalimentat) la care benzina este injectat direct in camera de ardere astfel incat creeaza un amestec stratificat. Tehnologia FSI mareste puterea si momentul motoarelor cu aprindere prin scanteie, le face cu 15% mai economici si reduce emisiile poluante.
A fost introdus pentru prima oara in 2000 cand Volkswagen a introdus motorul de 1,4 litri, cu injectie directa avand 4 cilindri in linie in masina Volkswagen Lupo. Sistemul a fost adaptat de la masina de curse Audi R8 folosit la cursele Le Mans si de atunci a fost profilerat de-a lungul gamei Volkswagen.
Componentele cheie pe care le include sunt:
rampa comuna de presiune inalta cu injectoare pe fiecare cilindru avand o comanda la cerintas acest sistem livreaza benzina suficianta cat sa mentina presiunea dorita in sistem
chiulasa cu patru supape pe cilindru si actionarea supapelor printr-o cama cu rola
Un sistem extern de recircularea gazelor arse
Un sistem dezvoltat de tratarea emisiilor evacuate cu un convertor catalitic tip de stocare de NOx, si senzori de NOx
Fig 3.17
Avantajele sistemului TFSI
mai buna distribuire a benzinei in interiorul camerei de ardere
In procesul de injectie benzina se evapora, racind astfel camasa cilindrului
Rapoarte mai mari de compresie ceea ce duce la putere mai mare
Combustie mai eficienta
Itinirariul tehnologic al bielei
Particularitati constructive
9
La determinarea arhitecturii bielei se urmareste sa se imbine rezistenta si rigiditatea maxima cu masa minima. Tendintele care se remarca sunt: scurtarea lungimii, renuntarea bucsei de bronz, inlocuirea in unele cazuri a bielelor forjate, cu biele turnate din fonta maleabila sau nodulara.
Conditii tehnice
9
Asigurarea unei rezistente inalte la oboseala si unei rigiditati corespunzatoare.
In ceea ce priveste geometria bielei:
se prevee ca axele alezajelor sa fie in acelasi plan si paralele;
abaterile de la coplanaritate si paralelism se admit de maximum 0,03 – 0,06 mm/100 mm din lungimea bielei;
abaterile privind distanta dintre axele alezajelor nu trebuie sa depaseasca 0,05 – 0,1 mm.
se limiteaza ovalitatea si conicitatea alezajului din piciorul bielei la 0,005 – 0,010 mm iar a celui din capul bielei la 0,008 – 0,012 mm.
bataia fetelor frontale se admite de maximum 0,1 mm.
abaterea de la perpendicularitatea axei gaurii pentru suruburi fata de suprafata de imbinare a capacului bielei se admite de cel mult 0,1 mm/100 mm;
capacul bielei trebuie sa se aseze pe intreaga suprafata de imbinare, nu se admite joc
Referitor la rugozitatea suprafetelor prelucrate se indica valorile:
Ra=1,6 gm pentru suprafata alezajului picciorului inaintea presarii bucsei
Ra=0,8 gm dupa presarea si prelucrarea definitiva a bucsei
Ra=3,2 – 1,6 gm pentru suprafata alezajului capului inainte de montarea cuzinetului;
Ra=3,2 gm pentru suprafetele frontale ale capului si piciorului bielei
Pentru a evita socurile la montajul cu bolt flotant se prescriu la piciorul bielei jocuri foarte stranse, de ordinul 5-10 gm. Acestea se pot obtine prin sortarea bielelor in grupe dimensionale dupa tolerantele de execute a alezajului piciorului bielei. La biela asamblata cu cuzinet in imbinarea cu fusul maneton, pentru asigurarea conditiilor de ungere hidrodinamica, trebuie respectat jocul in limitele Ac=(0,00045- 0,0015)dm.
La montarea capacului de biela o atentie deosebita trebuie sa se acorde strangerii suruburilor de biela, deoarece in cazul unor deformatii este posibila o uzura inegala sau chiar ruperea suruburilor. Strangerea trebuie facuta cu cheia dinamometrica dupa prescriptiile uzinei constructoare.
Materiale si semifabricate
9
Caracteristicile materialelor
Fata de conditiile de lucru, pentru materialul bielelor se impun o serie de cerinte: rezistenta mare la oboseala si solicitari cu soc; bune proprietati de forjare, care sa asigure o buna repartizare a fibrelor semifabricatului; stabilitate ridicata la operatiile de tratement termic.
Se utilizeaza:
Oteluri carbon de calitate marcile: OLC 45X; OLC50
Oteluri aliate: 40C10; 41MoC11; 41VmoC17;
Rezistenta la rupere la tractiune a otelului dupa tratamentul termic trebuie sa fie de 70-120 daN/mm2
Semifabricate
Asigurarea unei rezistente inalte la oboseala se realizeaza printr-o forjare corecta a materialului, cu o repartizare corespunzatoare a fibrelor in semifabricat si prin metode speciale de durificare a straturilor superficiale ale corpului bielei.
Semifabricatele pt biela se pot executa in doua variante:
Corpul bielei si capacul se executa independent, constituind doua piese separate;
Corpul si capul bielei fac corp comun, orificiul capului bielei are o forma eliptica, urmand ca in cursul procesului tehnologic de prelucrare emcanica sa se faca separarea capacului
In principiu semifabricatele din otel se foijeaza dupa urmatoarea succesiune informativa a operatiilor:
Debitarea materialului
Incalzirea in cuptor la temperatur de 900- 1100oC
Preforjare in matrita inchisa
Reincalzirea in cuptor la temperatura de 1100-1200oC
Matritare prealabila cu debavurarea materialului de adaos
Reincalzire in cuptor
Matritare finala
Obtinerea unui semifabricat cu fibraj corect se realizeaza prin tehnologii moderne de forjare, operatia de preforjare executandu-se pe utilaje speciale de laminare. Materialul incalzit la temperatura de forjare este introdus cu ajutorul unui cleste special intre segmentii profilati ai cilindrilor laminorului, executandu-se operatia de preforjare in limite dimensionale precise
De asemenea pentru obtinerea unui semifabricat cu suprafata forjata de calitate ridicata, lipsita de microfisuri si imprimari de oxizi, tehnologiile moderne de forjare folosesc incalzirea materialului in cuptoare electrice cu inductie, incalzirea producandu-se in limite precise de temperatura, operatiile de preforjare si matritare executandu-se din acelasi clad, nemaifiind necesare incalzirile repetate Dupa forjare procesul tehnologic se continua cu tratamentele termice – normalizare, urmata de calire si revenire – dupa care se executa operatiile de curatire si ecruisare cu alice
Tehnologia de prelucrare mecanica
Aspecte particulare
Procesul tehnologic de prelucrare mecanica a bielelor este caracterizat de prelucrarea cu o precizie inalta a alezajelordin capul si piciorului bielei si a fetelor frontale perpendiculare a acestora.
Intrucat bielele nu sunt piese rigide, este foarte important sa se aleaga o astfel de baza de asezare prin care sa se evite deformatiile ce pot aparea sub actiunea fortelor de strangere si fortelor de asschiere.
Biela si capacul acesteia nu sunt interschimbabile, deoarece sunt supuse unor prelucrari definitive in stare asamblata, la fel ca si bucsele de biela, care se prelucreaza definitiv dupa presarea acestora, pentru asigurarea preciziei inalte a dimensiunilor si a pozitiilor reciproce.
Etapele principale
La prelucrarea bielei se disting urmatoarele etape:
Alegerea si prelucrarea bazelor de asezare respectiv a suprafetelor frontale plane
Prelucrarea prealabila a alezajelor din capul si piciorul bielei
Prelucrarea suprafetelor plane de separatie ale capului si piciorului bielei
Prelucrarea gaurilor pentru suruburile de biela
Prelucrarea de finisare a alezajelor
Ajustarea si sortarea bielelor pe grupe masice
Alegerea si prelucrarea bazelor de asezare
Pentru realizarea unor suprafete plane de reazem de calitate procesul tehnologic incepe cu prelucrarea fetelor frontale a capului si piciorului bielei. Se recomanda ca la prinderea piesei sa se respecte pozitia de matritare a bielei, pt a avea o repartizare uniforma a adaosurilor de prelucrare. O asemenea asezare asigura obtinerea unor fete frontale prelucrate ale capuluisi piciorului la distantele date de planul de simetrie a semifabricatului. Prelucrarea fetelor frontale se executa prin frezare, brosare sau rectificare plana.
In cazul frezarii la o singura asezare se prelucreaza toate cele patru fete frontale, utilizandu-se in acest cop masini speciale de frezat longitudinale cu capete multiaxe.
Brosarea fetelor frontale poate fi aplicata atat la biele la care lungimea capului si piciorului este diferita, cat si la biele cu aceste mirimi fiind egale. In primul caz, prelucrarea se efectueaza in mod succesic, prin brosarea ambelor fete frontale si ambelor fete frontale ale fetelor piciorului bielei pe masini verticale de brosat. In cazul al doilea se efectueaza simultan prelucrarea fetelor frontale de pe o parte, pe agregate orizontale de brosat.
Rectificarea se aplica bielelor simetric, care au lungimea capului egala cu lungimea piciorului si ale caror fete frontale sunt in acelasi plan. Se rectifica simultan fetele frontale pe partea opusa, pe masini de rectificat plan cu platou magmetic.
Prelucrarea prealabila a alezajelor din capul si piciorul bielei
In cazul prelucrarii bielelor foijate separat, pentru prelucrarea capului bielei se utilizeaza ca baza de asezare alezajul din piciorul bielei, prelucrat prealabil, asigurandu-se astfel precizia pozitiei reciproce a capului si piciorului. Alezajul din piciorul bielei se executa prin burghiere, orientand piesa dupa contorul piciorului, cu strangere pe fata frontala. Operatia de burghiere este urmata de alezare din aceeasi prindere, pe masini de gaurit cu mai multe axe. La bielele forjate cu capac, asezandu-l pe fetele frontale prelucrate, se executa burghierea alezajului bielei pe masini cu gaurit cu capete multiaxe si strunjirea alezajului din capul bielei pe strunguri paralele; apoi se face sectionarea capului Prelucrarea suprafetelor plane de separatie ale capului bielei
Cand biela si capacul sunt semifabricate distincte se prelucreaza in mod obisnuit prin brosare pe masini verticale si mai rar, se frezeaza pe masini orizontale de frezat. La prelucrarea bielelor forjate cu capacul facand corp comun se face mai intai sectionarea capului bielei si apoi brosarea sau rectificarea suprafetelor de separatie pe masini verticale de brosat, respectiv, pe masini de rectificat plan. In ambele cazuri, de obicei, in dispozitiv se prind piesele perechi Prelucrarea gaurilor pentru suruburile de biela
Prelucrarea gaurilor pentru suruburi, atat in corpul bielei cat si in capac se executa concomitent, prin operatii de burghiere, largire, tesire, alezare, filetare pe masini de gaurit cu capete multiaxe si masa rotativa sau agregat de gaurit. Piesa se orienteaza dupa alezajele din piciorul si capul bielei, cu apasare pe suprafata frontala a capacului si corpului.
Solutia de prelucrare a gaurilor de suruburi separat la cele doua piese este folosita foarte rar si numai cu conditia ca ultimele operatii de alezare sa se execute impreuna pentru a asigura o centrare exacta a capacului si corpului bielei cu ajutorul suruburilor.
Prelucrarea de semifinisare a alezajelor din capul si piciorul bielei
Semifinisarea alezajelor se executa dupa asamblarea corpului cu capacul bielei cu ajutorul suruburilor. Prelucrarea consta din operatii de strunjire interioara din mai multe treceri si mai rar din operatii de adancire si alezare. Pentru asigurarea paralelismului axelor si distantei dintre cele doua alezaje semifinisarea se realizeaza concomitent pentru capul si piciorul bielei pe agregate speciale cu doua axe, piesele fiind mai intai centrate pe cele doua gauri si apoi stranse pe fetele frontale laterale
In unele procese tehnologice prelucrarea de finisare a alezajului din capul bielei se executa prin honuire, procedeu care evident mareste costurile de productie
Ajustarea si sortarea bielelor pe grupe masice
Operatia de ajustare a masei bielelor se executa prin frezare pe masini de frezat orizontale si consta in andepartarea de pe suprafetele celor doua capete a cantitatilor de metal suplimentare, in scopul obtinerii masei precise.
Inainte de frezare, piesele se cantaresc pe cantare speciale, atat piciorul cat si capul bielei independent, cu amrcarea adaosului in grame fata de masa maxima admisa pt o anumita grupa.
In cadrul tutror etapelor de prelucrare, un rol insemnat il au operatiile de control tehnic de calitate intermediare si final, in procesul tehnologic fiind precizate puncte de control activ, dotate cu dispozitive si aparate speciale de verificare
Suruburile de biela
9
In timpul functionarii asupra suruburilor de biela actioneaza fprta de prestrangere si fortele de inertie variabile determinate de masele de miscare de translatie si masele de misscare de rotatie care solocita surubul la intindere. Caracterul solocitarii fiind variabil se acorda o mare atentie mariri rezistentei la oboseala.
Capul surubului are o forma speciala pt a facilita montajul. Uneori corpul este prevazut cu o parte proeminenta pt centrarea capacului. Locul de trecere de la cap la corpul surubului se racordeaza cu o raza de 0,2 din diametrul corpului surubului. Cu aceeasi raza se face trecerea si spre partea filetata.
Ca material se utilizeaza: 45C10; 41CN12; 34MoCN15
Exemplu de proces tehnologic pentru prelucrarea mecanica a bielei
Tabel 4.1
Distributia Variabila
9
Varitia ridicarii supapelor
Supapele din motorul cu ardere interna sunt folosite pentru controlul curgerii incarcaturii a gazelor admisie si evacuare in camera de ardere. Momentul, durata si inaltimea de ridicare a acestor supape are un impact semnificativ asupra performantelor motoarelor. Fara o deschidere variabila a supapelor momentul deschiderii trebuie sa fie acelasi pentru toate vitezele si conditiile de exploatare a motorului astfel compromisuri sunt necesare. Un motor echipat cu distributie variabila este eliberat de constrangeri, permitand astfel sa se imbunatateasca performantele peste gama larga de conditii de exploatare.
Necesitatea variatiei ridicarii supapelor
Supapele de admisie si evacuare la motoarele conventionale sunt facute special pentru cinditiile de exploatare a masinii. Asadar, mecanismul clasic cu arbori cu came poate sa opereze cu o inaltime de ridicare fixa si moment al ridicarii optimizat pentru regimul de functionare al motorului.
In schimb, din cauza efectelor inertiale ale gazelor introduse si scoase din cilindru sistemul de supape optim este caracterizat de variatii in functie de viteza unghiulara. Prin urmare aceste motoare daca nu functioneaza la valorile optime au performante mai scazute.Este stiut faptul ca amestecul din camera de ardere trebuie sa fie unul apropiat de cel stoichiometric. Totusi acest lucru duce la pierderi prin pompaj mai ales in regimurile de functionare inferioare.
Generalitati privind varatia ridicarii supapelor
Procesul de schimb al gazelor influenteaza procesele din cilindrii motorului ceea ce afecteaza parametrii energetici §i procesele de formare a poluantilor atat la motoarele cu aspiratie naturala cat §i la motoarele supraalimentate.
Motoarele cu ardere prin scanteie conventionale au un raport de comprimare fix, care este setat la o valoare inferioara cat sa previna detonarea prematura a benzinei la sarcini mari sub acceleratii mari, viteze mari.
Majoritatea timpului insa MAS-urile functioneaza la sarcini mai mici, cu acceleratii reduse, viteze mici.
Imbunatatirea umplerii cilindrilor se poate realiza prin urmatoarele tehnologii:
utilizarea unor colectoare de admisie care sa genereze supraalimentarea sonica;
utilizarea mai multor supape pe cilindru;
utilizarea distributiei variabile.
Imbunatatirea parametrilor energetici §i minimizarea emisiilor poluante se pot realiza prin deschiderea §i inchiderea in momente optime ale supapelor de admisie §i evacuare in functie de regimul de functionare (distributie variabila).
Distributia variablia a gazelor se poate realiza utilizand diferite solutii tehnice cum ar fi: sisteme de actionare mecanice; sisteme de actionare hidraulice; sisteme electromagnetice.
Distributia variabila poate imbunatatii procentul pierderilor energetice de la intrarea in motor pana la intrarea in propulsie.
Efecte tipice rezultate din ajustarea momentelor de deschidere/inchidere
Tnchiderea cu intarziere a supapei de admisie. Prima variatie consta in tinerea supapei de admisiei deschis mai mult timp decat la motoarele clasice. Rezultatul este ca pistonul introduce inapoi aer din cilindru in galeria de admisie pe durata compresiei. Aerul umpla galeria creand astfel o presiune superioara iar la miscari repetate aerul care ajunge in cilindru are o presiune superioara. Aceasta:
Reduce fenomenul de pompaj cu 40%
Reduce emisiile de NOx cu 24%
Momentul motor maxim descreste cu numai 1%
yv 5
Inchiderea cu avans a supapei de admisie. Aceasta metoda este foarte utila la sarcini mici deoarece nevoia raportului aer/combustibil sunt mici si munca pt a umple cilindrul este relativ mare iar prin aceasta metoda se reduce fenomenul de pompaj. Totodata reduce consumul de combustibil cu 7%. Emisiile NOx sunt reduse cu 24% la sarcini partiale. Dezavantajul acestui proces este scaderea temperaturii camerei de ardere ce poate duce la cresterea emisiilor de hidrocarburi.
Deschidere cu avans a supapei de admisie. Aceasta schimbare reduce emisiile. Prin deschiderea supapei cu un avans gazele arse patrund in galeria de admisie. Aceste gaze sunt interte din punct de vedere chimic. Aceste gaze umplu cilindrul in procesul de admisie ceea ce duce la scaderea temperaturii incarcaturii. Acest fenomen are ca efect reducerea NOx-elor, imbunatateste puterea litrica.
Deschidere cu avans/intarziere a supapei de evacuare. Prin manipularea momentului de deschidere si inchidere supapei de evacuare, putem controla cantitatea de gaze arse ramasa in cilindru. Prin mentinerea deschisa a supapei cilindrul se goleste mai mult ca la admisie sa se introduca o cantitate mai mare de amestec aer/combustibil. Prin inchiderea ei cu avans o cantitate mai mare de gaze arse ramane in cilindru ceea ce creste eficienta consumului.
Modificari in procesul de schimb de gaze aduse de o distribute variabila
• Poate oferi translatarea epurelor de ridicare a supapei
Influence mecanismelor de distributie variabila asupra motoarelor cu aprindere prin scanteie
Diminuarea pierderilor prin pompaj
Pierderile prin pompaj sunt invers proportionate cu sarcina motorului iar mecanismul de distributie variabila prezinta un foarte mare potential in reducerea diagramei de pompaj . Prin modificarea timpilor de inchidere ai supapei de admisie se poate reduce chiar §i pana la zero influenta pierderilor prin pompaj la sarcini partiale §i turatii ale motorului scazute mai concret prin utilizarea strategiilor EIVC sau LIVC.
Sarcina motorului
Controlul sarcinii motorului nu se mai realizeaza prin obturatorul localizat pe traseul de admisie ci prin adaptarea timpilor de inchidere ai supapei sau supapelor de admisie, EIVC sau LIVC.
Controlul compozijiei amestecului din camera de ardere
Amestecul gazos din cilindru este format din aer proaspat, combustibil §i gaze arse ramase din ciclul anterior. In prezentul paragraf tinta principala este cantitatea de gaze reziduale. Aceasta poate fi diminuata in orice moment utilizand mecanismul de distributie variabila, deoarece ea depinde de durata §i pozitia timpului de suprapunere a deschiderii supapelor de admisie §i evacuare definite prin deschiderea supapei sau supapelor de admisie §i inchiderea celor de evacuare.
Influence asupra arderii amestecului aer combustibil
Ridicarea scazuta a supapei de admisie, la sarcini partiale, determina cre§terea vitezei de curgere a amestecului pe langa supapa ceea ce implica mic§oararea valoarii diametrului Sauter al particulelor §i, de asemenea, duce la o mai buna omogenizare a amestecului prin cre§terea turbulentei amestecului aer – combustibil. Atomizarea particulelor de combustibil are ca efect dezvoltarea flacarii intr-o perioada mai mica de timp §i o ardere mai rapida.
Eficenja volumetrica
La inceput, scopul principal pentru care a fost dezvoltat mecanismul de distributie variabila a fost imbunatatirea cuplului motor. In consecinta, prin optimizarea fazelor de distributie eficienta volumetrica a motorului cu ardere interna poate fi imbunatatita §i astfel cuplul motorului.
Comportamentul la rece $i ralanti
Prin aplicarea strategiei de LIVO, regimurile de pornire la rece si ralanti ale motorului, debitul de aer admis in cilindru, miscarea si omogenitatea sale, sunt controlate mai bine cu scopul final de a obtine o ardere cat mai completa si stabila a amestecului la sarcini si turatii reduse. Aceasta strategie functioneaza foarte bine in paralel cu injectia directa de benzina.
Consumul de combustibil $i emisiile poluante
Consumul de combustibil al motoarelor echipate cu mecanisme de distributie variabila poate fi redus cu 5 pana la 15 % fata de motoarele care utilizeaza mecanisme de distributie. Una din metodele des utilizate in acest scop este strategia EIVC cunoscuta si sub denumirea de ciclul Miller.
Autoaprinderea controlata a amestecurilor omogene prin compresie (CAI)
Aportul fundamental al mecanismelor de distributie variabila in obtinerea acestui nou concept de ardere a amestecului aer – combustibil este reprezentat de controlul cantitatii de gaze reziduale din cilindru, deoarece acestea prin proprietatile pe care le detin participa activ la autoaprinderea controlata a amestecului.
Alte influence
Mecanismele de distributie variabila permit, intr-o mare masura, §i tehnica dezactivarii unuia sau mai multor cilindri in vederea reducerii consumului de combustibil §i a emisiilor poluante. Injectia directa de benzina in camera de ardere are dezavantajul ca la sarcini §i turatii mici nu poate conduce la un amestec omogen aer-combustibil deoarece mi§carea incarcaturii este insuficenta. In acest scop, utilizand mecanismul de distributie variabila este posibila dezactivarea partiala sau totala a unei supape de admisie ceea ce permite obtinerea unei mi§cari tangentiale (SWIRL) si axiale (TUMBLE) considerabile, al caror efect este imbunatatirea miscarii aerului din cilindru care provoaca un grad superior de omogenizare a combustibilului cu aerul.
Solutii constructive
j
Pentru a realiza distributia variabila s-au dezvoltat o multitudine de siteme de actionare mecanice cum ar fi:
Mutarea camelor
Fazarea camelor
Came oscilatoare
Came cu excentricitate
cama cu profil variabil spatial longitudinal
Doi arbori combinate cu came profilate
Doi arbori combinati, coaxiali cu came profilate
Arbori cu came elicoidal
Sisteme de actionare hidraulice
Sisteme electromagnetice
Distributia cu Mutarea Camelor + Fazarea Camelor (VVT)
Mutarea camelor presupune doua profile de cama, cu un actuator care le interschimba (de obicei la o viteza specifica a motorului). Aceasta solutie poate oferi ridicare variabila cat si durata de ridicare variabila insa ajustarea este mai degraba discreta decat continua.
Fazarea camelor foloseste un variator. Acesta permite ajustarea continua a momentului ridicarii insa nu si durata si inaltimea de ridicare
Combinarea solutiei cu mutarea camelor si cea cu fazarea camelor poate satisface ambele cerinte, putere mare si flexibilitatea pe toata gama de exploatare, dar inevitabil este mai complex.
Exemple care folosesc aceasta solutie:
Toyota VVTL-i
La ora actuala aceasta solutie este cea mai sofisticata. Functiile ei puternice includ: Fazare camelor continua 2-trepte de ridicare si durata
Aplicata atat pe supapele de intrare cat si pe cele de evacuare
Implementarea se face prin schimbarea unghiului de faza a intregului arbore cu came in fata sau in spate cu ajutorul unui actuator hidraulic atasat la capatul arborelui cu came. Momentul deschiderii este calculat de managementul motorul luand in considerare rotatia, acceleratia, urcand panta sau coborand o rampa etc. Mai mult de atat variatia este continua pe o gama care atinge 60°.
Fig 5.4
Sistemul de la Toyota foloseste un singur brat balansoar pt. a actiona ambele supape de admisie. Are doua loburi de came pe acel brat, loburile avand profiluri diferite – unu cu lunga durata de deschidere (pt. viteze mari) si unul mai scurt. La viteze mici, cama lenta actioneaza bratul printr-un rulment. Cama rapida nu are nici un efect asupra balansoarului deoarece este destul spattiu sub tachtul lui hidraulic.
Cand turatia trece de un prag, acul culisant este impins de presiunea hidraulica pt a umple spatiul. Cama rapida devine efectiva. Cama rapida ofera a durata mai mare de deschidere pe cand acul ofera inaltime de ridicare.
Avantaje:
Variatia continua imbunatateste transmiterea momentului motor pe a gama larga
Variatia imbunatateste puterea la turatii mari Dezavantaje:
Complex si scump
Porsche Variocam Plus
Aceasta solutie foloseste fazarea camelor cu metoda hidraulica in loc de lanturi. Ridicarea variabila este implementata folosind tachete hidraulice. Fiecare supapa are trei loburi de came – cel din mijloc avand ridicare mai mica (3 mm) si durata mai mica de deschidere. Tachetul hidraulic consta intr-un tachet interior si unul exterior care are o forma inelara. Aceste tachete sunt legate intre ele de un ac actionat hidraulic. Astfel cama rapida actioneaza supapa, conferandu-i o ridicare mai inalta si o durata mai mare de deschidere. Daca tachetii nu sunt legate, supapa va fi actionata de cama lenta. In acest caz tachetul din exterior se misca independent de ridicarea supapei.
Avantaje:
Transmiterea momentului motor la turatii mici si medii
Variatia imbunatateste puterea la turatii mari Dezavantaje:
Mai complex si mai scump
Audi Valvelift
Comparat cu mecanismul de la Toyota sau Honda aceasta solutie este mai simpla si mai eficienta. Realizeaza ridicare variabila fara folosirea parti intermediare complexe (brate balansoare hidraulice) asadar este mai compact (nu ocupa spatiu si este mai usor) si reduce pierderile prin frecare si teoretic imbunatateste turatia. Solutia consta intr-un sistem care poate culisa intr-o directie longitudinala si schimba cama care actioneaza supapa.
Fiecare supapa poate fi actionat de o cama rapida (h=11mm) sau una lenta (5,7 mm pe una din supape si 2 mm pe cealalta in vederea imprimari unei miscari de swirl a aerului pt formarea unui amestec mai bun). Cele doua loburi sunt montate pe o singura cama. Care cama actioneaza depinde de pozitia longitudinala a piesei de cama. Acesta este controlata de o pereche de ace metalice incorporate in capacul camei. Exista o canelura spirala in arborele cu came. Cand unul dintre ace este coborat angreneaza cu canelura si impinge cama cu 7 mm in directia longitudinala. Un compartiment care contine un arc inchide cama in pozitia noua.
Fig 5.7
Trecerea inapoi se face prin acelasi mecanism cu un ac montat pe partea cealalta. Aceste schimbari dureaza un ciclu motor sau 2 revolutii a arborelui cotit.
Avantaje:
Transmiterea momentului motor pe o gama larga de turatii
Puterea la turatii mari Dezavantaje:
Complex si scump
Mercedes Camtronic
Principalul obiectiv al acestui sistem este de a reduce consumul si nu de a creste puterea. La sarcini mici sau partiale Camtronic-ul schimba la came cu ridicare mica ca sa limiteze debitul de aer admis, astfel clapeta de acceleratie ramane deschisa si reduce fenomenul de pompaj. Este un sistem cu 2 trepte. Producatorul spune ca ajunge la 80% din performantele unei distributii variabile continue dar costa doar o fractiune din ea deoarece nu necesita atatea componente. Sistemul salveaza 4% din combustibil.
2 cam profiles Actuator to move both cam-pieces
Fig 5.8
Mecanismul este destul de simplu. Arborele cu came care actioneaza supapele de admisie are un actuator de faze conventional la capat cat si componentele sistemului Camtronic. Arborele consta dintr-un ax transportator interior si doua came goale, fiecare servind 2 cilindri adiacente. Fiecare cama are 2 profile (ridicare mare si mica) care dinter ele este acttionata depinde de pozitia longitudinala a pieselor camei. Cand motorul trebuie sa schimbe profilul camei, actuatorul montat pe centru actioneaza prin doua ace la canelurile pe piesele camelor astfel rotatia arborelui cauzeaza pieselor camei sa se translateze intr-o directie longitudinala si sa antreneze cama alternativa dupa o singura revolutie a arborelui cotit.
Avantaj:
Consum
Mai ieftin de construitt Dezavantaje:
Nu creste puterea
Sistemul unic de la Rover VVC
Sistemul VVC (Variable Valve Control) poate varia continuu durata de deschidere a supapei de admisie de la unghiul minim de 220 de grade pana la 295 de grade. Aceasta solutie este contrara solutiilor prezentate mai sus care pot schimba doar momentul deschiderii in fata sau in spate dar nu pot modifica durata deschiderii. Ca rezultat sistemul permite debit mai mare in camera de ardere la turatii mari rezultand in puteri mari. Pe de alta parte, contrar sistemelor anterioare datorita continuitatii este optimizat momentul motor mediu. Aceste caracteristic ofere un compromis mai bun intre putere si flexibilitate.
La turatii mari durata deschiderii va fi lungita iar durata lnchiderii scurtata. Asadar arborele de admisie trebuie sa roteasca mai lent cand cama actioneaza supapa. Dupa ce s-a inchis supapa arborele trebuie sa accelereze sa scurteze durata de inchidere a supapei. In urmatorul ciclu arborele trebuie sa decelereze din nou cand supapa se deschide si sa accelereze la momentul lnchiderii.
Fig 5.9
Problema cu aceasta solutie este un arbore serveste mai mult cilindri, care au nevoi diferite. De exemplu daca cilindrul 1 este la faza de admisie celelate au supapele de admisie inchise. Presupunand ca motorul functioneaza la o turatie mare, cilindrul 1 are nevoie de o rotatie mai mica a arborelui cu came pe cand ceilalti rotatii mari. Ca rezultat sistemul VVC nu poate adapta un singur arbore ca motoarele conventionale. Sistemul are 4 arbori cu came la un motor cu 4 cilindri!
Ridicarea Variabila a Supapelor Continua (CVVL)
Incepand cu anul 2001, BMW a introdus noul motor pe benzina, in patru cilindri, echipat cu sistemul de distribute variabila Valvetronic. Acest motor (cod N42) a fost primul cu distributie variabila electromecanica, cu variatie continua a inaltimii de ridicare a supapelor de admisie. Datorita acestui
sistem de distribute motorul N42 avea consumul de combustibil mai mic cu 15%, comparativ cu motorul de generate mai veche.
Foto: Sistemul de distributie Valvetronic & VANOS
Sursa: BMW
De la lansarea primei versiuni de distributie vanabila, sistemul Valvetronic a fost imbunatatit continuu astfel incat sa satisfaca cerintele tot mai severe in ceea ce pnveste emisiile poluante si gazele cu efect de sera. Datorita performatelor exceptionale ale motoarelor echipate cu acest sistem de distributie BMW a produs in anul 2008 peste 2.5 milioane de motoare echipate cu Valvetronic.
Pentru a preintampina viitoarele norme de emisii poluante, BMW a demarat incepand cu anii 1990 studiul privind conceptia unui sistem de distributie variabila. Avand in vedere necesitatea de producere in masa a acestui sistem, s-a pus accent pe principiul de functionare potrivit pentru acest concept. BMW a studiat potentialul sistemelor de distributie mecanice, hidraulice si electromecanice, precum si combinatii intre acestea, iar in final s-a decis pentru utilizarea unui sistem de actionare electromecanic.
Tabel 5.1
Sursa: MTZ
Motoarele cu sistem de distributie variabila Valvetronic echipeaza toata gama de automobile BMW precum si modele Mini si Rolls Royce. A doua generate de Valvetronic a fost introdusa prima oara pe motorul N52, cu sase cilindri in linie, fund un sistem optimizat care a permis indeplinirea normelor de poluare SULEV.
Foto: Componentele sistemului de distributie Valvetronic Sursa: BMW
chiulasa
supapa de evacuare
supapa de admisie
arbore cu came evacuare
motor electric de actionare
angrenaj melcat (raport de transmitere 51:1)
arbore cu excentric
levier intermediar
arbore cu came admisie
arc de revenire levier intermediar
culbutor
reazem hidraulic culbutor
Deschidere a supapei de admisie (3) se realizeaza prin intermediul levierului intermediar (8) pozitionat intre arborele cu excentric (7) si culbutor (11). Arborele cu came (9) actioneaza asupra levierului intermediar care apasa pe supapa de admisie. Inaltimea de ridicare a supapei de admisie este ajustata in functie de pozitia arborelui cu excentric. Astfel, deschiderea supapei se realizeaza prin combinarea miscarii arborelui cu came cu cea a arborelui cu excentric.
Pentru reducerea frecarilor dintre piesele aflate in miscare, toate zonele de contact dintre arborele cu excentric (7), levier intermediar (8), culbutor si arbore cu came utilizeaza rulmenti cu role.
Foto: Sistemul de distributie Valvetronic – vedere asupra sistemului de actionare Sursa: BMW
Pozitia arborelui cu excentric permite o deschidere a supapei de admisie de: 0.27 mm la regim ralanti 9.7 mm la sarcina maxima
Sarcina motorului este controlata cu ajutorul motorului electric (5) care, in functie de pozitia pedalei de accelerate, pozitioneaza arborele cu excentric pentru a realiza deschiderea necesara a supapei de admisie. Arcul de revenire (10) are rolul de a mentine contactul intre levierul intermediar si culbutor. Timpul de raspuns al sistemului este 0.3 secunde.
Foto: Valvetronic – pozitia arborelui cu excentric pentru Foto: Valvetronic – pozitia arborelui cu excentric pentru
deschiderea minima a supapei deschiderea maxima a supapei
Sursa: BMW Sursa: BMW
Sistemul de distribute Valvetronic variaza in mod continuu inaltimea de ridicare a supapelor intre 0.27 mm (regim ralanti) si 9.7 mm (sarcina maxima). Impreuna cu sistemul VANOS, care realizeaza variatia continua a fazelor de deschidere si inchidere a supapelor de admisie si evacuare, distributia Valvetronic poate regla sarcina motorului fara a avea nevoie de o clapeta obturatoare.
Foto: Sistemul de distribute Valvetronic – varierea inaltimii de ridicare a supapelor de admisie Sursa: MTZ (BMW)
Altfel spus, pozitia pedalei de acceleratie se transforma in inaltimea de deschidere a supapei de admisie. Cand conducatorul auto apasa pe pedala de acceleratie, calculatorul de comanda a distributiei Valvetronic ajusteaza, cu ajutorul motorului electric (5), pozitia arborelui cu excentric (7), regland astfel punctul de functionare al motorului (sarcina si turatia).
Foto: Sistemul de distribute Valvetronic – pozitia minima si maxima a supapei de admisie Sursa: BMW
La motoarele cu sistem de distribute Valvetronic, in regim de functionare normala, sarcina se regleaza doar din deschiderea supapelor de admisie si nu din clapeta obturatoare. Cu toate acestea motoarele sunt echipate cu clapete obturatoare care sunt utilizate in conditii speciale:
la pornirea motorului: clapeta obturatoare este partial inchisa pentru a crea vacuum in sistemul de admisie, necesar sistemelor de reducere a poluarii; dupa pornirea motorului vacuumul este produs in continuare de o pompa de vacuum iar clapeta obturatoare se deschide complet
in cazul defectarii sistemului de distributie Valvetronic: motorul functioneaza in regim de avarie, sarcina acestuia fiind controlata cu ajutorul clapetei obturatoare
Sistemul de control al distributie Valvetronic contine motorul electric de actionare, o unitate electronica de control (calculator) si un senzor de pozitie montat pe arborele cu excentric. Rolul senzorului de pozitie este de a informa unitatea electronica de control daca arborele cu excentric are pozitia unghiulara dorita. Cererea de cuplu motor a conducatorului auto, exprimata prin pozitia pedalei de acceleratie, este trimisacalculatorului de injectie care o transforma in cantitatea de aer necesara si ulterior in inaltimea de ridicare a supapei de admisie. Aceasta informatie este trimisa unitatii de control a sistemului Valvetronic care ajusteaza pozitia arborelui cu excentric pentru a controla cantitatea de aer ce intra in cilindri.
A doua generatie de sistem de distributie Valvetronic vine cu o serie de imbunatatiri menite sa reduca timpul de raspuns al sistemului, consumul de combustibil si sa creasca puterea specifica (litrica) a
motorului. Pentru a raspunde acestor cerinte, asupra sistemului de distributie s-au efectuat urmatoarele modificari:
reducerea pierderilor prin pompaj la sarcini partiale prin optimizarea profilului de ridicare a supapelor de admisie
reducerea frecarilor dintre piesele in miscare
optimizarea arderii in cilindri
reducerea maselor pieselor
Foto: Sistemul de distributie Valvetromc – a doua generatie Sursa: BMW
Pe langa modificarile de ordin mecanic ale pieselor sistemului de actionare s-a modificat si profilul camelor de actionare, cu scopul de a optimiza procesul de ardere. Cele doua supape de admisie au profil de ridicare diferit, asimetrice. Prin acest procedeu s-a reusit crearea unui efect de vartej la curgerea aerului in cilindri care are ca impact imbunatatirea procesului de ardere, mai ales la sarcini partiale.
Foto: A doua generatie a sistemului de distributie Valvetronic – vedere a sistemului de actionare a
supapelor
Sursa: BMW
Generatia a doua a sistemului de distributie Valvetronic vine si cu imbunatatiri ale sistemului electronic de control. Astfel pozitia arborelui cu excentric este controlata direct de calculatorul de injectie, care contine si etajul de amplificare necesar pentru actionarea motorului de curent continuu.
Sistemul de distributie Valvetronic interactioneaza cu sistemul VANOS care presupune varierea fazelor de distributie. In timp ce Valvetronic realizeaza control inaltimii de deschidere ale supapelor de admisie, VANOScontroleaza momentului de deschidere si inchidere al supapelor. Cu aceste doua sisteme combinate se obtine varierea continua a inaltimii de ridicarea si a fazelor pentru supapele de admisie.
Foto: Sistemul de variere a fazelor de distributie Dublu VANOS Sursa: BMW
In 1992 motorul E34 a fost primul echipat cu distributie VANOS, care actiona doar arborele cu came pentru admisie, in doua pozitii fixe. Ulterior, in 1996, sistemul a evoluat in Dublu VANOS care permite
varierea continua a fazelor supapelor de admisie si evacuare, intre o valoarea minima si maxima. Motorul E36 a fost primul care a beneficiat de sistem de distribute Dublu VANOS.
Foto: Sistemul de variere a fazelor de distribute Dublu VANOS – componente Sursa: BMW
arbore cu came
lant de distribute (antrenare)
cilindru conducator
cilindru condus
supapa electromagnetica
Sistemul Dublu VANOS permite modificarea momentului de deschidere a supapelor prin controlul pozitiei unghiulare a arborelui cu came (1). La un sistem clasic de distribute intre lantul/cureaua de actionare si arborele cu came exista o legatura fixa, care nu permite miscarea relativa intre cele doua componente. La sistemul VANOS se poate modifica pozitia arborelui cu came in raport cu lantul de antrenare, datorita camerei hidraulice aflata intre cilindrul conducator (3) si cel condus (4). Prin controlul presiunii din acesta camera hidraulica se poate pozitiona cilindrul (4) in raport cu cilindrul (3). Presiunea de ulei este controlata prin intermediul unei supape electromagnetice (5) comandata de calculatorul de injectie. Pentru fiecare arbore, de admisie sau evacuare, exista cate o supapa electromagnetica care pot fi actionate independent una fata de cealalta.
Foto: Exemplu de fazele de distributie ale sistemului Dublu VANOS Sursa: e-automobile.ro
Sistemul VANOS ajusteaza pozitia unghiulara a celor doi arbori cu came. Rezultatul consta in cresterea cuplului motor la turatii joase si mai multa putere la turatii inalte, reducandu-se in acelasi timp consumul de combustibil si emisiile poluante.
La turatii joase arborele cu came de admisie este pozitionat astfel incat supapele de admisie sa se deschida cu intarziere, imbunatatindu-se astfel stabilitatea turatiei de ralanti. Odata cu cresterea turatiei supapele de admisie se deschid cu avans, mai mult aer patrunde in cilindri, ce are ca efect cresterea cuplului motor. La turatii foarte inalte supapele de admisie se deschid cu intarziere pentru a permite obtinerea puterii maxime.
Cu sistemul Dublu VANOS se poate controla si cantitatea de gaze arse, reziduale, ce raman in cilindri. Prin suprapunerea prelungita a timpului de deschidere a supapelor de admisie si evacuare sistemul functioneaza ca un EGR intern, prin care se reduc emisiile poluante. De asemenea varierea fazelor de distributie este utilizata si la pornirea motorului, in faza de incalzire, pentru a permite catalizatorului pe trei cai si sondei lambda sa atinga mai repede temperatura nominala de functionare.
Prin utilizarea sistemului Valvetronic, pentru prima oara pe un motor cu ardere interna cu benzina sarcina motorului poate fi controlata fara utilizarea unei clapete obturatoare. Datorita acestui avantaj pierderile de pompaj sunt reduse la minim cu efect asupra cresterii performantelor dinamice si a reducerii consumului de combustibil.
Testele efectuate asupra primului motor cu patru cilindri, echipat cu sistem de distributie Valvetronic, au aratat o reducere cu 15% a consumului de combustibili si o crestere cu 20% a
5 5
performantelor dinamice, comparativ cu motorul predecesor. Un motor pe benzina aspirat, echipat cu a doua generate de distributie Valvetronic, poate ajunge la puteri specifice de peste 90 CP/litru si cuplu motor specific de 105 Nm/litru, respectand in acelasi timp reglementarile in ceea ce priveste emisiile poluante.
Cu tehnologia Valvetronic s-a reusit reducerea consumului de combustibil pentru toata gama de motoare pe benzina, automobilele putand fi comercializate pe plan international deoarece sistemul nu este sensibil
la calitatea combustibilului. De asemenea, toate reglementarile de emisii poluante in vigoare sunt indeplinite, inclusiv cele extrem de severe cum ar fi SULEV din USA.
Sistemul de distribute variabila UniAir utilizat pe motoarele TwinAir si MultiAir de la Fiat
Colaborarea dintre grupul Schaeffler si Fiat Powertrain a avut ca rezultat proiectarea si fabricarea primuluimotor cu ardere interna, cu sistem de distribute variabila cu actionare hidraulica. Sistemul, numit UniAir, controleaza atat fazele de deschidere cat si inaltimea de ridicare a supapelor.
Foto: Sistemul de distribute variabila UniAir Sursa: INA Schaeffler
Potrivit producatorilor, un motor cu acest sistem de distribute, comparativ cu un motor cu distribute fixa, poate reduce semnificativ consumul de combustibil, iar emisiile de CO2 cu aproximativ 25%. Sistemul UniAir a debutat mai intai pe motorul MultiAir de 1.4 litri, in 4 cilindri, pe benzina, ce echipeaza Alfa MiTo, ulterior fund utilizat si pe motorul TwinAir, in 2 cilindri, pe benzina, ce echipeaza Fiat 500.
Foto: Motorul MultiAir de la Fiat Sursa: Fiat
Utilizarea sistemului de distribute UniAir vine cu o serie de avantaje : sistem de control al supapelor mai compact
imbunatatirea comportarii motorului la diferite regimuri (pornire, sarcini partiale, accelerari) reducerea emisiilor de hidrocarburi (HC) cu pana la 40%, a oxizilor de azot (NOx) cu 60% cresterea cuplului motor cu aproximativ 15%
Foto: Motorul TwinAir de la Fiat Sursa: Fiat
Sistemul UniAir este un sistem de distribute cu arbore cu came dar la care controlul supapelor de admisie se face prin comanda electrohidraulica. Un mare avantaj este ca acest sistem nu depinde de tipul motorul, se poate utiliza atat pe benzina cat si pe diesel, iar pentru actionare utilizeaza uleiul din sistemul de lubrifiere al motorului.
Foto: Sistemul de distribute variabila UniAir de pe motorul MultiAir Sursa: INA Schaeffler
Datorita controlului precis al deschiderii supapelor de admisie, sarcina motorului se poate regla fara utilizarea unui obturator, pe toata gama de turatii. In cazul unui motor diesel, sistemul UniAir permite controlul temperaturii de ardere prin varierea cantitatii de gaze arse ramase in cilindri. De asemenea, acest sistem de distributie permite si varierea raportului de comprimare, astfel incat sa se obtina o ardere completa si omogena a amestecului aer-combustibil.
Pe langa varierea fazelor de deschidere si a inaltimii de ridicare a supapelor de admisie, sistemul UniAir permite deschiderea si mchiderea supapelor de doua ori pe acelasi ciclu de admisie. Aceasta particularitate extinde suplimentar potentialul de control al procesului de ardere.
Foto: Sistemul de distributie variabila UniAir – elemente componente Sursa: Fiat
supapa electrohidraulica (comandata de calculatorul de injectie)
rezervor de ulei
pompa cu piston
culbutor de actionare
arbore cu came (contine atat camele pentru supapele de admisie cat si cele pentru evacuare)
cama admisie
cama evacuare
canal hidraulic de legatura
camera de presiune inalta
chiulasa
supapa de admisie
supapa de evacuare
Pentru deschiderea supapei de admisie (11), cama (6) apasa, prin intermediul culbutorului (4), pe pistonul pompei (3). Astfel, pompa creeaza o presiune hidraulica, care se transmite prin canele de legatura (8) la camerele de inalta presiune (9). In aceste camere se afla tijele supapelor asupra carora va actiona presiunea uleiului si le va deschide. Controlul deschiderii supapelor de admisie se face de catre supapa electrohidraulica (1), care variaza presiunea uleiului din camera (9), ceea ce va avea ca rezultat varierea fortei de apasare asupra tijei supapei (11).
La acest sistem de distributie nu exista legatura mecanica directa intre arborele cu came (5) si supapele de admisie (11). Comanda de deschidere este data prin sistemul hidraulic, a carui presiune este controlata de supapa electrohidraulica (1), comandata inchis sau deschis. Cand supapa electrohidraulica (1) este complet inchisa, datorita incompresibilitatii uleiului, sistemul se comporta ca un sistem de distributie clasic, deschiderea supapei de admisie (11) fiind legata de profilul camei (6).
Datorita gradului mare de flexibilitate al deschiderii supapelor, calculatorul de injectie contine o serie de strategii de control, activate in functie de regimul de functionare al motorului.
Foto: Sistemul de distributie UniAir – moduri de functionare
9 9
Sursa: Fiat
Full Lift (ridicare totala)
Pentru regimul de putere maxima supapa electrohidraulica este tot timpul inchisa, iar supapa de admisie se deschide pana la inaltimea maxima, urmarind profilul camei. In acest mod de functionare se obtine puterea maxima la turatii ridicate.
EIVC – Early Intake Valve Closing (inchidere cu avans a supapei de admisie)
La turatii joase, pentru a obtine un cuplu ridicat, supapa electrohidraulica este deschisa inainte de sfarsitul actionarii camei, ceea ce conduce la o inchidere cu avans a supapei de admisie. Acest mod de
functionare elimina curgerea inversa a gazelor proaspete, inapoi in galeria de admisie si maximizeaza cantitatea de aer admisa in cilindri.
Partial Load (sarcini partiale)
In domeniul sarcinilor partiale supapa electrohidraulica este de asemena actionata mai devreme, ceea ce conduce la o inchidere cu avans a supapei de admisie. Prin acest mod de actionare se poate controla cantitatea de aer din cilindri in functie de cuplul cerut de la motor.
Turatie motor
Foto: Sistemul de distribute UniAir – regimuri de functionare Sursa: MTZ
LIVO – Late Intake Valve Opening (deschidere cu intarziere a supapei de admisie)
De asemenea, in timpul actionarii camei, supapa electrohidraulica poate fi deschisa, ceea ce conduce la o ridicare partiala si cu intarziere a supapei de admisie. Astfel, se controleaza cantitatea de aer ce intra in cilindri precum si turbulenta acestuia, obtinandu-se o turatie de ralanti redusa si stabila.
Multilift (ridicari multiple)
Strategiile de control pentru sarcini partiale si pentru deschidere intarziata se pot combina intr-o singura strategie ce are ca rezultat deschiderea multipla a supapei pe ciclul de admisie. Prin acest mod de functionare se optimizeaza turbulenta in cilindri, fenomen ce are un impact pozitiv asupra procesului de ardere.
Sistemul de distribute MultiAir a fost proiectat si fabricat astfel incat sa satisfaca atat conditiile de performanta cat si de cost. S-a acordat o atentie deosebita dimensiunilor sistemului, maselor si a frecarilor dintre piesele in miscare. De asemenea, utilizarea uleiului de ungere a motorului, pentru actionarea supapelor, s-a dovedit solutia optima din punct de vedere al costurilor.
Avantajele utilizarii sistemului de distribute MultiAir sunt sintetizate in tabelul de mai jos :
Motoare cu raport de comprimare variabil
Raportul geometric de comprimare al unui motor cu ardere interna
Volumul maxim ocupat de fluidul motor atunci cand pistonul se afla la PMI se numeste volumul cilindrului si se noteaza cu Va, iar volumul minim (cand pistonul se afla la PMS) – volumul camerei de ardere din chiulasa, notat cu Vc. Raportul dintre cele doua volume se numeste raport de comprimare (geometric sau volumetric) si se noteaza cu Sv
V
V
Altfel spus, raportul geometric de comprimare este definit prin raportul dintre valoarea maxima, respectiv minima, a volumului care poate fi ocupat de catre gaze in cilindrul motorului.
Necesitatea unui raport variabil de comprimare
Luand in considerare resursele limitate de combustibil si regularile din ce in ce mai severe international privind emisiile poluante este foarte important sa se rezolve probleme fundamentale de consum si poluare. Una din aceste probleme este imbunatatirea economicitatii. Asadar orice solutie care duce la economie de combustibil, cu alte cuvinte o eficienta termica mai buna, este de interes.
O caracteristica speciala a motoarelor este gama larga in care functioneaza. Printre astea cele cu sarcini mici sau partiale au un rol important deoarece un motor de obicei functioneaza cu sarcini partiale sau nule 95% din timp. Deci functionarea la aceste regimuri defineste consumul.
Eficienta ciclului clasic Otto la sarcini partiale poate fi calculat cu:
1
Vt = 1–£-1
Cp
Solutii constructive pentru variatia raportului geometric de comprimare
Modificarea volumului camerei de ardere Vc, reprezinta principala solutie adoptata in cadrul cercetarilor din ultimii ani in domeniul motoarelor cu raport de comprimare variabil.
Principalele metode de variatie a raportului geometric de comprimare pot fi urmarite in figura 1.4. In comparatie cu motoarele clasice, principalele avantaje si dezavantaje precum si particularitatile acestor metode de variatie pentru ev, pot fi urmarite in tabelul 1.2.
BoM cu Mauottia cu Arbor* colil
FI m m
fjj Fir! Fn
Tabel 5.3
Metode de control pentru
= asemanari ^ diferente + avantaje – dezavantaje
Concluzii
Scopul acestei lucrari a fost pe langa proiectarea propriu zisa a unui motor studiul motoarelor din ziua de azi. Rezultatul acestui studiu este ca datorita cerintelor din ce in ce mai severe din punct de vedere economic si ecologic se cauta a proiecta motoare cu o eficienta cat mai mare dar cu costuri reduse si cu emisii poluante cat mai mici.
In scopul realizarii acestor cerinte se pot identifica 3 trenduri: supraalimentarea motoarelor, injectia directa de benzina si folosirea unui sistem de distributie cu deschidere variabila a supapelor. Supraalimentarea creste semnificativ performantele motoarelor prin introducerea unei cantitati mai mari de aer in camera de ardere dar din punct de vedere constructiv necesita niste compromisuri. Aceste compromisuri vin de la faptul ca aerul se incalzeste la iesirea din agregatul de supraalimentare ceea ce necesita folosirea unui intercooler. In calculele folosite acest aspect a reprezentat o adevarata provocare din cauza ca formulele folosite sunt din timpuri cand supraalimentarea si calatoria interstelara faceau parte din aceeasi categorie.
Injectia directa de benzina reduce semnificativ noxele asta datorita controlului de catre calculatorul de board.
Distributia variabila reprezinta viitorul prin avantajele numeroase pe care le aduce. Printre aceste avantaje se numara moment de torsiune pe o gama mai larga de exploatare, emisii reduse etc. Problema cea mai mare in momentul de fata sunt costurile de fabricare.
Deci, prin urmare, asadar putem afirma ca automobilul si motoarele cu ardere interna inca reprezinta principala sursa de transport si ca in ciuda problemelor evidente de poluare nu o sa dispara din cauza ca o solutie mai buna este aproape imposibil de gasit.
Ramane sa imbunatatim tehnlogiile pe care le avem in scopul atingerii unui randament superior cu costuri cat mai reduse.
Bibliografie
Corneliu Cofaru, Nicolae Ispas, Mircea Nastasoiu, s.a. – PROIECTAREA_motoarelor pentru autovehicule, 1997
BOBESCU, Gheorghe – MOTOARE_pentru automobile si tractoare, 1998
D. Abaitancei, C. Hasegan, s.a. Motoare pentru automobile si tractoare, vol.1, Constructie si tehnologie, Editura Tehnica, Bucuresti, 1978
Vasile HARA, Adrian Clenci – ADAPTIVE THERMAL ENGINE with Variable Compression Ratio and Variable Intake Valve Lift
D. Abaitancei, N.Turea – Fabricarea si repararea autovehiculelor, 1987
http://www.scritub.com/tehnica-mecanica/Supraalimentarea-motoarelor-cu41323.php
http://www.performancecar.co.nz/articles/technical-articles/advantages-and-disadvantages-of- turbocharging
http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/20-general/33-motor-turbo.html
http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/18-benzina/14-motoare-benzina-injectie-directa.html
http://wikicars.org/en/Fuel_Stratified_Injection
http://en.wikipedia.org/wiki/Turbo_fuel_stratified_injection
http://www1.eere.energy.gov/vehiclesandfuels/pdfs/success/vcr3_29_01.pdf
http://webbut.unitbv.ro/teze/rezumate/2012/rom/GrigorePaul.pdf
http://delphi.com/pdf/techpapers/2012-01-0163.pdf
http://www.autozine.org/technical_school/engine/vvt_4.htm
http://webbut.unitbv.ro/teze/rezumate/2012/rom/SoimaruCristian.pdf
http://en.wikipedia.org/wiki/Variable_valve_timing
http://auto.howstuffworks.com/camshaft2.htm
http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/20-general/86-distributie-valvetronic-vanos- bmw.html
http://vipracing.hubpages.com/hub/how-does-the-MULTIAIR-fiat-works
http://www.greencarcongress.com/2009/03/fiat-introduces.html
Anexe
Tabe
l.-Caracteristca externa a motorului
Tabel 3. – Calcule dinamice, cinematice
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: Un Motor cu Aprindere Prin Scanteie cu Puterea (ID: 164037)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.