98015378 proiectarea unui motor supraalimentat cu aprindere prin comprimare
TRANSCRIPT
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE LICENŢĂ
PROIECTAREA UNUI MOTOR SUPRAALIMENTAT CU APRINDERE PRIN
COMPRIMARE AVÂND PUTEREA DE 86 KW ŞI TURAŢIA 4000 ROT/MIN
Coordonator ştiinţific:
Conf. dr. Ing.
Absolvent:
BRAŞOV
2009
1
REZUMATUL PROIECTULUI DE DIPLOMĂ
Lucrarea intitulată “Proiectarea unui motor supraalimentat cu aprindere prin
comprimare având puterea de 86 kw şi turaţia 4000 rot/min”; care cuprinde şi un studiu
priviind agregatele de supraalimetare.
Lucrarea conţine 7 capitole şi o listă bibliografică.
În capitolul 1 se prezintă studiu de nivel al acestui motor.
În capitolul 2 se prezintă calculul termic, cinematic şi dinamic al motorului.
În capitolul 3 se prezintă calculul şi construcţia principalelor elemente componente ale
motorului.
În capitolul 4 se prezintă instalaţia de răcire cu care este echipat acest motor.
În capitolul 5 se prezintă instalaţia de ungere cu care este echipat acest motor.
În capitolul 6 se prezintă procesul tehnologic de fabricare al arborelui cu came.
În capitolul 7 se prezintă un studiu priviind agregatele de supraalimentare.
În capitolul 8 se prezintă studiul economic al acestui motor.
Cuvinte cheie: motor, injecţie directă, cammon rail, arbore cu came.
2
CUPRINS
CAP. 1. STUDIUL DE NIVEL AL ACESTUI MOTOR …………. 4
CAP. 2. CALCULUL TERMIC, CINEMATIC ŞI DINAMIC ………..... 7
CAP. 3 CALCULUL ORGANOLOGIC ……......................................…. 47
CAP.4. CALCULUL INSTALAŢIEI DE RĂCIRE CU LICHID ............. 83
CAP.5. CALCULUL INSTALAŢIEI DE UNGERE .................................. 91
CAP.6. PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICARE A
ARBORELUI CU CAME......................................................................... 94
CAP.7. STUDIUL AGREGATELOR DE SUPRAALIMENTARE .......... 99
CAP.8. CALCULUL ECONOMIC .............................................................. 112
BIBLIOGRAFIE ........................................................................................... 113
3
CAP. 1 STUDIUL DE NIVEL AL ACESTUI MOTOR
Studiul parametrilor principali ai autovehicolului 4l:
Tabelul 1.1
Marca şi Model Nr. cilindri Amplasare Cilindree Cursa Alezaj
modelarhitectura motor [cm^3] S D
Renault Megane II 1.9CDi C 4L Transv 1870 93 80Renault Laguna II 1.9CDi Ls 4L Transv 2188 92 87
Audi A4 1,9 TDI L 4L long 1896 95,5 76,5
Audi TT Coupe 1.8T C 4L transv 1781 86,4 81
Chrysler Voyager V 4L transv 2499 94 92Jeep Grand Cherokee G 4L Long 2499 94 92Mercedes C220T K 4L Long 2151 88,4 88Renault Kangoo 1.9 K 4L transv 1870 93 80Opel Astra 2.0 Di 16V Ls 4L transv 1994 90 84Volkswagen Passat L 4L long 1896 95,5 79,5Peugeot 306 K 4L transv 1905 88 83Dacia 1410 Break K 4L long 1905 88 83Opel Vectra 1.7 TD L 4L transv 1686 86 79
Tabelul 1.2
Raport de
Compr
Supapepe
Cilindru
PutereKW
Pozitiaaxului
cucame
Turaţia
rot/min
Moment motormaxim[Nm la
rot./min.]
Vitezamax
[Km/h]
Consummediu
[l/100Km]
18,3 2 86 ohc 4000 270/2000 196 5,4
18 4 110 dohc 4000 320/1750 215 6,3
19,5 2 81 ohc 4150 235/1900 198 5,4
19 5 165,4 dohc 5900 280/2200 226 8,8
21 2 85 ohc 4000 262/1800 166 8,7
21 2 85 ohc 3900 300/2000 155 9,919 4 92 dohc 4200 300/1800 195 6,221,5 2 40,2 ohc 4000 120/2250 139 6,3
4
18,5 4 60 ohc 4300 185/1800 175 5,718 2 84,6 ohc 4000 285/1900 200 5,321,8 2 66 ohc 4000 196/2250 175 6,523 2 50 ohc 4600 120/2000 160 _22 2 60 ohc 4400 168/2400 175 5,9
Fi=Motor faţă longitudinalFg=Motor faţă transversal
Alegerea motorului functie de cilindree
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
Renau
lt Meg
ane
II 1.
9CDi
Renau
lt Lag
una
II 1.
9CDi
Audi A
4 1,
9 TDI
Audi T
T Cou
pe 1
.8T
Chrys
ler V
oyag
er
Jeep
Gra
nd C
hero
kee
Mer
cede
s C22
0T
Renau
lt Kan
goo
1.9
Opel A
stra
2.0
Di 16V
Volks
wagen
Pas
sat
Peuge
ot 3
06
Dacia
1410
Bre
ak
Opel V
ectra
1.7
TD
Model[%]
cil
ind
ree[
cm
c]
Cilindree [cm^3]
Modelul de motor ales
Fig. 1.1
5
Alegerea motorului functie de putere
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
Renau
lt Meg
ane
II 1.
9CDi
Renau
lt Lag
una
II 1.
9CDi
Audi A
4 1,
9 TDI
Audi T
T Cou
pe 1
.8T
Chrys
ler V
oyag
er
Jeep
Gra
nd C
hero
kee
Mer
cede
s C22
0T
Renau
lt Kan
goo
1.9
Opel A
stra
2.0
Di 16V
Volks
wagen
Pas
sat
Peuge
ot 3
06
Dacia
1410
Bre
ak
Opel V
ectra
1.7
TD
Model[%]
Pn
[kW
]
Putere KW
Fig.1.2
6
CAP.2 CALCULUL TERMIC, CINEMATIC ŞI DINAMIC
Calculul termic al unui motor, cunoscut şi sub denumirea de " calculul ciclului de
lucru al motorului ", se efectuează în scopul determinări anticipate a parametrilor proceselor
ciclului motor, a indicilor energetici şi de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii
motorului. Aceste date ale ciclului permit stabilirea dimenşiunilor fundamentale ale
motorului, trasarea diagramei indicate şi efectuarea calculelor de rezistenţă a principalelor
piese ale motorului.
Datele iniţiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor în stare de
proiect se estimează după rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage.
Coincidenţa rezultatelor calculului cu acelor obţinute prin încercarea motorului depinde de
alegera corectă a parametrilor iniţiali, estimate dificilă îndeosebi când se realizează
motoarele de construcţie originală.
În cele ce urmează se prezintă calculul termic al motorului în tabelul 2.1 având
urmatoarele caracteristici:
Tabelul 2.1
Pn= 86 kwnn= 4000 rot/mini= 4 numărul de cilindrii
2.1 Alegerea parametrilor iniţiali:
Aceste valori sunt trecute in tabelul 2.2:
Tabelul 2.2
Temperatura initiala: T0= 323 K
Presiunea initiala: p0= 0,102*10^6 N/m2
Temperatura gazelor reziduale: Tr= 900 K Coeficientul de exces de aer: λ= 1.6 Raportul de comprimare: ε= 17
Presiunea gazelor reziduale: pr= 0,110*10^6 N/m2
7
2.2 Parametrii procesului de schimbare a gazelor
Se alege urmatoarele mărimi care sunt trecute în tabelul 2.3:
Tabelul 2.3
Presiunea la sfârşitul admisiei: pa= 0,139*10^6 N/m2
Preîncălzirea amestecului: ∆T= 15 K
Coeficientul de postardere: υp= 1.14
Se adoptă factorul de supraalimentare:
1.4
Se calculează presiunea de supraalimentare: 142800 N/mm^2
Temperatura de supraalimentare:
406.8221624 K
unde x=1.4 coeficientul izentropic al aeruluiIn continuare se calculează coeficientul gazelor reziduale:
0,019
Temperatura la sfârşitul admisiei va fi:
431.17 K
Coeficientul de umplere:
0, 94
2.3 Parametrii procesului de comprimare
Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare 1,35
Presiunea la sfârşitul comprimării:
6369727.364
Temperatura la sfarşitul comprimării:
1162.284633 K
2.4 Parametrii procesului de ardere
8
Se adoptă următoarea compoziţie a motorinei care este trecută în tabelul 2.4:
Tabelul 2.4
c= 0,875 kg
h= 0,133 kg
o= 0,01 kg
41868
Se vor mai alege următorii parametrii care sunt trecuţi în tabelul 2.5:
Tabelul 2.5
coeficientul de utilizare a căldurii: ξ= 0.8
coeficientul de creştere a presiunii: π= 1.3
Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează :
0,507
Cantitatea de aer necesară arderii:
0,811
Coeficientul teoretic de variaţie molară a încărcăturii proaspete:
1,13
Coeficientul real de variaţie molară a încărcăturii proaspete :
1,12
Căldura specifică molară medie a amestecului iniţial :
C'μv=20+17,4*10-3*Tc=40.22
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru λ >1 :
9
Temperatura la sfârşitul arderii rezultă din următoarea ecuaţie :
Tz=2003 K
Presiunea la sfârşitul arderii :
8280645.573
Gradul de destindere prealabilă:
1,49
2.5 Destinderea
Se adoptă coeficientul politropic al destinderii:
Gradul de destindere :
11.36
Presiunea la sfârşitul destinderii:
396796.114
Temperatura la sfârşitul destinderii:
1090.891586 K
Parametrii principali ai motorului
Se adoptă urmatoarele valori care sunt trecute în tabelul 2.7 :
10
Tabelul 2.7
coeficientul de rotunjire al diagramei: μr= 0,94
randamentul mecanic: ηm= 0,8
Presiunea medie a ciclului teoretic :
p'i= 1590000
Presiunea medie indicată:
1494600
Randamentul indicat al motorului:
0,48
Presiunea medie efectivă:
1195680
Randamentul efectiv al motorului:
0,38
Consumul specific efectiv de combustibil :
0.223 > 223 g/kwh
Dimensini fundamentale ale motorului. Se adoptă raportul cursă alezaj:
1.1
Capacitatea cilindrică necesară:
0,00045=0.45 dm3
Se determină alezajul şi cursa:
0,0080 m=80 mm
11
0,093 m= 93 mm
Viteza medie a pistonului:
12.4
Cilindreea totală a motorului:
1.9 l
Puterea litrică:
45.2
2.6 Diagrama indicată:
Volumul la sfârşitul cursei de admisie:
0,47l
Volumul la sfârşitul compresiei:
0,028l
Se trasează izocorele: Vb=Va
Vc=Vz
Politropa ac care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte:
Politropa destinderii zb se trasează analog:
0,04 l
Se adoptă:
unghi de avans la aprindere {20...40oRAC}
as = 35RAC
unghi de avans la DSE
adse = 4
raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei
lb = 1/3,6= 0,278
12
Xs = (S/2)*{[1-cos(as)]+(lb/4)*[1-cos(2as)]}= 8.767 mm
p''c = {1,15..1,25}*pc = 1,2*pc = 4761553.7 [N/m^2]
Xev = (S/2)*{[1-cos(aev)]+(lb/4)*(1-cos(2aev)]} = 11.275 mm
p'a = (1/2)*(pa+pb) = 267898.057 [N/m^2]
Vc'=p*D2*Xs/4= 5.922 l
Vb'=Va-PI()*D^2*Xev/4= 0,47 l
Valorile sunt trecute în tabelul 2.8
Tabelul 2.8
alfa Xp Vx px grd m l N/m^20 0 0.028125 8600010 0.00075 0.03247949 8600020 0.002963 0.04532574 8600030 0.006529 0.06602895 8600040 0.011275 0.09358549 8600050 0.016978 0.12669863 8600060 0.023381 0.16387326 8600070 0.03021 0.20352041 8600080 0.037193 0.24406084 8600090 0.044075 0.28401828 86000100 0.050633 0.32209374 86000110 0.056682 0.35721522 86000120 0.062081 0.38856005 86000130 0.06673 0.41555039 86000140 0.070567 0.43782562 86000150 0.073559 0.45519787 86000160 0.075695 0.46759876 86000170 0.076974 0.47502606 86000180 0.0774 0.47749856 86000190 0.076974 0.47502606 140225.5737200 0.075695 0.46759876 143240.8210 0.073559 0.45519787 148533.8594220 0.070567 0.43782562 156544.9944230 0.06673 0.41555039 167978.5312240 0.062081 0.38856005 183919.2848250 0.056682 0.35721522 206034.679260 0.050633 0.32209374 236929.7956270 0.044075 0.28401828 280787.821280 0.037193 0.24406084 344566.7195290 0.03021 0.20352041 440326.6901300 0.023381 0.16387326 589942.6848310 0.016978 0.12669863 834936.9572
13
320 0.011275 0.09358549 1256794.393330 0.006529 0.06602895 2012585.665340 0.002963 0.04532574 3344492.076350 0.00075 0.03247949 5244732.871360 0 0.028125 6369727.364370 0.00075 0.03247949 8280645.573380 0.002963 0.04532574 8280645.573390 0.006529 0.06602895 5023169.894400 0.011275 0.09358549 3047779.567410 0.016978 0.12669863 2087033.117420 0.023381 0.16387326 1513070.261430 0.03021 0.20352041 1154075.634440 0.037193 0.24406084 919647.9409450 0.044075 0.28401828 760871.5763460 0.050633 0.32209374 650154.2006470 0.056682 0.35721522 571257.3295480 0.062081 0.38856005 514246.7414490 0.06673 0.41555039 472840.4406500 0.070567 0.43782562 442963.3214510 0.073559 0.45519787 421933.4458520 0.075695 0.46759876 407992.8363530 0.076974 0.47502606 400034.4871540 0.0774 0.47749856 397446.9226550 0.076974 0.47502606 230000560 0.075695 0.46759876 180000570 0.073559 0.45519787 180000580 0.070567 0.43782562 150000590 0.06673 0.41555039 110000600 0.062081 0.38856005 110000610 0.056682 0.35721522 110000620 0.050633 0.32209374 110000630 0.044075 0.28401828 110000640 0.037193 0.24406084 110000650 0.03021 0.20352041 110000660 0.023381 0.16387326 110000670 0.016978 0.12669863 110000680 0.011275 0.09358549 110000690 0.006529 0.06602895 110000700 0.002963 0.04532574 110000710 0.00075 0.03247949 110000720 0 0.028125 110000
14
Diagrama indicata
0
1000000
2000000
3000000
4000000
5000000
6000000
7000000
8000000
9000000
0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5
V [l]
p [N
/m^2
]
Fig. 2.1
15
Cromanograma
0
1000000
2000000
3000000
4000000
5000000
6000000
7000000
8000000
9000000
0 90 180 270 360 450 540 630 720
alfa [grade]
pi [N
/m^2
]
Fig.2.2
16
2.7 Cinematica mecanismului bielă-manivelă
Analizele cinematice şi calculul dinamic al mecanicsmului bielă-manivelă sunt
necesare pentru determinarea forţelor care acţionează asupra pieselor motorului. Cercetările
de detaliu ale cinematicii mecanismului bielă-manivelă din cauza regimului variabil de
funcţionare, sunt foarte complexe. La determinarea sarcinilor pe piesele motorului se
folosesc însă formule simplificate obţinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a
arborelui cotit şi la regim stabilizat, care dau o precizie suficientă şi uşurează esenţial
calculul.
La o viteză unghiulară constantă de rotaţie a arborelui cotit, unghiul de rotaţie este
proporţional cu timpul şi prin urmare toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcţie
de unghiul α de rotaţie a arborelui cotit.
În calcule se consideră că poziţia iniţială pentru măsurarea unghiului α este poziţia
corespunzătoare pentru care pistonul este la distanţa maximă de la axa arborelui cotit.
Figura 2.4 Mecanismul bielă-manivelă cu piston axat
17
α - unghiul de rotaţie al manivelei la un moment dat, care se măsoara de la axa cilindrului în
sensul acelor de ceasornic
= n
30
1 - viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit, în s-1;
n - turaţia arborelui cotit, în rot/min;
R - raza manivelei (distanţa dintre axa arborelui cotit şi axa fusului maneton), în [m].
S = 2R - cursa pistonului (distanţa dintre p.m.s. şi p.m.i.) în [m].
l - lungimea bielei, în [m].
raportul λ=R/l - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei.
Tabelul 2.9
S= 0.093 m
0.046 m
0,27777778
0.167 m
βmax= 15°
Deplasarea pistonului
0,0049 m
18
439.82
Expresia deplasării pistonului:
Expresia vitezei pistonului:
Expresia acceleraţiei pistonului:
Valorile sunt trecute în tabelul 2.9
Tabelul 2.9
alfa Xp Vp apgrd. m m/s m/s^20 0 0 1042510 0,90118 4,3076 1016520 3,55977 8,4007 940330 7,8444 12,082 819940 13,5474 15,184 6643,650 20,4003 17,585 4850,960 28,0938 19,211 2946,370 36,2989 20,042 1054,480 44,689 20,107 -712,990 52,9583 19,478 -2266,4100 60,8382 18,257 -3546,4110 68,1068 16,564 -4526,6120 74,5938 14,526 -5212,6130 80,1795 12,257 -5638140 84,7895 9,856 -5856,5150 88,3848 7,3961 -5932,6160 90,9512 4,9229 -5930,7170 92,4883 2,457 -5905,2180 93 2E-15 -5892,5190 92,4883 -2,457 -5905,2200 90,9512 -4,923 -5930,7210 88,3848 -7,396 -5932,6220 84,7895 -9,856 -5856,5230 80,1795 -12,26 -5638240 74,5938 -14,53 -5212,6250 68,1068 -16,56 -4526,6260 60,8382 -18,26 -3546,4
19
270 52,9583 -19,48 -2266,4280 44,689 -20,11 -712,9290 36,2989 -20,04 1054,4300 28,0938 -19,21 2946,3310 20,4003 -17,59 4850,9320 13,5474 -15,18 6643,6330 7,8444 -12,08 8199340 3,55977 -8,401 9403350 0,90118 -4,308 10165360 0 -6E-15 10425
Cinematica mecanismului
-10000
-8000
-6000
-4000
-2000
0
2000
4000
6000
8000
10000
0 90 180 270 360
alfa[grd]
ap,V
p, X
p
-100
-90
-80
-70
-60
-50
-40
-30
-20
-10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
ap m/s^2
Xp m
Vp m/s
Fig.2.5
20
2.8. Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă
Prin calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă se urmăreşte determinarea
mărimii şi caracterului variaţiei sarcinilor care acţionează asupra pieselor motorului.
Cercetările în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcţionare. De
aceea se folosesc relaţii simplificate, obţinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a
arborelui cotit şi la regim stabilizat.
Forţele care acţionează în mecanismul bielă - manivelă
Asupra mecanismului bielă-manivelă, acţionează forţele date de presiunea gazelor din
cilindru şi forţele de inerţie ale maselor mecanismului aflate în miscare. Forţele de frecare
vor fi considerate neglijabile. Forţele de inerţie sunt constituite din forţele de inerţie ale
maselor aflate în mişcare alternativă de translaţie şi forţe de inerţie ale maselor aflate în
mişcare de rotaţie.
Pentru calculul organelor mecanismului bielă-manivelă, al sarcinilor în lagăre, pentru
cercetarea oscilaţiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime şi
medii ale acestor forţe. De aceea mărimile forţelor se vor determina pentru o serie de poziţii
succesive ale mecanismului, funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit.
Pentru determinarea forţelor din elementele mecanismului bielă-manivelă este
recomandabil să se înceapă cu determinarea forţelor care acţionează după axa cilindrului,
cercetând separat forţele de presiune a gazelor şi forţele de inerţie.
Figura 2.6 Forţele şi momentele care acţionează în mecanismul
bielă-manivelă
21
Forţa de presiune a gazelor
Forţa data de presiunea gazelor pe piston se determină cu relaţia:
[N]
Ap - aria suprafeţei capului pistonului;
pg - presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată;
0,0005 m2
D=0.080 m
Forţa de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului şi poate fi considerată
în axa bolţului de piston. Această forţă este considerată pozitivă când este orientată spre axa
arborelui cotit şi negativă când este orientată invers.
Calculul valorilor forţelor Fgse face tabelar 3.0 şi se construieşte curba Fg = f(α) graficul 2.7
Forţele de inerţie
Forţele de inerţie sunt produse de masele aflate în mişcare accelerată şi anume: piston
asamblat (piston, bolt, segmenţi, sigurantele bolţului), bielă şi arbore cotit.
Forţele de inerţie sunt îndreptate în sens opus acceleraţiei şi sunt date de formula generală:
m - masa elementelor în mişcare, în [kg];
a - acceleraţia maselor, în [m/s2].
În funcţie de felul mişcării elementelor mecanismului motor distingem următoarele
tipuri de forţe de inerţie:
a) Forţele de inerţie produse de masele elementelor aflate în mişcare de translaţie (Fj);
b) Forţele de inerţie produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mişcare de
rotaţie (Fr).
Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie
22
Aceste forţe sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenti, bolţ de
bielă şi siguranţele acestuia) şi o parte din masa bielei şi sunt considerate concentrate în axa
bolţului.
Determinarea forţelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie se face cu relaţia:
mj - masele pieselor în mişcare de translaţie, în [kg];
ap- acceleratia pistonului, în [m/s2].
Masele aflate în mişcare de translaţie se determină cu relaţia următoare:
2
mp - masa pistonului asamblat, în [kg];
m1b - masa bielei concentrată în axa bolţului şi care se consideră că execută mişcare de
translaţie, în [kg].
Forţele de inerţie Fj se pot exprima, ţinând seama de expresia acceleraţiei pistonului pentru
mecanismul bielă-manivelă axat.
Calculul valorilor forţelor Fj se face tabelar 2.10 şi se construieste curba Fj = f(α) graficul
2,7
Masele pieselor în mişcare ale mecanismului biela – manivela
Pentru simplificarea calculelor, masele pieselor în mişcare pot fi înlocuite cu mase
reduse concentrate în articulaţiile mecanismului bielă-manivelă.
Masa bielei este considerată ca fiind concentrată în cele două axe în care este
articulată, respectiv în axa ochiului bielei (m1b) şi în axa capului bielei (m2b).
Componenta m1b a masei bilei se consideră că execută mişcare de translaţie şi este
luată în calculul forţei de inerţie Fj. A doua componentă m2b se adaugă maselor rotitoare ale
mecanismului.
Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule, repartizarea masei bielei pe cele două
componente este:
3
sau, cu suficientă aproximatie:
23
În aceste condiţii, masa elementelor aflate în mişcare de translaţie alternativă se poate
determina cu relaţia:
mp - masa pistonului asamblat, în [kg];
mb - masa bielei, în [kg].
Forţele sumare care acţionează în mecanismul biela – manivela
Prin însumarea algebrică a forţelor de presiune a gazelor Fg şi forţelor de inerţie Fj,
determinate pentru diferite pozitii ale manivelei, se obţin valorile forţei sumare care
acţionează în lungul axei cilindrului.
Calculul valorilor forţei F se face tabelar 2.10 şi se construieste curba F=f(α) graficul 2.7
pcart.=1*105 N/m2= 100000 N/m2
Se alege: mb=250[kg/m^2] mb=250*Ap= 0,85 kg
mp=200[kg/m^2] mp=200*Ap= 0,72 kg
m1b=(0.2…0.3)*mb=0.275*mb= 0,233 kg
m2b=(0.8…0.7)*mb=0.725*mb= 0,616 kg
mj=mp+mb= 1,57 kg
Rezultatele acestor calcule sunt trecute în tabelul 2.10
Tabelul 2.10
alfa px*10^5 pg Fg Fj Fgrd N/m^2 N/m^2 N N N0 86000 -14000 -81.32 -15018 -1510010 86000 -14000 -81.32 -14643 -1472420 86000 -14000 -81.32 -13546 -1362730 86000 -14000 -81.32 -11811 -1189340 86000 -14000 -81.32 -9570.6 -965250 86000 -14000 -81.32 -6988.1 -706960 86000 -14000 -81.32 -4244.3 -432670 86000 -14000 -81.32 -1518.9 -160080 86000 -14000 -81.32 1027 945.6790 86000 -14000 -81.32 3264.9 3183.5100 86000 -14000 -81.32 5108.9 5027.6110 86000 -14000 -81.32 6521 6439.6120 86000 -14000 -81.32 7509.2 7427.8130 86000 -14000 -81.32 8121.9 8040.6
24
140 86000 -14000 -81.32 8436.8 8355.4150 86000 -14000 -81.32 8546.4 8465.1160 86000 -14000 -81.32 8543.6 8462.3170 86000 -14000 -81.32 8507 8425.6180 86000 -14000 -81.32 8488.6 8407.3190 140225.57 40225.6 233.66 8507 8740.6200 143240.8 43240.8 251.18 8543.6 8794.8210 148533.86 48533.9 281.92 8546.4 8828.3220 156544.99 56545 328.46 8436.8 8765.2230 167978.53 67978.5 394.87 8121.9 8516.8240 183919.28 83919.3 487.47 7509.2 7996.6250 206034.68 106035 615.93 6521 7136.9260 236929.8 136930 795.4 5108.9 5904.3270 280787.82 180788 1050.2 3264.9 4315280 344566.72 244567 1420.6 1027 2447.6290 440326.69 340327 1976.9 -1518.9 457.99300 589942.68 489943 2846 -4244.3 -1398310 834936.96 734937 4269.1 -6988.1 -2719320 1256794.4 1156794 6719.6 -9570.6 -2851330 2012585.7 1912586 11110 -11811 -701.4340 3344492.1 3244492 18847 -13546 5300.9350 5244732.9 5144733 29885 -14643 15242360 6369727.4 6269727 36420 -15018 21401370 8280645.6 8180646 47520 -14643 32877380 8280645.6 8180646 47520 -13546 33974390 5023169.9 4923170 28598 -11811 16786400 3047779.6 2947780 17123 -9570.6 7552.5410 2087033.1 1987033 11542 -6988.1 4554.2420 1513070.3 1413070 8208.2 -4244.3 3963.9430 1154075.6 1054076 6122.9 -1518.9 4604440 919647.94 819648 4761.2 1027 5788.2450 760871.58 660872 3838.9 3264.9 7103.7460 650154.2 550154 3195.7 5108.9 8304.7470 571257.33 471257 2737.4 6521 9258.4480 514246.74 414247 2406.3 7509.2 9915.4490 472840.44 372840 2165.8 8121.9 10288500 442963.32 342963 1992.2 8436.8 10429510 421933.45 321933 1870 8546.4 10416520 407992.84 307993 1789.1 8543.6 10333530 400034.49 300034 1742.8 8507 10250540 397446.92 297447 1727.8 8488.6 10216550 230000 130000 755.14 8507 9262.1560 180000 80000 464.7 8543.6 9008.3570 180000 80000 464.7 8546.4 9011.1
25
580 150000 50000 290.44 8436.8 8727.2590 110000 10000 58.088 8121.9 8180600 110000 10000 58.088 7509.2 7567.3610 110000 10000 58.088 6521 6579620 110000 10000 58.088 5108.9 5167630 110000 10000 58.088 3264.9 3322.9640 110000 10000 58.088 1027 1085.1650 110000 10000 58.088 -1518.9 -1461660 110000 10000 58.088 -4244.3 -4186670 110000 10000 58.088 -6988.1 -6930680 110000 10000 58.088 -9570.6 -9513690 110000 10000 58.088 -11811 -11753700 110000 10000 58.088 -13546 -13488710 110000 10000 58.088 -14643 -14585720 110000 10000 58.088 -15018 -14960
Forţele de inerţie
-20000
-15000
-10000
-5000
0
5000
10000
15000
20000
0 180 360 540 720
alfa [grd]
Fj [
N]
Fj
Fig. 2.7
Forţa F aplicată în axa bolţului se descompune în două componente, una de sprijin,
normală pe axa cilindrului (N) şi una după axa bielei (B):
N = F tg [N] 4
B = F
[N]cos 5
26
Calculul forţelor N şi B se face tabelar (vezi tabelul 2.11) şi se reprezintă grafic
curbele N=f(α) şi B=f(α)(graficul.2.8).
În axa fusului maneton, forţa B se descompune în două componente, una radială (Z) şi
una tangenţială (T), expresiile lor fiind următoarele:
T = B ( + ) = F( + )
sinsin
cos
6
Z = B ( + ) = F( + )
coscos
cos
7
Pe baza calculului tabelar al valorilor forţelor T şi Z (vezi tab.2.11) se trasează curbele
T=f(α) şi Z=f(α) (graficul.6.4).
Forţa tangenţială T este singura forţă care produce momentul motor. Expresia momentului
motor este:
M = T R = F( + )
R [N m] sin
cos
8
Pe baza calculului tabelar al valorilor forţelor M (vezi tab.2.11) se trasează curbele M=f(α)
(graficul.2.10).
Tabelul 2.11
alfa beta N B T Z Mgrd grd N N N N N*m0 0 0 -15100 0 -15100 010 2.7647694 -711.06 -14741 -3257.1 -14377 -126.04920 5.4516419 -1300.5 -13689 -5882.8 -12360 -227.66430 7.9835561 -1667.9 -12009 -7390.7 -9465 -286.02140 10.285436 -1751.5 -9810 -7545.9 -6268 -292.02650 12.285911 -1539.6 -7235 -6405.1 -3365 -247.87660 13.919749 -1072.1 -4457 -4282.1 -1234 -165.71970 15.130934 -432.7 -1658 -1651.7 -140.7 -63.921380 15.876081 268.954 983.17 978 -100.7 37.848790 16.12762 920.542 3314 3183.5 -920.5 123.203100 15.876081 1429.88 5227 4702.9 -2281 182.003110 15.130934 1741.28 6670.9 5455.7 -3839 211.136120 13.919749 1840.92 7652.6 5512.2 -5308 213.324130 12.285911 1751.06 8229.1 5033.9 -6510 194.812140 10.285436 1516.24 8491.9 4209.3 -7375 162.898150 7.9835561 1187.21 8547.9 3204.4 -7925 124.009160 5.4516419 807.62 8500.8 2135.4 -8228 82.6387170 2.7647694 406.889 8435.5 1062.4 -8368 41.1144
27
180 0 0 8407.3 0 -8407 0190 -2.764769 -422.1 8750.8 -1102.1 -8681 -42.6515200 -5.451642 -839.35 8834.8 -2219.3 -8551 -85.8857210 -7.983556 -1238.2 8914.7 -3341.9 -8265 -129.331220 -10.28544 -1590.6 8908.4 -4415.7 -7737 -170.887230 -12.28591 -1854.8 8716.4 -5332 -6895 -206.349240 -13.91975 -1981.9 8238.6 -5934.3 -5715 -229.659250 -15.13093 -1929.8 7393.2 -6046.4 -4254 -233.997260 -15.87608 -1679.2 6138.5 -5523 -2679 -213.741270 -16.12762 -1247.7 4491.8 -4315 -1248 -166.991280 -15.87608 -696.12 2544.7 -2531.3 -260.5 -97.9623290 -15.13093 -123.84 474.44 -472.72 40.27 -18.2944300 -13.91975 346.563 -1441 1384.3 -399 53.5713310 -12.28591 592.126 -2783 2463.4 -1294 95.3354320 -10.28544 517.371 -2898 2228.9 -1851 86.2598330 -7.983556 98.3704 -708.3 435.89 -558.2 16.869340 -5.451642 -505.91 5325 -2288.4 4808.2 -88.5621350 -2.764769 -736.06 15260 -3371.6 14882 -130.481360 0 0 21401 0 21401 0370 2.7647694 1587.69 32915 7272.6 32102 281.449380 5.4516419 3242.4 34128 14667 30816 567.6390 7.9835561 2354.28 16951 10432 13360 503.723400 10.285436 1370.53 7369.4 5668.8 4708.8 219.382410 12.285911 991.81 5478.1 4849.7 2547.7 187.682420 13.919749 982.425 2336.9 2245.5 647.29 86.9007430 15.130934 1244.93 4769.4 4752.2 404.82 183.908440 15.876081 1646.19 6017.7 5986.1 -616.1 231.662450 16.12762 2054.1 7394.7 7103.7 -2054 274.914460 15.876081 2361.9 8634 7768.4 -3768 300.636470 15.130934 2503.47 9590.9 7843.8 -5519 303.555480 13.919749 2457.45 10215 7358.3 -7086 284.766490 12.285911 2240.43 10529 6440.7 -8329 249.255500 10.285436 1892.52 10599 5253.8 -9206 203.324510 7.9835561 1460.89 10518 3943.1 -9751 152.596520 5.4516419 986.125 10380 2607.3 -10047 100.904530 2.7647694 494.981 10262 1292.4 -10180 50.0158540 0 0 10216 0 -10216 0550 -2.764769 -447.28 9272.9 -1167.9 -9199 -45.1961560 -5.451642 -859.73 9049.3 -2273.1 -8759 -87.9709570 -7.983556 -1263.8 9099.3 -3411.1 -8436 -132.008580 -10.28544 -1583.7 8869.7 -4396.5 -7703 -170.146590 -12.28591 -1781.4 8371.7 -5121.2 -6623 -198.19600 -13.91975 -1875.5 7796.2 -5615.7 -5408 -217.328610 -15.13093 -1779 6815.3 -5573.8 -3922 -215.707
28
620 -15.87608 -1469.5 5371.9 -4833.3 -2344 -187.05630 -16.12762 -960.85 3459.1 -3322.9 -960.9 -128.598640 -15.87608 -308.6 1128.1 -1122.2 -115.5 -43.4284650 -15.13093 395.004 -1513 1507.8 -128.4 58.3525660 -13.91975 1037.52 -4313 4144.1 -1195 160.378670 -12.28591 1509.19 -7092 6278.8 -3298 242.988680 -10.28544 1726.22 -9668 7436.9 -6177 287.808690 -7.983556 1648.36 -11868 7304.1 -9354 282.668700 -5.451642 1287.22 -13549 5822.6 -12234 225.335710 -2.764769 704.326 -14602 3226.2 -14241 124.856720 0 0 -14960 0 -14960 0
N,B
-30000
-25000
-20000
-15000
-10000
-5000
0
5000
10000
15000
20000
25000
30000
0 180 360 540 720
alfa [grd]
N,B
[N]
B [N]
N [N]
Forţa F aplicată în axa bolţului se descompune în două componente, una de sprijin, normală pe axa cilindrului (N) şi una după axa bielei (B)
Graficul 2.8
29
T,Z
-30000
-25000
-20000
-15000
-10000
-5000
0
5000
10000
15000
20000
25000
30000
0 180 360 540 720
alfa [grd]
T,Z
[N]
În axa fusului maneton, forţa B se descompune în două componente, una radială (Z) şi una tangenţială (T)
T [N]
Z [N]
Graficul 2.9
Momentul motor
-600-550-500-450-400-350-300-250-200-150-100-50
050
100150200250300350400450500550600
0 180 360 540 720
alfa [grd]
M [N
*m]
M N*m
Graficul 2.10
30
Momentul total al motorului policilindric
Momentul motor total se obţine prin însumarea momentelor obţinute pentru fiecare
cilindru al motorului tinând cont de ordinea de funcţionare a acestora şi de configuraţia
arborelui cotit. De asemenea, se poate obţine suma momentelor ce acţionează asupra
fiecărui fus palier al arborelui cotit.
Se stabileşte variaţia momentului motor total funcţie de unghiul α de rotaţie a
arborelui cotit, precum şi valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se
calculează puterea dezvoltată de motor care se compară cu puterea obţinută la calculul
termic.
Ca pozitie de pornire (α=0) se consideră poziţia corespunzătoare p.m.s. a primului
cilindru, aflat la admisie.
Alegerea ordinii de lucru
Pentru realizarea unei succesiuni optime de funcţionare a cilindrilor motorului şi o
echilibrare naturală cât mai completă a forţelor de inerţie şi momentelor acestora, trebuie
stabilită o anumită poziţie relativă a manivelelor arborelui cotit.
Succesiunea optimă de funcţionare a cilindrilor se stabileşte din condiţia distribuţiei
uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindri vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii
prea mari pe fusurile paliere dintre aceştia. Trebuie să se aibă în vedere şi circulaţia
încărcăturii proaspete în conducta de admisie, adică asigurarea unui număr minim de
schimbări de direcţie a curentului în conducta de admisie şi evitarea interceptării
încărcăturii destinate unui cilindru de către un cilindru vecin cu canal de admisie mai scurt.
Această interceptare provoacă o creştere a neuniformitătii umplerii cilindrilor.
Pentru o echilibrare naturală cât mai completă a forţelor de inerţie şi a momentelor
acestor forţe trebuie căutate acele poziţii relative ale manivelelor arborelui cotit pentru care
forţele cetrifuge şi forţele de inerţie de ordinul unu şi doi se anulează reciproc. De
asemenea, pentru echilibrarea momentelor date de forţele de inerţie, trebuie ca manivelele
să fie dispuse "în oglindă", adică manivelele egal depărtate de mijlocul arborelui cotit să se
afle în acelaşi plan şi orientate în acelaşi sens.
Ţinând seama de cele prezentate mai sus, pentru un motor cu număr cunoscut de
cilindri şi timpi, se stabileşte o anumită formă a arborelui cotit şi o ordine de lucru optimă a
cilindrilor motorului.
Ordinea de lucru a cilindrilor 1-3-4-2
31
0
180 360 540 720
alfa
1 A C D E
2 C D E A
3 E A C D
4 D E A C
Calculul momentului total al motorului
În timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg în mod diferit fazele ciclului motor, în
funcţie de ordinea de lucru aleasă şi de geometria arborelui cotit.
Pentru calculele ulterioare este necesară atât determinarea momentului motor total cât şi a
momentelor de torsiune care solicită fiecare fus palier în parte.
Ţinând cont de cele expuse mai sus, momentul motor policilindric este alcătuit din
două componente:
componentă creată de forţa tangentială care acţionează asupra cotului corespunzător
cilindrului dat şi care depinde numai de unghiul de rotaţie al arborelui cotit;
o componentă dată de momentul sumar al forţelor care acţionează în cilindrii
anteriori cotului respectiv şi depinde de numărul de cilindri şi de ordinea lor de
lucru.
Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie
Calculul momentului total se exemplifică pe un motor cu 4 cilindri în linie, în 4 timpi.
Unghiul de decalaj între doua aprinderi succesive este dat de relaţia :
φ - unghiul de decalaj
φ= 180 °
32
Însumarea momentelor
Pe baza calculului tabelar al valorilor forţelor M (vezi tab.2.11) se trasează curba
M1-4=f(α) (graficul.6.6).
Rezultanta forţelor maneton
Rezultanta forţelor palier
Pe baza calculului tabelar al valorilor rezultantei forţelor din maneton Rm şi valorilor
rezultantei forţelor din palier Rp se trasează curbele Rm=f(α) (graficul.2.12) şi Rp=f(α)
(graficul.2.13). Pe baza tabelului 2.10 se vor trasa şi diagramele polare ale fusului maneton
(graficul.2.14) respective fusului palier (graficul.2.15)
Tabelul 2.12
alfa M0-1 M1 M1-2 M2 M1-3 M3 M1-4 M4[grd] N*m N*m N*m N*m N*m N*m N*m N*m Pal 0-1 Pal 1-2 Pal 2-3 Pal 3-4 0 0 0 0 0 0 0 0 010 -126.05 -126 -171.25 -45.2 -213.9 -42.651 67.552 281.420 -227.66 -227.7 -315.64 -87.97 -401.52 -85.886 166.08 567.630 -286.02 -286 -418.03 -132 -547.36 -129.33 -143.64 403.740 -292.03 -292 -462.17 -170.1 -633.06 -170.89 -413.68 219.450 -247.88 -247.9 -446.07 -198.2 -652.41 -206.35 -464.73 187.760 -165.72 -165.7 -383.05 -217.3 -612.71 -229.66 -525.8 86.970 -63.921 -63.92 -279.63 -215.7 -513.63 -234 -329.72 183.980 37.8487 37.849 -149.2 -187.1 -362.94 -213.74 -131.28 231.790 123.203 123.2 -5.3952 -128.6 -172.39 -166.99 102.53 274.9100 182.003 182 138.57 -43.43 40.6127 -97.962 341.25 300.6110 211.136 211.14 269.49 58.352 251.194 -18.294 554.75 303.6120 213.324 213.32 373.7 160.38 427.273 53.5713 712.04 284.8130 194.812 194.81 437.8 242.99 533.135 95.3354 782.39 249.3140 162.898 162.9 450.71 287.81 536.966 86.2598 740.29 203.3150 124.009 124.01 406.68 282.67 423.547 16.869 576.14 152.6160 82.6387 82.639 307.97 225.34 219.412 -88.562 320.32 100.9170 41.1144 41.114 165.97 124.86 35.4894 -130.48 85.505 50.02180 0 0 0 0 0 0 0 0190 -42.651 -42.65 -168.7 -126 112.748 281.449 67.552 -45.2200 -85.886 -85.89 -313.55 -227.7 254.05 567.6 166.08 -88210 -129.33 -129.3 -415.35 -286 -11.63 403.723 -143.64 -132220 -170.89 -170.9 -462.91 -292 -243.53 219.382 -413.68 -170230 -206.35 -206.3 -454.23 -247.9 -266.54 187.682 -464.73 -198240 -229.66 -229.7 -395.38 -165.7 -308.48 86.9007 -525.8 -217250 -234 -234 -297.92 -63.92 -114.01 183.908 -329.72 -216
33
260 -213.74 -213.7 -175.89 37.849 55.7689 231.662 -131.28 -187270 -166.99 -167 -43.788 123.2 231.126 274.914 102.53 -129280 -97.962 -97.96 84.041 182 384.677 300.636 341.25 -43.4290 -18.294 -18.29 192.84 211.14 496.397 303.555 554.75 58.35300 53.5713 53.571 266.89 213.32 551.661 284.766 712.04 160.4310 95.3354 95.335 290.15 194.81 539.402 249.255 782.39 243320 86.2598 86.26 249.16 162.9 452.482 203.324 740.29 287.8330 16.869 16.869 140.88 124.01 293.475 152.596 576.14 282.7340 -88.562 -88.56 -5.9234 82.639 94.9806 100.904 320.32 225.3350 -130.48 -130.5 -89.366 41.114 -39.351 50.0158 85.505 124.9360 0 0 0 0 0 0 0 0370 281.449 281.45 238.8 -42.65 193.601 -45.196 67.552 -126380 567.6 567.6 481.71 -85.89 393.744 -87.971 166.08 -228390 403.723 403.72 274.39 -129.3 142.383 -132.01 -143.64 -286400 219.382 219.38 48.495 -170.9 -121.65 -170.15 -413.68 -292410 187.682 187.68 -18.667 -206.3 -216.86 -198.19 -464.73 -248420 86.9007 86.901 -142.76 -229.7 -360.09 -217.33 -525.8 -166430 183.908 183.91 -50.089 -234 -265.8 -215.71 -329.72 -63.9440 231.662 231.66 17.92 -213.7 -169.13 -187.05 -131.28 37.85450 274.914 274.91 107.92 -167 -20.675 -128.6 102.53 123.2460 300.636 300.64 202.67 -97.96 159.245 -43.428 341.25 182470 303.555 303.56 285.26 -18.29 343.613 58.3525 554.75 211.1480 284.766 284.77 338.34 53.571 498.716 160.378 712.04 213.3490 249.255 249.26 344.59 95.335 587.578 242.988 782.39 194.8500 203.324 203.32 289.58 86.26 577.392 287.808 740.29 162.9510 152.596 152.6 169.47 16.869 452.134 282.668 576.14 124520 100.904 100.9 12.342 -88.56 237.677 225.335 320.32 82.64530 50.0158 50.016 -80.465 -130.5 44.3907 124.856 85.505 41.11540 0 0 0 0 0 0 0 0550 -45.196 -45.2 236.25 281.45 110.203 -126.05 67.552 -42.7560 -87.971 -87.97 479.63 567.6 251.965 -227.66 166.08 -85.9570 -132.01 -132 271.71 403.72 -14.307 -286.02 -143.64 -129580 -170.15 -170.1 49.236 219.38 -242.79 -292.03 -413.68 -171590 -198.19 -198.2 -10.507 187.68 -258.38 -247.88 -464.73 -206600 -217.33 -217.3 -130.43 86.901 -296.15 -165.72 -525.8 -230610 -215.71 -215.7 -31.799 183.91 -95.72 -63.921 -329.72 -234620 -187.05 -187.1 44.611 231.66 82.4601 37.8487 -131.28 -214630 -128.6 -128.6 146.32 274.91 269.519 123.203 102.53 -167640 -43.428 -43.43 257.21 300.64 439.211 182.003 341.25 -98650 58.3525 58.352 361.91 303.56 573.044 211.136 554.75 -18.3660 160.378 160.38 445.14 284.77 658.468 213.324 712.04 53.57670 242.988 242.99 492.24 249.26 687.055 194.812 782.39 95.34680 287.808 287.81 491.13 203.32 654.03 162.898 740.29 86.26690 282.668 282.67 435.26 152.6 559.274 124.009 576.14 16.87700 225.335 225.34 326.24 100.9 408.878 82.6387 320.32 -88.6710 124.856 124.86 174.87 50.016 215.986 41.1144 85.505 -130
34
720 0 0 0 0 0 0 0 0
Insumarea momentelor
-1000
-800
-600
-400
-200
0
200
400
600
800
1000
0 180 360 540 720
alfa [grd]
M1-
4 [N
*m]
Graficul 2.11
Tabelul 2.13
alfa T Z Rm T1 Z1 alfa T2 Z2
grd
. N N N N N [grd] N N
0 0 18048 18048 0 18047.7 540 0 10931
10 -3892.8 17183 17618 -3893 17182.9 550 -1333.7 10505
20 -7029.5 14770 16357 -7030 14769.8 560 -2660.7 10252
30 -8827.9 11306 14344 -8828 11305.9 570 -3978.1 9838
40 -9006.9 7481.5 11709 -9007 7481.5 580 -5189.2 9092.3
50 -7634.6 4010.6 8623.9 -7635 4010.64 590 -6116.3 7909.6
60 -5087.4 1466.5 5294.6 -5087 1466.51 600 -6705.2 6457
70 -1934 164.75 1941 -1934 164.75 610 -6651.8 4680.3
80 1216.81 125.23 1223.2 1216.8 125.232 620 -5761.8 2794.8
35
90 3857.82 1115.5 4015.9 3857.8 1115.52 630 -3950.2 1142.2
100 5675.43 2752.9 6307.9 5675.4 2752.91 640 -1312.3 135.06
110 6573.52 4625.3 8037.7 6573.5 4625.25 650 1838.7 156.63
120 6636.66 6391 9213.6 6636.7 6391.01 660 4996 1440.2
130 6058.5 7834.8 9904 6058.5 7834.8 670 7550.9 3966.7
140 5065.15 8874.9 10219 5065.1 8874.9 680 8934.6 7421.5
150 3855.72 9535.4 10285 3855.7 9535.37 690 8770.5 11232
160 2569.42 9900.7 10229 2569.4 9900.74 700 6989.6 14686
170 1278.36 10069 10150 1278.4 10069.5 710 3872.3 17093
180 0 10117 10117 0 10116.5 720 0 17955
190 -1286.7 10135 10217 -1287 10135.5 10 -3892.8 17183
200 -2591 9983.9 10315 -2591 9983.92 20 -7029.5 14770
210 -3893.1 9627.8 10385 -3893 9627.79 30 -8827.9 11306
220 -5125.5 8980.6 10340 -5125 8980.64 40 -9006.9 7481.5
230 -6147 7949.2 10049 -6147 7949.24 50 -7634.6 4010.6
240 -6756.4 6506.3 9379.8 -6756 6506.31 60 -5087.4 1466.5
250 -6968.7 4903.3 8520.9 -6969 4903.3 70 -1934 164.75
260 -6222.4 3018.2 6915.8 -6222 3018.23 80 1216.8 125.23
270 -4609.7 1332.9 4798.6 -4610 1332.93 90 3857.8 1115.5
280 -2244.1 230.96 2256 -2244 230.959 100 5675.4 2752.9
290 538.343 45.859 540.29 538.34 45.8595 110 6573.5 4625.3
300 3202.28 923.09 3332.7 3202.3 923.095 120 6636.7 6391
310 5109.21 2684 5771.3 5109.2 2684 130 6058.5 7834.8
320 5682.61 4720.2 7387.3 5682.6 4720.23 140 5065.1 8874.9
330 4649.46 5954.6 7554.7 4649.5 5954.56 150 3855.7 9535.4
340 2413.89 5071.8 5617 2413.9 5071.84 160 2569.4 9900.7
350 421.664 1861.3 1908.4 421.66 1861.26 170 1278.4 10069
360 0 -314.3 314.26 0 -314.255 180 0 10117
370 2236.52 -9872 10122 2236.5 -9872.17 190 -1286.7 10135
380 4932.25 -10363 11477 4932.2 -10363.2 200 -2591 9983.9
390 2980.06 -3817 4842.2 2980.1 -3816.56 210 -3893.1 9627.8
400 2546.18 -2115 3310 2546.2 -2114.97 220 -5125.5 8980.6
410 2558.46 -1344 2890 2558.5 -1344.02 230 -6147 7949.2
36
420 2245.5 -647.3 2336.9 2245.5 -647.291 240 -6756.4 6506.3
430 2938.85 -250.3 2949.5 2938.8 -250.35 250 -6968.7 4903.3
440 5072.59 522.06 5099.4 5072.6 522.061 260 -6222.4 3018.2
450 6905.13 1996.7 7188 6905.1 1996.67 270 -4609.7 1332.9
460 8077.67 3918.1 8977.8 8077.7 3918.14 280 -2244.1 230.96
470 8457.97 5951.2 10342 8458 5951.18 290 538.34 45.859
480 8102.06 7802.2 11248 8102.1 7802.17 300 3202.3 923.09
490 6791.87 8783.2 11103 6791.9 8783.18 310 5109.2 2684
500 5638.83 9880.1 11376 5638.8 9880.09 320 5682.6 4720.2
510 4278.91 10582 11414 4278.9 10581.9 330 4649.5 5954.6
520 2849.71 10981 11345 2849.7 10980.8 340 2413.9 5071.8
530 1414.22 11140 11229 1414.2 11139.6 350 421.66 1861.3
540 0 10931 10931 0 10931.1 360 0 -314.3
550 -1333.7 10505 10590 -1334 10505.2 370 2236.5 -9872
560 -2660.7 10252 10592 -2661 10252.5 380 4932.2 -10363
570 -3978.1 9838 10612 -3978 9838 390 2980.1 -3817
580 -5189.2 9092.3 10469 -5189 9092.31 400 2546.2 -2115
590 -6116.3 7909.6 9998.5 -6116 7909.57 410 2558.5 -1344
600 -6705.2 6457 9308.8 -6705 6457.02 420 2245.5 -647.3
610 -6651.8 4680.3 8133.4 -6652 4680.31 430 2938.8 -250.3
620 -5761.8 2794.8 6403.9 -5762 2794.82 440 5072.6 522.06
630 -3950.2 1142.2 4112 -3950 1142.22 450 6905.1 1996.7
640 -1312.3 135.06 1319.3 -1312 135.063 460 8077.7 3918.1
650 1838.66 156.63 1845.3 1838.7 156.629 470 8458 5951.2
660 4995.98 1440.2 5199.4 4996 1440.15 480 8102.1 7802.2
670 7550.9 3966.7 8529.4 7550.9 3966.68 490 6791.9 8783.2
680 8934.65 7421.5 11615 8934.6 7421.52 500 5638.8 9880.1
690 8770.54 11232 14251 8770.5 11232.4 510 4278.9 10582
700 6989.64 14686 16264 6989.6 14686 520 2849.7 10981
710 3872.32 17093 17526 3872.3 17092.7 530 1414.2 11140
720 0 17955 17955 0 17955.3 540 0 10931
Continuare Tabelul 2.13
T1/2 Z1/2 T2/2 Z2/2 T' Z' Rm Rp Rp
37
med med
N N N N N N N N N
0 9023.8 0 5465.5 3558.3 0 8522.5 3558.3 4238.3
-1946 8591.5 -666.8411 5252.6 3338.8 1279.5 8522.5 3575.6 4238.3
-3515 7384.9 -1330.353 5126.2 2258.6 2184.4 8522.5 3142.1 4238.3
-4414 5653 -1989.048 4919 733.96 2424.9 8522.5 2533.6 4238.3
-4503 3740.8 -2594.613 4546.2 -805.4 1908.8 8522.5 2071.8 4238.3
-3817 2005.3 -3058.16 3954.8 -1949 759.13 8522.5 2092.1 4238.3
-2544 733.25 -3352.603 3228.5 -2495 -808.9 8522.5 2623.1 4238.3
-967 82.375 -3325.887 2340.2 -2258 -2359 8522.5 3265.3 4238.3
608 62.616 -2880.915 1397.4 -1335 -3489 8522.5 3735.9 4238.3
1929 557.76 -1975.091 571.11 -13.35 -3904 8522.5 3904 4238.3
2838 1376.5 -656.1678 67.532 1308.9 -3494 8522.5 3731 4238.3
3287 2312.6 919.3307 78.314 2234.3 -2367 8522.5 3255.3 4238.3
3318 3195.5 2497.99 720.08 2475.4 -820.3 8522.5 2607.8 4238.3
3029 3917.4 3775.452 1983.3 1934.1 746.2 8522.5 2073 4238.3
2533 4437.5 4467.323 3710.8 726.69 1934.7 8522.5 2066.7 4238.3
1928 4767.7 4385.269 5616.2 -848.5 2457.4 8522.5 2599.8 4238.3
1285 4950.4 3494.822 7343 -2393 2210.1 8522.5 3257.2 4238.3
639 5034.7 1936.161 8546.4 -3512 1297 8522.5 3743.5 4238.3
0 5058.3 0 8977.7 -3919 0 8522.5 3919.4 4238.3
-643 5067.7 -1946.377 8591.5 -3524 -1303 8522.5 3756.9 4238.3
-1296 4992 -3514.758 7384.9 -2393 -2219 8522.5 3263.6 4238.3
-1947 4813.9 -4413.968 5653 -839.1 -2467 8522.5 2606.2 4238.3
-2563 4490.3 -4503.428 3740.8 749.57 -1941 8522.5 2080.4 4238.3
-3073 3974.6 -3817.294 2005.3 1969.3 -743.8 8522.5 2105.1 4238.3
-3378 3253.2 -2543.708 733.25 2519.9 834.49 8522.5 2654.5 4238.3
-3484 2451.6 -966.998 82.375 2369.3 2517.3 8522.5 3456.9 4238.3
-3111 1509.1 608.4072 62.616 1446.5 3719.6 8522.5 3991 4238.3
-2305 666.47 1928.909 557.76 108.71 4233.8 8522.5 4235.2 4238.3
-1122 115.48 2837.716 1376.5 -1261 3959.8 8522.5 4155.7 4238.3
269 22.93 3286.761 2312.6 -2290 3017.6 8522.5 3787.9 4238.3
1601 461.55 3318.332 3195.5 -2734 1717.2 8522.5 3228.5 4238.3
38
2555 1342 3029.248 3917.4 -2575 474.64 8522.5 2618.8 4238.3
2841 2360.1 2532.573 4437.5 -2077 -308.7 8522.5 2100.2 4238.3
2325 2977.3 1927.862 4767.7 -1790 -396.9 8522.5 1833.9 4238.3
1207 2535.9 1284.711 4950.4 -2414 77.764 8522.5 2415.7 4238.3
211 930.63 639.1818 5034.7 -4104 428.35 8522.5 4126.4 4238.3
0 -157.1 0 5058.3 -5215 0 8522.5 5215.4 4238.3
1118 -4936 -643.3695 5067.7 -10004 -1762 8522.5 10158 4238.3
2466 -5182 -1295.505 4992 -10174 -3762 8522.5 10847 4238.3
1490 -1908 -1946.547 4813.9 -6722 -3437 8522.5 7549.7 4238.3
1273 -1057 -2562.748 4490.3 -5548 -3836 8522.5 6744.8 4238.3
1279 -672 -3073.495 3974.6 -4647 -4353 8522.5 6366.9 4238.3
1123 -323.6 -3378.194 3253.2 -3577 -4501 8522.5 5749.1 4238.3
1469 -125.2 -3484.344 2451.6 -2577 -4954 8522.5 5583.9 4238.3
2536 261.03 -3111.206 1509.1 -1248 -5647 8522.5 5783.8 4238.3
3453 998.33 -2304.86 666.47 331.87 -5757 8522.5 5767 4238.3
4039 1959.1 -1122.051 115.48 1843.6 -5161 8522.5 5480.3 4238.3
4229 2975.6 269.1714 22.93 2952.7 -3960 8522.5 4939.5 4238.3
4051 3901.1 1601.14 461.55 3439.5 -2450 8522.5 4222.8 4238.3
3396 4391.6 2554.603 1342 3049.6 -841.3 8522.5 3163.5 4238.3
2819 4940 2841.305 2360.1 2579.9 21.887 8522.5 2580 4238.3
2139 5291 2324.729 2977.3 2313.7 185.28 8522.5 2321.1 4238.3
1425 5490.4 1206.947 2535.9 2954.5 -217.9 8522.5 2962.5 4238.3
707 5569.8 210.8322 930.63 4639.2 -496.3 8522.5 4665.6 4238.3
0 5465.5 0 -157.1 5622.7 0 8522.5 5622.7 4238.3
-667 5252.6 1118.259 -4936 10189 1785.1 8522.5 10344 4238.3
-1330 5126.2 2466.124 -5182 10308 3796.5 8522.5 10985 4238.3
-1989 4919 1490.029 -1908 6827.3 3479.1 8522.5 7662.6 4238.3
-2595 4546.2 1273.088 -1057 5603.6 3867.7 8522.5 6808.8 4238.3
-3058 3954.8 1279.229 -672 4626.8 4337.4 8522.5 6341.9 4238.3
-3353 3228.5 1122.748 -323.6 3552.2 4475.4 8522.5 5713.7 4238.3
-3326 2340.2 1469.424 -125.2 2465.3 4795.3 8522.5 5391.9 4238.3
-2881 1397.4 2536.293 261.03 1136.4 5417.2 8522.5 5535.1 4238.3
-1975 571.11 3452.563 998.33 -427.2 5427.7 8522.5 5444.4 4238.3
39
-656 67.532 4038.833 1959.1 -1892 4695 8522.5 5061.7 4238.3
919 78.314 4228.984 2975.6 -2897 3309.7 8522.5 4398.6 4238.3
2498 720.08 4051.03 3901.1 -3181 1553 8522.5 3539.9 4238.3
3775 1983.3 3395.933 4391.6 -2408 -379.5 8522.5 2438 4238.3
4467 3710.8 2819.417 4940 -1229 -1648 8522.5 2055.9 4238.3
4385 5616.2 2139.453 5291 325.25 -2246 8522.5 2269.2 4238.3
3495 7343 1424.856 5490.4 1852.6 -2070 8522.5 2777.9 4238.3
1936 8546.4 707.1099 5569.8 2976.6 -1229 8522.5 3220.3 4238.3
0 8977.7 0 5465.5 3512.1 0 8522.5 3512.1 4238.3
Rm
0
5000
10000
15000
20000
25000
30000
0 180 360 540 720
alfa [grd]
Rm
[N
]
Rm med
Rm [N]
Rm med [N]
Rm-forta rezultanta
Fig. 2.12
40
0
5000
10000
15000
20000
0 180 360 540 720
Rp [N]
Rp med [N]
alfa [grd]
Rezultanta fortelor la palier
Rp [N]
Rp med [N]
Fig. 2.13
41
Diagrama polara a fusului maneton
-30000
-25000
-20000
-15000
-10000
-5000
0
5000
10000
15000
20000
25000
30000
-30000 -25000 -20000 -15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000 20000 25000 30000Z [N]
T [N]
T [N]
Z [N]
Fig. 2.14
Diagrama polara a fusului palier
-20000
-15000
-10000
-5000
0
5000
10000
15000
20000
-20000 -15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000 20000
T' [N]
T' [N]
Z' [N] Z' [N]
Fig. 2.15
42
2.9.Caracteristica externă
2.9.1. Curba puterii
Se alege:
Ce=0.6 coeficient de elasticitate
Ca=1.16 coeficient de adaptabilitate
2400 rot/min
0.8
1.2
-1
kW
Curba cuplului
Nm
Consumul specific
[g/kw*h]
Cmin=223 [g/kw*h]
Consumul orar
[kg/h]
43
Tabelul. 2.14
n[rot/min] Pe[kw] Me[N*m] ce[g/kw*h] Ce[kg/h]1000 22,3063 198,2484 165,8618 3,6997561200 27,606 204,4586 160,824 4,4397071400 33,0348 209,7134 156,7942 5,1796581600 38,528 214,0127 153,6443 5,9196091800 44,0213 217,3567 151,2806 6,6595612000 49,45 219,7452 149,6362 7,3995122200 54,7498 221,1783 148,6667 8,1394632400 59,856 221,6561 148,3463 8,8794142600 64,7043 221,1783 148,6667 9,6193652800 69,23 219,7452 149,6362 10,359323000 73,3688 217,3567 151,2806 11,099273200 77,056 214,0127 153,6443 11,839223400 80,2273 209,7134 156,7942 12,579173600 82,818 204,4586 160,824 13,319123800 84,7638 198,2484 165,8618 14,059074000 86 191,0828 172,0817 14,799024200 0 0 190,36 5,26
44
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
220
240
1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000 4200
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
Me[N*m]
ce[g/kw*h]
Pe[kw]
Ce[kg/h]
Fig. 2.16 Caracteristica externa
45
CAP. 3 CALCULUL ORGANOLOGIC
3.1 Blocul motor şi chiulasa Blocul de cilindri preia eforturile de explozie şi forţele de inerţie ale mecanismului biela manivela. Condiţia esentiala pe care trebuie sa o aibă un bloc este aceea de a asigura o rigiditate maxima. Blocurile de cilindri se confectionează din fontă cenuşie Fc 200; Fc210; Fc240; Fc250; Fc280 STAS568-87. Dacă blocul nu are camaşile amovibile el se toarnă din fontă de calitate pentru cilindri. Chiulasa se toarnă frecvent din aliaje de aluminiu. Un astfel de aliaj se compune din 5% Şi; 1.3% Cu; 0.5% Mg; restul aluminiu. Chiulasele se toarnă din aluminiu şi nu se recomanda turnarea sub presiune. Capacele lagarelor arborelui cotit se toarnă din oţel pentru motoarele mai putin solicitate şi se forjează la motoarele mai intens solicitate. Prezoanele se execută din oţeluri aliate, de îmbunătăţire, cu crom ori nichel. Duritatea materialului:
- Rezistenţa minimă la încovoiere:ai 50MPa
Fig. 3.1 Dimensiunile constructive ale cilindrului.
Calculul grosimii peretelui cilindrului: 0.063D 5 mm
Presiunea maximă din cilindru preluată din calculul termic:Pmax 59.39MPa
D1 D 2 D1 90.1 mm
46
Tensiunea în secţiune transversală:
t
0.25 PmaxD D1
2
t 250.5 MPa
D alezajulD1 grosimea( )pereteluicilindrului
Tensiunea de încovoiere:
w 0.1D1
4D
4
D1
w 27623.9 mm3
Momentul de încovoiere maxim preluat din calculul dinamic:N 2763.8Nh 36mmMimax N hMimax 99.5 Nm
N - forta normalã pe peretele cilindrului [Nm]; h - distanta din P.M.I. pânã la axa boltului [mm].
iMimax
w
i 3.6 MPa
t i
a 59MPa
254.1 MPamax 59MPA a
tensiunile sumare nu trebuie sã depãseascã 59 N/mm2
Alte dimensiuni:De D1 2.5mmDe 92.6 mmDg De 6mmDg 98.6 mmDis Dg 12mmDis 86.6 mm
1 0.2mm2 0.25mm
47
Dimensionarea gulerului de etanşare:
DgmDg Dis
2
Dgm 92.6 mm
Înalţimea gulerului:
Fs 1.3 Dgm
2Pmax
4
Fs 5.2 105 N
y - reprezintă braţul dintre cele doua forţe Fs care acţionaează asupra gulerului cilindrului:
yDg Dis
2
Dg De
2
y 3mmMi Fs yMi 1559.2 Nm
ai 60MPa
Hg6 Fs y
Dgm ai
Hg 23.2 mm
48
Fig. 3.2
Dimensiunile canalului inelului de etanşare şi al inelului:Se adota urmatoarele dimenşiuni:
d 4mmb 3mmt 3mm
3.2.Calculul pistonului
Calculul de rezistenţă al pistonului se face după stabilirea principalelor sale dimensiuni pe baza datelor statistice ale motoarelor existente şi care s-au comportat bine în exploatare.
49
H 1 D
Fig. 3.3
Lungimea pistonului: H=80 mm
Lungimea mantalei:
L 0.44 D L 37.84 mm
Înalţimea de protecţie a segmentului de foc:
h 0.08 D h 6.88 mm
Distanţa dintre bosaje:
b 0.4 D b 34.4 mm
Grosimea flancului:
hc 0.048 D hc 4.128 mm
Grosimea capului: 0.11 D 9.46 mmÎnălţimea de compresiel1 0.53 D l1 45.58 mm
Diametrul interiordi 0.9 D di 77.4 mm
Verificarea capului pistonului:Capul pistonului se verifică la rezistenţă ca o placa circulară incastrata pe contur şi încarcată cu o sarcină uniform distribuită. Solicitarea capului pistonului e dată de formula:
50
f 0.1875 pmax 1( )di
2
f 90.372 MPa
af 90...20090...200MPa
di - diametrul interior al capului pistonului [m]; rl - efortul unitar(a=200…300 105 [N/m2]); pgmax- presiunea maximã a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].
Verificarea secţiunii slăbite:Pistonul se verifică la compresiune în secţiunea x-x, deoarece forma constructivă, cu găuri în dreptul segmentului de ungere, duce la slăbirea acestei secţiuni
Ac 3213.636 mm2
c pmax D
24 Ac
c 14.822 MPa
Efortul unitar admisibil la compresie este ac=60-90 MPa
Verificarea mantalei:Suprafaţa de frecare (ghidare) a pistonului se verifica la uzură
Nmax 3242.4 N
Aev 102.1 mm2
pNmax
D L Aev p 1.029 MPa
Aev -aria suprafetei evazateValoarea maxima a presiunii nu trebuie să depăşească 0.3....0.6 MPa
Determinarea diametrului pistonului la montaj:Diametrul pistonului la montaj se determina în aşa fel încât să asigure jocul la cald necesar funcţionării normale - pentru aliaje din aluminiu - pentru fontă
p 17.5 106
1
K c 10.7 106
1
K
- pentru racirea cu apa Tc 373 K- temperatura cilindrului Tp 200 K- temperatura pistonului T0 288 K- jocul pistonului la partea superioara s 0.184 mm- jocul pistonului la partea superioara
i 0.125 mm
DpD 1 c Tc T0( ) s
1 p Tp T0( ) Dp=79.987 mm
51
DiD 1 c Tc T0( ) i
1 p Tp T0( ) Di=79.912 mm
3.3 Calculul zonei port-segmenţi
La încovoiere d 78
i 2.88 pmax
Dp
2
d
2
hc
2
i 22.322 MPa
La forfecare
f
0.76 pmax Dp
2
2d
2
2
Dp
2
2d
2
2
f 6.232 MPa
ech i2
4 f2
pme - presiunea medie efectivă
N
mm2
Efortul unitar admisibil la compresie este: ac = 200-400.105 [N/m2]. Pentru partea superioarã a capului pistonului
l 20 mm
l -distanþa de la fundul pistonului la generatoarea alezajului boltului [mm].
d1 d2
0.02135Dp
2
l pme
d1 77.965 mm
Se adoptă:d1 78 mm
l' 8 mm
d2 d2
0.0513Dp
2
l' pme
d2 77.787 mm
52
pme 0.7
l'- distanţa dintre planul care delimiteazã zona port -segment şi generatoarea alezajului pentru bolţ [mm].
Se adoptă: d2 78 mm
3.4 Calculul mantalei pistonului
psm- presiunea specifică pe mantaua pistonului.
Aev 2 Dp
2 L Aev 10226.67 mm
2
Nmax 3242.4 N
psmNmax
Dp L Aev psm 0.465
N
mm2
psm < 4,0…7,0.105 [N/m2] la motoarele de autoturisme Grosimea peretelui mantalei, recpectiv diametrele interioare se determină cu următoarele relatii: -în planul axei bolţului: l1 20 mm
l1 - distanþa de la partea inferioarã a pistonului la axa boltului [mm]
d3 d2
0.02135Dp
2
l1 pme
d3 77.965 mm
l'1 4 mm
53
Fig. 3.4 Grosimea peretelui mantalei
Nmax - forţa normalã care actioneazã într--un plan perpendicular pe axa bolt LN - lungimea mantalei [m]; Aev - aria suprafeþei evazate proiectatã pe un plan normal pe axa bolt ului [m 2].
ului [N];
l1' - distanþa de la partea inferioarã a pistonului la planul în care se calculeazã grosimea mantalei [mm].
Verificarea secţiunii slăbite:Pistonul se verifică la compresiune în secţiunea x-x, deoarece forma constructivă, cu găuri în dreptul segmentului de ungere, duce la slăbirea acestei secţiuni.
Dc 78 mm
Aa Dc
2
4
Aa 4778.362 mm2
c pmax D
24 Aa
c 9.968 MPa
Efortul unitar admisibil la compresie este ac=20-40 MPa
d4 d2
0.00772Dp
2
l'1 pme
d4 77.936 mm
Se adoptă:d4 78 mm
Calculul jocurilor segmentilor în canal:Grosimea segmentului:
K 0.08 constanta
a 50N
mm2
bDp
2K
pmax
100
1
a b 3 mm
pgmax - presiunea maximã din cilindru [daN/mm2 ] a - efortul unitar admisibil [daN/mm2 ] a = 5,5…6,5 [daN/mm2]
Distanţa dintre segmant şi umărul pistonului:
- pentru segmentul de foc: f1 0.075
- pentru ceilalţi segmenţi de compresie: f2 0.028
- pentru segmentul de ungere: f3 0.046
t1 2 mm
54
t2 2 mm
t3 3.5 mm
t - grosimea radialã a segmentului [mm]; b - grosimea axialã a segmentului [mm]; - coeficient de dilatare pentru materialul pistonului [1/oC]; T - temperatura segmentului de foc [oC].
f1 0.075
j1 f1t1
b p Tc Dp j1 0.028 mm
j2 f2t2
b p Tc Dp j2 0.01 mm
j3 f3t3
b p Tc Dp j3 0.03 mm
3.5 Calculul bolţului
Proiectarea boltului trebuie sã satisfacã cerintele privind obtinerea unei mase cât mai reduse si o rigiditate sufiecientã pentru functionarea mecanismului motor.
Verificarea la uzura:-se face calculând preşiunile specifice de contact, care caracterizează condiţiile de ungere, atât pentru piciorul bielei cât şi pentru umeri.
Fig. 3.5
db 0.23 D db=28 mmdbi 0.6 db dbi=18 mml 0.79 D l 67.94 mmlb 0.3 D lb 25.8 mm
lp 26 mm j 2 mm b 34 mm
Presiunea pe suprafata piciorului bielei
55
Fmax 33974.1 N
Fmin 768.2 N
pbFmax
db lb pb 66.574 MPa
Presiunea pe suprafata umerilor pistonului
ppFmax
2 db lp pp 33.031 MPa
Valorile calculate pentru presiunile specifice nu trebuie sã depãseascã 20…50 MPa pentru piciorul bielei si 15…35 MPa pentru locasurile din piston Verificarea la încovoiere:Efortul unitar maxim la încovoiere este
Fig. 3.6
imaxFmax l 0.5 lb 4 j( ) 0.1
1.2 db3 1
dbi
db
4
imax 37.34 MPa
iminFmin l 0.5 lb 4 j( )
1.2 db3 1
dbi
db
4
imin 8.443 MPa
În continuare se calculează efortul unitar mediu şi amplitudinea eforturilor unitare
aimax imin
2 a 14.449 MPa
mimax imin
2 m 22.892 MPa
Se verifica valoarea şimax<sa=(250…500 ) MPa În continuare se calculează coeficientul de siguranţă c2maxadm=(2...4)
56
k 1Coeficientul efectiv de concentrare la sarcina variabila 0.8Factorul dimensional 1.5Coeficientul de calitate al suprafetei
340 MPa
Rezistenţa la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere0 1.5 0 510 MPaRezistenţă la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere
2 0
0 0.333
Coeficientul tensiunilor
c2
k
a m
c2 2.4
Verificarea la forfecare:Efortul unitar de forfecare se calculează cu relaţia urmatoare:
0.85 Fmax 1
dbi
db
dbi
db
2
db2
1dbi
db
4
166.208
adm=150-220 MPa otel aliat
Calculul la ovalizare:În ceea ce priveşte calculul la ovalizare se pleacă de la ipoteza că bolţul este încărcat cu o sarcină distribuită sinusoidal. Pentru a corecta inexactităţile ipotezei rezultatele obţinute se majorează cu coeficientul k.Solicitarile maxime apar la diametrul interior al bolţului. Valorile acestor eforturi se calculeaza astfel:
Fig. 3.6
57
Fig. 3.7
1,2,3,4,k sunt coeficienţi care depind de raportuldbi
db1 15 2 12.3 3 9 4 13.2 kov 1.38
1Fmax
l db1
2 1 189.608 MPa
2Fmax
l db2
2 310.958 MPa
2 310.958 MPa
3Fmax
l db3
4Fmax
l db4 4 333.711 MPa
Valorile maxime admisibile pentru aceste eforturi sunt a=(150-300) MPa Calculul deformaţiei de ovalizare:
max0.09 Fmax
l 2.1 105
ldbi
db
ldbi
db
3
kov max 0.0045 mm
Se recomandă ca deformaţia de ovalizare să fie mai mică decât jocul radial la cald 1 0.0005 db 1 0.011
20.005
max2
Calculul jocului la montaj:ol - coeficientul de dilatare al materialului bolţului
ol 12 106
1
k
58
al - coeficientul de dilatare al materialului pistonului
al 20 106
1
ktb - temperatura bolţului tb 423 ktp - temperatura pistonului tp 450 kt0 - temperatura mediului ambiant t0 392 k
1 db ol tb t0( ) al tp t0( )
1 al tp t0( ) 0.006 mm
59
3.6 Calculul segmentilor. În ansamblul lor segmenţii realizează etanşarea pe baza efectului de labirint, cu alte cuvinte spaţiile dintre segmenţi permit destinderea treptată a gazelor şi prelungesc drumul parcurs de acestea. Astfel în zona ultimului segment viteza de curgere şi cantitatea de gaze scad până la valori practic neglijabile. Se consideră o eficienţă normală, dacă presiunea gazelor după ultimul segment reprezintă 3-4% din valoarea presiunii în cilindru, iar volumul de gaze scăpate este cuprins între 0.2-1% din volumul încărcaturii proaspete admise în cilindri. Aceste valori se determină experimental. Calculul segmentului urmăreşte stabilirea urmatoarelor obiective: determinarea presiunii medii elastice pentru stabilirea formei segmentului în stare liberă şi montată, determinarea celor doua dimensiuni de baza a segmentului, verificarea eforturilor unitare ce apar în segment la deschiderea lui astfel încât la montaj să nu depăşească valoarea admisibilă, determinarea jocurilor la rece şi la cald precum şi verificarea rosturilor la cald pentru a preveni impactul între capete în timpul funcţionării.
Fig. 3.7
60
Presiunea medie elastica:
Fig. 3.8
Schema de calcul a segmentului
Curba de repartiţie a repartiţie a presiunii segmentului pe oglinda segmentului
g_elast coeficient care depinde de forma epurei de presiune a segmentului
E 1.2 105 MPa
g_elast 0.196S0 12t 3.5 mm
pe0.425
3 g_elastE
S0
t
D
t1
3D
t
pe 0.194 MPa
pe=0.1..0.4 MPa segmenti de compresie
Realizarea unei anumite repartiţii a presiunii segmentului asupra oglinzii cilindrului impune o curbura variabila a fibrei medii a segmentului în stare liberă. Trasarea fibrei medii a segmentului în stare liberă se poate face luând în consideratie deplasarile relative radiale şi unghiulare. Tensiunea la montarea pe piston:
La montaj prin desfacerea segmentului în secţiunea opusă capetelor apar tensiuni unitare maxime care trebuie calculate pentru a preveni ruperile. p 2m - coeficient care depinde de metoda de montaj a segmentului
'max2
pE
11
3 g_elast( )
S0
t
D
t1
2
'max 131.917 MPa
61
Valorile admisibile pentru 'max=400...450 MPaGrosimea radiala t:kn 1.742a 30 MPa
x 0.5 0.815a
kn pe
x 22.125
tD
x t 3.887
x=D/t=22-24 pentru D=50-100 mm Tensiunea maximă:
max0.2 kn
3 g_elast( )E
S0
t
D
t1
2 max 32.833 MPa
Tensiunea maximă admisibilă max=300-450 MPaJocul la capetele segmentului în stare caldă:'3 0.0015 D '3 0.129 mmJocul la capetele segmentului :3 0.003 D 3 0.258 mm
3.7 Calculul bielei
În timpul funcţionării biela este solicitată de forţele de presiune a gazelor şi de forţele de inerţie variabile ca marime şi sens. Datorită acestor forţe, biela este solicitată la compresiune, întindere şi încovoiere transversală Calculul piciorului bielei Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din literatura de specialitate. Ochiul bielei este solicitat la întindere de forţa de inerţie a ansamblului pistonului, la compresiune de forţa de presiune a gazelor. Pentru a efectua calculele de rezistenţă se consideră piciorul bielei ca o bară curbă încastrată în regiunea de racordare C-C cu corpul bielei. Forţa de inerţie se consideră că acţionează uniform repartizată pe jumatatea superioara a piciorului bielei. În secţiunea periculoasa C-C va apare momentul încovoietor
- diametrul exterior al piciorului:de 1.9 db de=44 mm
- grosimea radiala a piciorului:hp 0.38 db hp=5.6 mm
- grosimea radiala a bucsei:hb 0.085 db hb=2.5 mm
62
Fig. 3.9
Masa pistonului: mp 0.72 KgMasa bielei: mb 0.85 KgMasa piciorului: m1b 0.275 mb
m1b 0.234 Kg
m2b 0.725 mbm2b 0.616 Kg
Masa capului: mcp 0.3 m2bMasa capacului de biela: mcp 0.185 KgRaza manetonului: r 38 mm
Unghiul de încastrare: c 120
180
Forţa de întindere:1
3.6
Fjp mp r n30
2
1 Fjp 7422223.245 N
Modulul de elasticitate al materialului bielei: EOl 2.2 105 MPa
Aria secţiunii piciorului: Ap 120 mm2
Grosimea radială a piciorului: h_p 6 mmLaţimea piciorului bielei: a 30 mmRaza corespunzătoare fibrei medii: rm 17 mmSolicitarea de întindere:
63
Fig. 3.10
M0 Fjp rm 0.00033 c 0.0297 M0 857502.3 Nm
N0 Fjp 0.572 0.0008( ) N0 4239573.918 N
Momentul încovoietor şi forţa normală în secţiunea de încastrare sunt:Mi M0 N0 rm 1 cos c 0.5 Fjp rm sin c cos c Mi 22785600.403 Nm
Ni N0 cos c 0.5 Fjp sin c cos c Ni 2949685.794 N
Tensiunile în secţiunea de încastrare în fibra interioară şi exterioară sunt: Kb 1în cazul în care nu există bucşă în piciorul bielei
ii 2 Mi6 rm h_p
h_p 2 rm h_p( ) Kb Ni
1
a hp ii 332.41 MPa
ie 2 Mi6 rm h_p
h_p 2 rm h_p( ) Kb Ni
1
a hp ie 174.53 MPa
Tensiunile trebuie să se încadreze în intervalul 150-450 MPa
64
Solicitarea de compresiune:
Fig. 3.11
Piciorul bielei, aşa cum s-a precizat este solicitat şi la compresiune de forţa Fc.
Fc D
24
pmax Fjp Fc 17986.3 N
În ipoteza că aceasta se repartizează după o lege sinusoidală pe jumătatea inferioară a piciorului bielei, se vor obţine nişte eforturi unitare de compresiune în fibra interioară şi exterioară cu o variţie precizată.În secţiunea de încastrare C-C va apare un moment incovoietor M'c calculabile cu urmatoarele relatii:
M'0 Fc rm 0.0011 M'0 336.344 NmN'0 Fc 0.003 N'0 53.959 N
Nc N'0 cos c Fcsin c
2
c
sin c
1
cos c
Nc 239.53 N
Mc M'0 N'0 rm 1 cos c Fc rmsin c
2
c
sin c
1
cos c
Mc 2818.36 Nm
Eforturile de compresiune în piciorul bielei vor fi: -în fibra exterioară
ce1
a hp2 Mc
6 rm h_ph_p 2 rm h_p( ) kov Nc
ce 12.715 MPa
-în fibra interioară
65
ci1
a hp2 Mc
6 rm h_ph_p 2 rm h_p( ) kov Nc
ci 12.818 MPa
Intervalul pentru valorile admisibile ale tensiunilor de comprimare 150-300 MPa
Calculul deformatiei:Deformaţia produsă piciorului bielei sub acţiunea forţei de inerţie se determină astfel:
EOl 2.2 105 N/mm2
Ia h_p
312
I 540
8 Fjp rm
3 c 90 2
106
EOl I 18.975 mm
Calculul corpului bielei.
- Calculul la intindere şi compresiune:
Calculul corpului bielei se face în cel puţin două secţiuni: în secţiunea mediana I-I, iar dacă secţiunea variază pronunţat în lungul corpului bielei se face calculul şi pentru secţiunea II-IICorpul bielei este solicitat la întindere, compresiune şi flambaj. Efortul unitar de întindere se calculeaza astfel :
Fig. 3.12mj m1b mp( )mj 0.954 kg
-pentru secţiunea I-I
F mj r n30
2
1 F 35489 N
Fcp D
24
pmax mj r n30
2
1 Fcp 2123268.2 N
A 294 mm2
66
Efortul unitar de compresiune şi efortul unitar de întindere se calculează astfel :
c 9.968 MPa cFcp
A
iF
A
adm=150-300 MPa
i 120.711 MPa
Calculul la flambaj:
În secţiunea I-I forţa Fc poate provoca flambajul bielei. Eforturile la flambaj în cele două plane sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale secţiunilor judicios alese; considerând corpul bielei ca o bară articulată la capete eforturile de flambaj sunt:
f 1.1Fcp
A f 7944.201 MPa
adm=150-300 Mpa
Calculul coeficientului de siguranţă:
1t 340 MPa
1 0.8 0.12 0.7max f min i
amax min
2 a 3911.745 MPa
m 22.892 MPa
mmax min
2
200…300 N/mm2 pentru biele din otel aliat
c1t
a m
c 2.25
c recomandat 2-2.5 Calculul capului bielei.
Capul bielei se verifică la întindere sub acţiunea forţei de inerţieIpotezele de calcul sunt :-forţa de inerţie se repartizează pe capac dupa o lege sinusoidală.-secţiunea periculoasa se află în dreptul locaşurilor şuruburilor de bielă-capul bielei este o bara curbă continua, capacul fiind montat cu strângere.-cuzineţii se deformează împreună cu capacul bielei preluând o parte din efort proporţional cu momentul de inerţie al secţiunii transversale.În această situaţie efortul unitar de întindere in fibra interioara este :
67
Fig. 3.13
Fjc r n30
2
mp m1b( ) 1 m2b mcp( ) Fjc 13312044.239 N
-momentul de inerţie al capacului: Icp 5716.66 mm4
-momentul de inerţie al cuzinetului: Ic 32.55 mm4
-aria secţiunii capacului: Acp 350 mm2
-aria secţiunii cuzinetului: t 35000
-momentul de rezistenţă al capacului: Ac 63 mm2Wcp 816.66 mm3
-distanţa dintre axele şuruburilor bielei:
lp 64 mm
t0.023 lp
1Ic
Icp
Wcp
0.4
Acp Ac
96.627 MPa
adm=160-300 MPaCalculul coeficientului de siguranţă:Coeficientul de siguranţă pentru ciclul pulsator:
c 21t
max 1 c 2.52
c recomandăt 2.5-3
Calculul deformaţiei:
0.0024 Fjc lp
3EOl Icp Ic( )
0.0045 0.005( )mm
Calculul şuruburilor de biela Şuruburile de biela sunt solicitate la întindere de forţa initiala Fsp şi de forţa de inerţie a maselor în mişcare de translaţie şi a maselor în mişcare de rotaţie care se află deasupra planului de separaţie dintre corp şi capac. Pentru a asigura strângerea necesară cuzineţilor, forţa de strângere iniţială a şuruburilor trebuie sa fie mai mare decat forţa de inerţie care revine unui surub.
68
Fig. 3.14
Schema de determinare a coeficientului de siguranþã a suruburilor de bielã Experimental s-a stabilit = 0,15…0,25
z 2 0.15
- este constanta care þine seama de elasticitatea sistemului Fi Fjc
Fi1Fi
z Fi1 36987.3 N
Fsp 2 Fi1 Fsp 73974.6 NFs Fsp Fi1 Fs 79522.695 N
Ţinând seama de forţele ce solicită şuruburile de biela, acestea se dimensionează în funcţie de solicitarea la întindere şi se verifică la oboseală. Diametrul fundului filetului se determina astfel:cc 2
- coeficient de siguranţă c1 1.3- factor ce ţine seama de solicitarile la torsiune c2 1.2- factor ce ţine seama de curgerea materialului c 1200- limita de curgere a materialului şuruburilor
ds cc4
c1
c2
Fs
c ds 13.5 mm
Diametrul partii nefiletate
d's cc4
Fs
c d's 12.99i mm
Calculul coeficientului de siguranţă:Aria şurubului la diametrul fundului filetului:
As ds
24
As 143.139 mm2
maxFs
As
69
minFsp
As
max 555.563 MPa
min 516.803 MPa
mmax min
2
vmax min
2
m 536.183 MPa
v 19.38 MPa
Pentru ciclul de solicitare de tip pulsator, coeficientul de siguranţă se determină astfel: 5.2 0.85 1.2 0.2 1 600 MPa
c1
v m
c 2.912
c recomandăt 2.5-4
3.8 CALCULUL ARBORELUI COTIT.
Având în vedere condiţiile de funcţionare, prin calcul, arborele cotit se verifică la presiunea specifică şi încălzire, la oboseală şi la vibraţii de torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându-se prin prelucrarea dimensiunilor arborilor cotiţi existenţi.
Verificarea fusurilor la presiune şi încălzire. Pentru apreveni expulzarea peliculei de lubrifiant dintre fusuri şi cuzinet trebuie să se limiteze presiunea maxima pe fusuri. Presiunea specifică convenţională maximă pe fusurile manetoane şi paliere se calculează astfel;
Fig. 3.15
70
- diametrul fusului maneton:dm 0.58 D dm 49.88 mm
- diametrul fusului palier:dp 0.61 D dp 52.46 mm
- lungimea fusului maneton:lm 0.58 dm lm 28.93 mm
- lungimea fusului palier:- intermediare
lp 0.6 dp lp 31.476 mm- extreme
lp 0.67 dp lp 35.148 mm- latimea bratului:
b 0.7 dm b 34.916 mm- grosimea bratului:
h 0.15 dm h 7.482 mm
a 27 mm
Rmmax 34128 N-Forţa maximă ce încarcă fusul maneton
Rpmax 21524 N-Forţa maximă ce încarcă fusul palier
pmmaxRmmax
dm lm pmmax 23.65 MPa
ppmaxRpmax
dp lp ppmax 11.673 MPa
Presiunea specifică medie convenţională pe fusurile manetoane şi paliere se determină cu relaţiile:
Rmm 20258.9 N
Rmm şi Rpm reprezintă mediile aritmetice ale valorilor forţelor care încarcă fusurile paliere şi manetoane
Rpm 11023.3 N
pmRmm
dm lm pm 14.039 MPa
ppRpm
dp lp pp 5.978 MPa
Verificarea fusului la încălzire se efectuează iniţial pe baza unui ciclu simplificat şi acesta se referă la determinarea coeficientului de uzură. 1.06
Km pm dm n
60
3
Km 5037243.001
Kp pp dp n
60
3
Kp 3545424.989
Verificarea prin această metodă nu ia în considerare factorii caracteristici ai regimului hidrodinamic de ungere.
71
Verificarea la oboseală.Calculul arborelui cotit ca o grindă static nedeterminată implică dificultăţi. De aceea
calculul impune adoptarea unor scheme simplificate de încarcăre şi deformare care consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă alcatuită dintr-un număr de parţi egal cu numărul coturilor. Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în următoarele ipoteze simplificatoare:a) fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemată pe două reazeme.b) reazemele sunt rigide şi coaxiale.c) momentele de încovoiere în reazeme se neglijează.d) fiecare cot lucrează în domeniul amplitudinilor maxime ale momentelor de încovoiere şi de torsiune şi a forţelor variabile ca semn. e) în reazemul din stânga cotului acţionează un moment de torsiune egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul.
Calculul fusului palier la oboseală.Fusul palier este solicitat la torsiune şi încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece
lungimea fusului este redusă, momentele încovoietoare au valori mici şi în aceste condiţii se renunţă la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioara a arborelui cotit sunt solicitate la momentede rasucire mai mici decât acelea ce acţionează în fusurile dinspre partea posterioara a arborelui şi mai ales asupra fusului final, deoarece în acesta se însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare cilindru în parte, ceea ce implică însumarea momentelor de torsiune ţinându-se cont de ordinea de aprindere.
Fig. 3.16
Mpmin 454.68 Nm
Mpmax 631.69 Nm
Wp dp
332
Wp 14173.75
72
pminMpmin10
3Wp
pmin 32.079
pmaxMpmax 10
3Wp
pmax 44.568
_1 180
papmax pmin
2 MPa
1.2
pmpmax pmin
2 MPa
x 2.50 1.8 _1
r2 _1 0
0
Coeficientul de siguranţă se calculează cu relaţia:
Cp_1
x
pa r pm
Cp 10.424
Calculul fusului maneton la oboseală
Fusul maneton este solicitat la încovoiere şi torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot ce se sprijină pe doua reazeme şi este încărcat cu forţe concentrate. Deoarece secţiunea momentelor maxime ale acestor solicitari nu coincide în timp, coeficientul de siguranţă se determină separat pentru încovoiere şi torsiune şi apoi coeficientul global de siguranţă. Reacţiunile din reazeme se determină din condiţia de echilibru a forţelor şi momentelor. Este convenabil ca forţele ce acţionează asupra fusului să se descompună în doua direcţii: una în planul cotului cealalta tangenţială la fusul maneton.
Calculul fusului maneton la torsiune se face pe baza urmatoarelor relaţii:
73
Fig. 3.17
Mtmax 507350 Nm
Mtmin 8965 Nm
Wpm16
dm3 Wpm 24367.402 mm3
maxMtmax
Wpm max 20.821
minMtmin
Wpm min 0.368
2 r 0.7 r 0.1 t 1.1 _1 160
amax min
2 m
max min2
Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea la torsiune este dat de relaţia:
C_1
t r
a r m
C 5.793
Calculul fusului maneton la încovoiere se face pe baza urmatoarelor relaţii:
74
Fig. 3.18
Mimax 485623 Nm Mimin 8965 Nm
Wm16
dm3 Wm 24367.402 mm3
maxMimax
Wm max 19.929 MPa
minMimin
Wm min 0.368 MPa
2 r 0.7 r 0.1 0.8 _1 280
amax min
2 m
max min2
Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere este dat de relaţia:
C_1
r
a r m
C 3.25
Coeficienul de siguranţă global:
CmC C
C2
C2
Cm 2.834
3.9 Calculul bratului arorelui cotit.
Braţul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de întindere, compresiune, încovoiere şi torsiune. Coeficienţii de siguranţă pentru aceste solicitări se determină în mijlocul laturii mari a secţiunii tangente fusului palier unde apar cele mai mari eforturi unitare. În planul cotului ia naştere o solicitare compusă de încovoiere. Tensiunea totală se calculează astfel:
75
Fig. 3.19
Bzmax 74433Bzmin 62324
max Bzmax6 a
b h2
1
b h
max 6454.004 MPa
min Bzmin6 a
b h2
1
b h
min 5404.046 MPa
mmax min
2 a
max min2
m 5929.025 MPa
1.15 0.1 x 1.5 _1 480 Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere este dat de relaţia:
C_1
x
a m
C 3.2
Braţul arborelui cotit este supus şi la solicitarea de torsiuneK 0.27Tmax 10294.59 N Tmin 569.67 N
max0.5 a Tmax
K b h2
max 263.341 MPa
min0.5 a Tmin
K b h2
min 14.572 MPa
mmax min
2 a
max min2
x 2 t 0.1 t 1.1 Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea la torsiune este dat de relaţia:
76
Ct_1
x
t
a t m
Ct 4.23
Coeficientul de siguranţă global:
CbrC Ct
C2
Ct2
Cbr 2.552
77
3.10 CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUTIE
Fig. 3.20
Parametri principali ai distributiei.
78
Fig. 3.21
- diametrul talerului supapei de admisie daa 0.42 D daa 25.56 mm- diametrul talerului supapei de evacuare de 0.4 D de 28 mm- diametrul canalului de admisie dca 0.865 daa dca 22.109 mm- diametrul canalului de evacuare dce 0.865 de dce 27.2 mm- diametrul tijei supapei admisie 0.3 dca 5.17 mm
Viteza de curgere a gazelor prin canal:
WmS 10
3 n30
Wm 11.352m
s
i 4numărul supapelor de admisie şi evacuare
WcaD
2
dca2
2 i
Wm Wca 45.423m
s
WceD
2
dce2
2 i
Wm Wce 29.434m
s
Se recomandă urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: - admisie 70..90 m/s - evacuare 80..100 m/s
Aria secţiunii efective de trecere:
Aca4
dca2
2 Aca 362.93 mm
2
Ace4
dce2
2 Ace 560.076 mm
2
Viteza de curgere a gazelor pentru hmax:h 0.3 dca
79
h 6.633h 6 mm
Înălţimea maximă de ridicare a supapelor 45
Asamax h dca cos
180
h sin
180
cos
180
2
Asamax 334.674 mm2
Asemax h dce cos
180
h sin
180
cos
180
2
Asemax 402.525 mm2
Wsa Wm D
24 Asamax i Wsa 49.258
m
s
Wse Wm D
24 Asemax i Wse 40.955
m
s
Se recomandă urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: - admisie 70..90 m/s - evacuare 80..100 m/s Determinarea profilului camei. Se foloseşte o camă profilată după metoda polinomiala, care consideră pentru fiecare porţiune a camei o variaţie a acceleraţie de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzatoare unei progresii aritmetice. a 8p a 2 q p a r q a s r a hm 0.004
n30
0 90
180
90
180 89
180 90
180
Cp2 q r s
p 2( ) q p( ) r p( ) s p( )
Cq2 p r s
q 2( ) q p( ) r q( ) s q( )
Cr2 p q s
r 2( ) r p( ) r q( ) s r( )
Cs2 p q r
s 2( ) s p( ) s q( ) s r( )
C2p q r s
p 2( ) q 2( ) r 2( ) s 2( )
hs hm 1 C2
0
2
Cp
0
p
Cq
0
q
Cr
0
r
Cs
0
s
vs hm
0 2 C2
0
p Cp
0
p 1 q Cq
0
q 1 r Cr
0
r 1 s Cs
0
s 1
80
as 2 C2 p p 1( ) Cp
0
p 2 q q 1( ) Cq
0
q 2 r r 1( ) Cr
0
r 2
s s 1( ) Cs
0
s 2
hm
2
02
0
0.002
0.004Ridicarea camei
hs
180
4
2
0
2
4Viteza
vs
2000
0
2000
Acceleratia tachetului
as
Calculul de rezistenţă al pieselor mecanismului. Masele reduse ale mecanismului. La calculul forţelor de inerţie ale mecanismului de distributie, masele tuturor elementelor aflate în mişcare se înlocuiesc cu o masă redusă ,,md,, dispusă pe axa supapei.
Se adoptă: m'd 40gm
cm2
81
Calculul arcurilor supapei. Arcurile trebuie să menţina supapa închisă şi să asigure legătura cinematică între ea şi camă când forţele de inerţie tind să desprindă tachetul de pe camă, la orice regim de funcţionare. Forţa minimă a arcului (F0) se deternină din condiţia nedeschiderii supapei de evacuare la depresiunea din cilindru.
pr 1.1 105 N/m2
- presiunea în cilindru în timpul evacuariikr 2- coeficient de rezervă
Fga dca 10
3 2
4pr( ) Fga 42.231 N
F0 40Fmax kr F0Fmax 80
Dimensiunile arculuiDr 0.9 dca Dr 19.898 mmDiametrul sârmei 1.24- rezistenţă admisibila pentru oţelul de arc 500 N/mm2
- numărul de spire active:
d
8 Fmax Dr
d 3.171 mm
- modulul de elasticitate transversal G 8.1 104 N/mm2
- numărul spirelor active ir G d Fmax
Dr ir 5.152
i ir 2i 7.152
Pasul arcului este:
min 0.6 mm
- jocul minim între spirele arcului
t dFmax
ir min t 5.251 mm
Calculul de rezistenţă al pieselor mecanismului de distribuţie.
Calculul arborelui de distribuţie
Forţa maximă care solicită arborele de distribuţie este transmisă de la supapa de evacuare la începutul perioadei sale de deschidere.
Forţa sumară care acţionează pe camă este:
82
FT=35428 N
Fr=150.6 NFjmax=8719 N Forţa de inerţieFg=78227 N Forţa de presiune a gazelor
Eforturile unitare de strivire pe suprafeţele de lucru ale camei tachetului se calculează cu următoarele formule:-pentru tachet plan
1259.8
unde b - lăţimea camei;r - raza de curbură a profilului camei în punctul de tangenţă cu tachetul;
b=21mm r=23 mm
Rezistenţele admisibile la strivire sunt
Săgeata de încovoiere se determină deoarece arborele trebuie să fie suficient de rigid pentru ca încovoierea să nu manifeste influenţe esenţiale asupra funcţionării mecanismului de distribuţie. Schema de calcul este prezentată în figura. Săgeata de încovoiere se determină cu relaţia următoare:
0.079 mm
Se admit săgeţi f = ( 0,05…0,10 ) [mm].
l1=29 mm l=101.5 mm d=17 mm
83
Fig. 3.22 Schema de calcul a săgeţii de încovoiere a arborelui cu came.
CAP.4. CALCULUL INSTALAŢIEI DE RĂCIRE CU LICHID
Fluxul de căldură evacuat prin instalaţia de răcire. Fluxul de căldură evacuat prin instalaţia de răcire se determină din bilanţul
energetic al motorului:
unde: Qd – căldura dişipată obţinută prin arderea combustibilului; Qe – căldura transformată în lucru mecanic efectiv; Qr – căldura dişipată în instalaţia de răcire; Qev – căldura pierdută prin gazele de evacuare; Qrez – termenul rezidual al bilanţului energetic.Înmulţind relaţia (1) cu consumul orar de combustibil şi împărţind la Qd se obţine
bilanţul energetic exprimat în fracţiuni de căldură:
unde: fr =(23…28)[%] – fracţiunea de căldură preluată de instalaţia de răcire.
adică
unde: Pci = 41868 [kJ/kg] – puterea calorică inferioară benzinei; ce = 190 [g/kWh] – consum specific efectiv corespunzător puterii maxime:
Pe = 86 [kW] – puterea efectivă a motorului
unde: qr = (2400…3300) [kJ/kWh] – criteriu de încărcare specific al sistemului de răcire.Se adoptă: qr = 2300 [kJ/kWh] şi obţinem:
adică fr = 26,8 [%].
84
4.1 Calculul radiatorului
Constă în determinărea suprafeţei sale de răcire necesară pentru evacuarea căldurii Qr.
În fig. 4.1. se prezintă variaţia temperaturii aerului şi a apei la intrarea respectiv ieşirea din radiator.unde: - tia, tea - temperature aerului la intrare respectiv la ieşire
- til, tel - temperatura lichidului de răcire la intrare respective la ieşire din radiator
tia = (40…45)[0C]
tea = tia + (10…12) [0C]
til = (85…115) [0C]
tel = til – (4…7) [0C]
Se adoptă: tia = 40 [0C]
tea = 52 [0C]
til = 98 [0C]
tel = 92 [0C]
Temperatura medie a aerului:
Temperatura medie a lichidului de răcire:
Diferenţa medie de temperatură între lichid şi aer:
85
Fig. 4.1. Variaţia temperaturii aerului lichidului la intrarea şi ieşirea din radiator
Radiatorul trebuie să preia fluxul de căldură conform următoarei legi:
, de unde suprafaţa de schimb de caldură în contact cu
aerul este:
unde: = 250 [kJ/ ]
unde: - coefficient de convecţie pentru lichid
- coeficient de convecţie pentru aer
-grosimea peretelui ţevii radiatorului
- coeficient de conductibilitate al ţevii din Al
- coeficient de nervurare
Debitul de lichid ce trece prin radiator pentru a prelua căldura:
unde: - densitatea apei
- căldura specifică la presiune constantă pentru apă
Viteza de curgere a lichidului prin radiator:
Se adoptă: (2520 [m/h])
Numărul de tuburi ale radiatorului:
. Se adoptă it = 150
unde: - Secţiunea de curgere oferită de tub.
Suprafaţa de răcire în contact cu aerul:
unde: - perimetrul interior al tubului
- înălţimea radiatorului
86
Capacitatea sistemului de răcire se determină din condiţia ca numărul de treceri ale lichidului prin circuit să fie zt = 12 [treceri/min]
Criteriul de apreciere a perfecţiunii construcţiei radiatorului: ”coeficientul de compactitate”:
Actul
- aria frontală a radiatorului
- adâncimea radiatorului a fost obţinut pentru un radiator cu următoarele date:
Fig. 4.2
Se adoptă construcţia cu tuburi cilindrice amplasate pe orizontală. Avantaje: - se reduce numărul de tuburi- compactitate dimensională- reducere numărul de lipituri
Calculul pompei de lichid
Pompa de lichid trebuie să realizeze o cădere de presiune suficientă pentru a învinge rezistenţele hidraulice şi în acelaşi timp să se evite fenomenul de cavitaţie.
Se adoptă o pompă de lichid centrifugă cu palete curbe. Forţa centrifugală a lichidului de la deplasarea pe direcţie radială, notând m1 masa
lichidului ce evoluează în pompă:
Lucrul mecanic elementar la deplasarea elementara dr:
[N]
Lucrul mecanic efectuat de pompă pentru a deplasa lichidul între r1 şi r2:
87
Semnificaţiile mărimilor se găsesc în fig. 4.3. şi în cele ce urmează:Se adoptă:
- viteza lichidului la intrarea în pompă
- randament hidraulic (include toate pierderile) - coeficient de scăpări ce ţine seama de pierderile prin interstiţii
Debitul teoretic al pompei:
Debitul real al pompei:
Viteza periferică u2 la ieşirea din rotor:
Cădera teoretică de presiune:
Căderea reală de presiune:
88
Fig. 4.3. Schema de calcul a pompei de lichid
Sarcina hidraulică teoretică:
Sarcina hidraulică reală:
Viteza periferică u1 la intrarea în rotor:
Lucrul mecanic specific (pentru 1 kg de lichid):
Puterea absorbită de pompă:
Viteza c2u (fig. 4.3.)
Vitezele relative la intrare respectiv ieşire din rotor:
Lăţimile paletelor:
- la ieşirea din rotor
- la ieşirea din rotor
Se adoptă: - grosimea paletei; z = 6 – numărul de palete.
Calculul ventilatoruluiLa alegerea ventilatorului trebuie să se ţină sema de faptul că debitul de aer aspirat
este proporţional cu turaţia, iar puterea necesară antrenării ventilatorului este proporţională cu puterea a treia a turaţie sale. La calculul ventilatorului se porneşte de le debitul de aer necesar răcirii:
unde: k1 = 1,15 – coeficient prin care se compensează scăpările şi pierderile de presiune pe traiectul de la intrare la ieşire în ventilator.
89
- coeficient ce ia în considerare faptul că aerul se
încălzeşte la trecerea prin radiator;Căderea de presiune a aerului:
unde: - căderea de presiune în montajele anexe (mască, jaluzele, carcasă intermediară etc);
- căderea de presiune în radiator
Sarcina hidraulică a ventilatorului:
unde: = greutatea specifică aerului la intrare în ventilator
Din monograma se alege:Diametrul ventilatorului: D = 300 [mm]Turaţia de antrenare: n = 4000 [rot/min]Viteza periferică a ventilatorului: uao=88 [ m/s]
Fig. 4.4Din figura 4.4. şi tabelul 4.1. se determină:
- randamentul ventilatorului:
- unghiul de înclinare al paletelor: , pentru - numărul de palete a ventilatorului: z=6
Tabel 4.1.
Nr. de palete z 6 4 3
Unghiul de asezare 19° 16,5° 14,5°
Turatia n 1,16 1,35
Puterea necesară antrenării ventilatorului:
90
.
Verificarea ventilatorului după curba lui Gordier
Această verificare constă în stabilirea punctului caracteristic al ventilatorului, într-o diagramă , punct ce trebuie să se încadreze în plaja Gordier. (fig. 4.5.).
unde:
91
Fig. 4.5 Curba Gordier
CAP.5 CALCULUL INSTALAŢIEI DE UNGERE
Are rolul de a asigura ungerea suprafetelor pieselor aflate în mişcare relativă pentru a diminua frecarea respectiv uzura, răcirea suprafeţelor şi pieselor solicitate termic, protecţia impotriva coroziunii, curăţirea suprafeţelor în mişcare relativă de eventualele particule metalice sau alte depuneri.
Pompa de ulei este cu roţi dinţate cu angrenare exterioara. Sa ales această soluţie datorita dimensiunilor reduse, siguranţei in exploatare şi poşibilitatii obţinerii preşiunilor ridicate la turatii scazute.
Supapa de siguranţă este cu bila. Aceasta soluţie are avantajul simplităţii constructive.
Filtrul de ulei este cu element filtrant din hârtie şi este amplasat în circuitul principal al instalaţiei de ungere.
Calculul instalaţiei de ungere
Calculul lagarelor. Forţele care acţionează asupra lagarelor şi dimensiunilor fusurilor arborelui cotit se determină pe baza calculului dinamic.Jocurile minime:
0,0865318 mm
n=1000 rot/min turaţia arborelui cotitη=14 vâscozitatea dinamica
0,294099135 coeficientul de corecţie
d=50 mm diametru suprafeţei de sprijin a lagăruluil=13 mm lungimea suprafeţei de sprijin a lagărului
0,0004 jocul relative
0,0204 jocul diametral pentru lagare turnate din babit
26,107 N/mm2 presiunea pe suprafaţa de sprijin a lagărului
R=19439,90364 N forţa rezultantă care acţionează asupra lagăruluiVerificare:
2H1, H2 - înălţimea microneregularitatilor lagărului şi fusului care pentru diferite prelucrari pentru superfinisare au valori între 0,05 ,,, 0,25H1=0,2 μmH2=0,2 μmkh=5 coeficient de siguranţă
5.1 Calculul debitului de ulei
92
Debitul pompei de ulei se determină pe baza bilanţului energetic, considerând că uleiul preia căldura dezvoltata, prin frecare, care reprezintă o fracţiune din căldura degajata în cilindru.
4111.8157 kj/kgf=(2,5 ,,, 4,5)*10^-3=0,0035 coeficientul de frecare lichida
1174804,5 kj/kgQi=41868 kj/kg puterea calorica a combustibilului
20,4009375 kg/h consumul orar de combustibilPe=86 kw puterea motoruluige=223 g/kwh consumul specific de combustibilDebitul de ulei din conducta principala, necesar pentru evacuarea călduri:
0.107
Cu - căldura specifică a uleiului kj/kgkρu - masa specifica a uleiului kg/m3
1676 kj/m3
ΔTu=228 KDebitul prin magistrala de ungere:
1000 l/h
5.2 Calculul pompei de uleiLa calculul pompei de ulei se are în vedere ca debitul acesteia sa fie de peste doua
ori mai mare decât debitul de ulei necesar în circuitul de ungere.Debitul pompei de ulei:
1500 l/hŢinând cont de tipul şi puterea motorului se recomandă
2500 l/hDebitul pompei cu roţi dinţate:
3125 l/h
ηp=(0,7 ,,, 0,8)= 0,8 randaentul volumetric al pompeiDiametrul exterior al roţi dinţate:
42 mm
Wp=10 m/s viteza periferica a roţilor dinţatenp=2000 rot/min turaţia pompeiLatimea roţii:
26.98 mm
z=(6 ,,, 10)=8 numărul de dintim=(3,5 ,,, 4,75)=3.5 modulul roţi dinţateh=(2 ,,, 2,3)=2 mm înălţimea dintelui
93
Puterea necesară antrenării pompei de ulei:
1.041 kw
Δpu=0.3 N/mm2 caderea de presiuneηm=0,85 ,,, 0,9=0,9 randamentul mecanic al pompei de uleiVolumul de ulei din baie:
6.66 l/h
5.3 Calculul filtrelor de uleiSuprafaţa de filtrare :
250 cm2
Vu [l/h] debitul de uleiw [m/h]; viteza uleiului în filtru w = 36…432=100 m/hw = Dp/ηR= 0,01Dp - căderea de presiune din filtru, în starea curentă
Δp=0,02 ,,, 0,05= 0,02 N/mm2
η=(2 ,,, 2,2)10^-6= 0,000002 Ns/cmR- rezistenţă elementului de filtrare
R=(1 ,,, 10)10^6= 1000000 cm-1
Suprafaţa nominală a filtrului
1000k - factor care tine cont de materialul dîntre porik=3,3 ,,, 5 = 4 la filtrele de sita
5.4 Calculul radiatorului de uleiAcest calcul are ca scop dimensionarea suprafeţei de răcire necesare transmiterii
căldurii preluate de ulei din motor şi cedate mediului de răcire.Pentru un schimbător de căldură aer-ulei suprafaţa exterioară de răcire
2,56988484
expresia simplificata a coeficientului global de transmitere a caldurii de la ulei la aer:
40 [W/m2K].
y = S2/S1 = 2,5…3,5= 2,5 coeficient de nervurareS1 [m2] - suprafaţa interioară de contact cu uleiulS2 [m2] - suprafaţa exterioară a schimbătoruluitu = 75…85 [0C]= 800C temperatura medie a uleiuluita = 40[0C] =40 0C temperatura medie a aeruluiα1 = 180…400 [W/m2K]= 180 [W/m2K] coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereţii schimbătorului α2 = 70…140 [W/m2K]= 90 [W/m2K] coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereţii schimbătoruluila aer.
94
CAP.6 PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICARE A ARBORELUI CU CAME
• CONDIŢII TEHNICE:Abateri de formă şi poziţie de 0,04… 0,05 mm pe porţiunea cilindrică, 0,02…0,05 mm pe profil, 0,1… 0,12 mm la înălţime, 1o… 2o la poziţia unghiulară.
• MATERIALE:Oţeluri: OLC 10, OLC 15, OLC 45X, OLC 55, 45 C 10, …Fonte: fontă cenuşie, fontă specială, fontă cu grafit nodular.
• SEMIFABRICATE:Forjate în matriţe sau turnate în cochile sau coji de bachelită
Tabelul 6.1Nr. crt.
Denumirea Maşina unealtă
1.Frezarea capetelor şi centruire
Fig. 6.1 Agregat special
2. Strunjirea fusurilor paliere Fig. 6.2 Strung semiautomat3. Rectificarea fusurilor Fig. 6.3 Maşina de rectificat rotund
4.Srtrunjirea simultan a tuturor fetelor frontale ale camelor şi fusurilor
Fig. 6.4Strung semiautomat multicutite
5. Redresare Presa de indreptare6. Frezarea canalului de pana Fig. 6.5 Maşina de frezat vertical
7.Burghiere-tarodare la capatul prevazut al canalului de pana
Fig.6.6 Maşina de gaurit
8.Strunjire de degrosare şi de finisare a camelor
Fig. 6.7Strung de copiat multicutite
9.Rectificare de finisare a camelor
Fig. 6.8Maşina speciala de rectificat came prin copiere
10. Control
11. Tratament termicInstalatie speciala de calire prin curenti de inductie
12. Detenşionare Cuptor de detenşionare13. Control duritate Aparat de control14. Demagnetizare Demagnetizator15. Spălare. Instalaţie de spălare16. Control final. Masa de control
95
96
97
98
99
CAP. 7. STUDIUL AGREGATELOR DE SUPRAALIMENTARESUPRAALIMENTAREA MOTOARELOR
Prin supraalimentare se înţelege mărirea presiunii încărcaturii proaspete la o valoare ce depăşeşte presiunea mediului ambiant, pentru a mări denşitatea încărcaturii proaspete reţinute în cilindri.
Fig. 7.1[1]
Supraalimentarea se aplică motoarelor în scopul măririi puterii litrice şi pentru compensarea pierderii de putere în cazul funcţionării motorului la altitudine sau în cazul în care se urmăreşte recircularea unei parti din gazele de ardere pentru scăderea conţinutului de NOx în gazele de evacuare.
Prin mărirea presiunii încărcaturii proaspete la intrarea în cilindri se realizează creşterea cantităţii de amestec carburant proaspăt reţinut în cilindrii motorului şi care determină în final sporirea puterii motorului.
După presiunea de supraalimentare “p” se disting urmatoarele tipuri de supraalimentare:
a) Supraalimentare de joasă presiune: -ce se poate aplica la orice motor cu umplere normală fără a-i diminua durabilitatea, realizandu-se, de regulă, cu ajutorul unui compresor antrenat mecanic de la arborele cotit al motorului;
b) Supraalimentarea de presiune medie: -determină apariţia unor eforturi mărite în organele motorului, de aceea trebuie luate măsuri constructive şi tehnologice pentru asigurarea rezistenţei necesare. În general, acest tip de supraalimentare se realizează cu ajutorul unor agregate, numite turbocompresoare (un compresor centrifugal antrenat de o turbina actionata de gazele de evacuare ) ;
c) Supraalimentarea de presiune înaltă: -se caracterizează prin comprimarea încărcaturii proaspete în trepte şi răcirea ei intermediară;
d) Supraalimentarea de foarte înaltă presiune :-se utilizeaza la generatoarele de gaze cu pistoane libere.
După modul cum se realizează, supraalimentarea aceasta poate fi:a) Supraalimentare naturală (sau acustică) se realizează fără compresor şi are la bază
utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de admisie al motorului.b) Supraalimentarea forţată este procedeul cel mai utilizat şi impune prezenţa
compresorului.
100
Fig. 7.2 [2]
Supraalimentarea motoarelor se poate realiza cu sau fără utilizarea energiei gazelor de evacuare. Antrenarea compresorului de către arborele cotit al motorului cu ardere interna se utilizează, în general, la motoarele mici. Acest sistem se numeşte supraalimentare cu compresor antrenat mecanic.
Complexitatea mecanismului de antrenare, precum şi consumul de lucru mecanic, impune limite în calea utilizării acestei soluţii.
Supraalimentarea realizată prin utilizarea energiei gazelor de evacuare se efectuează în două moduri: folosind direct energia undelor de presiune din gazele de evacuare sau transformând energia undelor de presiune din gazele de evacuare sau transformând energia cinetica a gazelor de evacuare în lucru mecanic de compresiune şi combinată cu cea mecanica.
Utilizarea energiei undelor de presiune se face prin punerea în contact a aerului de admisie cu gazele de evacuare cu ajutorul unui dispozitiv, numit schimbător de presiune Comprex.
Transformarea energiei cinetice a gazelor de ardere în lucru mecanic de compresiune se realizează prin intermediul agregatului turbocompresor. Supraalimentarea cu ajutorul turbocompresorului nu implica consumarea unei energii suplimentare datorită faptului că energia gazelor de evacuare este suficientă pentru antrenarea turbinei şi a compresorului.
De aceea, acest mod de supraalimentare a devenit unul din cele mai utilizate procedee de supraalimentare. Majoritatea motoarelor în patru timpi supraalimentate utilizează pentru supraalimentare turbocompresorul, întrucat ameliorează randamentul motorului.
Turbocompresorul se adaptează automat la debitul şi temperatura gazelor de evacuare.
Supraalimentarea motoarelor cu ajutorul turbocompresorului se poate clasifica după diferite criterii: utilizarea energiei gazelor de evacuare sau construcţia agregatelor etc.
101
1. Clasificarea după modul de utilizare a energiei gazelor de evacuare distingem două variante:
a) utilizarea energiei cinetice a gazelor de ardere, turbina agregatului putând folosi o parte din energia cinetică a gazelor de ardere. În acest caz turbina lucreaza cu presiune variabilă în faţa ajustajelor fixe şi se numeşte turbina de presiune variabilă (de impuls);
b) în cazul în care gazele evacuate din motor se frânează şi turbina lucrează cu presiune constantă.
Sistemul care utilizează energia cinetică a gazelor de evacuare necesită amplasarea
turbinei cât mai aproape de cilindri. La motoarele policilindrice se utilizează mai multe colectoare, fiecare dintre ele colectând gazele de la doi sau trei cilindrii şi anume: de la acei cilindrii ale căror evacuări se succed cu cel mai mare decalaj. În cazul în care se utilizează turbine de presiune constantă în amontele acesteia se prevede un colector K, în care se creează o contrapresiune la evacuarea din motor prin frânarea gazelor. 2. Clasificarea după scopul urmărit deosebeşte supraalimentarea pentru restabilirea puterii motorului şi supraalimentarea pentru mărirea acesteia. Primul caz corespunde , în general, motoarelor care lucrează la altitudine, compresorul având rolul de a restabili densitatea normală a încărcăturii proaspete, iar cel de-al doilea caz corespunde situaţiei când supraalimentarea este utilizată pentru mărirea puterii motorului şi scăderea consumului specific de combustibil, întrucât scad pierderile mecanice şi termice considerate procentual faţa de căldura dezvoltată în cilindrii motorului. 3. Clasificarea din punct de vedere constructiv a supraalimentarii cu turbocompresor se face după numărul de trepte folosite, după răcirea aerului admis cât şi după tipul constructiv al turbocompresorului. Astfel, comprimarea aerului şi destinderea gazelor evacuate se poate realiza într-o treaptă sau mai multe trepte. Aerul admis în cilindru poate fi răcit după ieşirea lui din compresor sau nu, supraalimentarea fiind cu răcirea întermediară a aerului sau fără răcire.
La agregatele de supraalimentare se utilizează, de obicei, compresoare centrifugale, mai rar axiale şi turbine axiale, radial-axiale sau radiale. 4. După modul de antrenare al compresorului se poate întalni supraalimentare cu agregat turbocompresor sau supraalimentarea mixtă (agregat turbocompresor şi compresor antrenat mecanic), soluţie utilizată, în special la motoarele în doi timpi. Fazele optime de distribuţie la motorul supraalimentat.
În cazul supraalimentării unui motor se modifică condiţiile de funcţionare ale acestuia faţă de un motor cu aspiraţie normală. Mărind cantitatea de încărcătură proaspătă admisă şi temperatura acestuia fiind mai mare decât cea a mediului ambiant, se modifică valorile presiunii şi temperaturii în fiecare evoluţie.
102
Fig. 7.3 [3]Presiunea de admisie p este mai mică decât presiunea de supraalimentare p din
cauza pierderilor gazodinamice. În cazul supraalimentării cu ajutorul unei suflante antrenate mecanic presiunea în cilindrul p este cu mult mai scazută decât presiunea de supraalimentare p , atunci lucrul mecanic de pompaj L , fiind pozitiv, măreşte lucrul mecanic indicat al diagramei.
Procesul de schimbare a încărcăturii la motoarele în patru timpi este constituit din fazele de evacuare, baleiaj şi admisie. Fenomenul durează mai mult decât o rotaţie completă a arborelui cotit.
Evacuarea gazelor arse din cilindru se face în două etape şi anume: evacuarea liberă şi evacuarea forţată.
Fig. 7.4 [4]
Admisia începe odată cu momentul reţinerii aerului în cilindru şi se termină după p.m.i., supapa de admisie închizându-se cu întarziere. Întarzierea la închiderea supapei de admisie este necesară pentru o umplere cât mai bună a cilindrului. Admisia încărcâturii proaspete în cilindru se realizează, în cea mai mare parte, sub valoarea presiunii de supraalimentare p .
103
Fig. 7.5 [5]
Datorită faptului că în motorul supraalimentat este arsă o cantitate sporita de combustibil, va rezulta o încarcăre termică mai mare a pieselor în jurul camerei de ardere faţă de motorul cu aspiraţie naturală, astfel se impun măsuri suplimentare pentru răcirea peretilor cilindrului, capului pistonului, chiulasei şi supapei de evacuare.
La M.A.C. supraalimentat, pentru a asigura eliminarea gazelor reziduale şi răcirea pieselor mai sus mentionate, se utilizează metoda măririi duratei în care supapele sunt simultan deschise.
Fig. 7.6 [6]
104
Baleiajul este faza din procesul de schimbare a încărcăturii, cuprinse între momentul deschiderii supapei de admisie şi cel al închiderii supapei de evacuare, deci este perioada în care ambele supape sunt deschise. În timpul baleiajului o parte din încărcâtura proaspată nu participă la procesul de ardere, însă se destinde în turbina. Este necesar ca supapa de admisie să nu se deschidă prea devreme, pentru ca gazele arse din cilindru să nu scape în colectorul de admisie şi să înrăutăţească umplerea. La M.A.C. odată cu mărirea presiunii de supraalimentare, baleiajul trebuie identificat pentru a asigura o bună răcire a cilindrilor.
La valori mari ale gradului de supraalimentare cantitatea de aer de baleiaj este limitata, deoarece gazul la intrarea în turbină nu trebuie să depăşească o anumită temperatură, ceea ce implică limitarea debitului de aer care poate fi comprimat de compresor.
Agregate de supraalimentare
Pentru supraalimentarea motoarelor se pot utiliza urmatoarele tipuri de compresoare:- compresoare volumice ( Roots şi cu palete ) ;- compresoare centrifugale
Compresoarele volumice : se utilizează, în general, la motoarele de turatie mică şi sunt antrenate mecanic de la arborele cotit. Aceste compresoare au un randament scăzut şi funcţionează cu zgomot, de aceea ele au o aplicabilitate restrânsă la supraalimentarea motoarelor de automobile.
Fig. 7.7 [7]
Compresoarele centrifugale: sunt cele mai utilizate datorită randamentelor efective ridicate şi dimensiunilor reduse.
Compresoarele centrifugale se utilizează pentru supraalimentarea de presiune medie, înaltă şi foarte înaltă (în trepte).
105
La compresorul centrifugal aerul intră prin canalul de admisie în rotorul compresorului, care rotindu-se , trimite aerul spre reţeaua de palete a difuzorului şi de acolo prin canalul de refulare în colectorul de admisie al motorului.
Fig. 7.8 [8]
Turbina. Turbinele utilizate pentru antrenarea compresoarelor centrifugale pentru supraalimentarea motoarelor pot fi : -axiale-radial-axiale-radiale
La turbina axială curentul de gaze se deplasează prin rotor paralel cu axa de rotaţie, în timp ce la turbina radială se deplasează radial-centripet.
Principiul de funcţionare a unei turbine este urmatorul : gazele arse intră în aparatul director, se destind în ajutaje şi se accelerează de la viteza C până la viteza C . Gazele arse trec apoi prin reteaua de palete a rotorului şi ies cu viteza C < C .
Forţa centrifugală produce momentul rotirii rotorului turbinei. Lucrul mecanic ce ia naştere în turbină este rezultatul destinderii gazelor în difuzor, unde energia internă a gazelor se transformă în lucru mecanic.
Economia importantă de combustibil obţinută de M.A.C. faţă de M.A.S. i-au determinat pe constructorii din Europa, Japonia şi cei de la General Motors din SUA să opteze pentru introducerea acestui tip de motor în industria constructoare de autoturisme.
Unul din cele mai semnificative dezavantaje ale aplicarii M.A.C. la autoturisme este puterea redusă la cilindreea utilizată. Supraalimentarea este o metodă simplă de a acoperi diferenţa de putere între M.A.S. şi un M.A.C. de aceeaşi cilindree unitară. Motorul cu aprindere prin comprimare are o temperatură a gazelor de evacuare mai coborât şi o gama de turaţii mai redusa. Din această cauză multe probleme dificile ce apar la M.A.S. supraalimentat, la M.A.C. nu mai apar. În general, la M.A.C. de puteri mici presiunea aerului de supraalimentare este limitată de încărcarea termică şi mecanică.
Fig 7.9 [9]
106
M.A.C sunt echipate cu o turbină mică, pentru a avea un cuplu bun la turaţii reduse şi este dotat cu o supapă de control pentru a evita suprapresiunile aerului la turaţii ridicate.
Consumul de combustibil se poate reduce pe măsură îmbunătăţirii randamentului compresorului. În reducerea consumului de combustibil la M.A.C. de autoturisme o importanţă deosebită o are optimizarea procesului de ardere, selectarea presiunii de aer, optimizarea colectorului de admisie şi evacuare.
Ultimele dezvoltări ale turbocompresoarelor utilizează o turbină cu gaze de geometrie variabilă. Turbinele sunt prevăzute cu ajustaje paletate la care secţiunea dintre palete se modifică în funcţie de nivelul energetic al gazelor arse. Aceste agregate de supraalimentare elimină pierderile energetice ce apar la sistemele prevăzute cu supapă de scăpare.
Pe viitor o alternativă de supraalimentare a M.A.C. de autoturisme o poate constitui sistemul Comprex.
Fig.7.10[10]
107
Procedee de supraalimentare VW
Fig.7.11[11]
Supraalimentarea motoarelor are drept scop în primul rând mărirea momentului motor (cuplului motor). Procedeele de supraalimentare cele mai întâlnite pot fi compresorul mecanic, turbocompresorul, sau amândouă (VW->TŞI).
Compresorul mecanic
Este antrenat direct de către motor şi de aici şi consumul mai mare de carburant, se pierde din randament. Mercedes au însă un mod înteresant de supraalimentare folosind acest tip de supraalimntare, de tip COMPRESSOR. Supraalimentarea se realizează numai când se depăşeşte un anumit prag de sarcină şi turaţie. Până la acest prag, motorul funcţionează precum unul cu admisie normală. O idee bună, mai ales din punct de vedere al consumului de benzină.
Turbocompresorul
Este cel mai întâlnit procedeu de supraalimentare. Ansamblul turbocompresor este format din turbină şi compresor (de unde ii vine şi numele). Turbină este acţionată de gazele de evacuare, compresorul se află pe admisie, deci comprimă aerul ce este introdus astfel forţat în cilindrii motorului. Presiunea de supraalimentare este controlată de ECU (Electronic Control Unit - calculatorul central). Controlul se face astfel. Exista o capsulă pneumatică care prelevează informaţii de pe admisie înainte de compresor (depresiune) şi după compresor (suprapresiune). În funcţie de aceste informaţii şi la comanda calculatorului, capsula pneumatica trimite semnal către actuatorul waste gate-ului (supapă de pierderi). Actuatorul acţionează supapă de pierderi care se închide/deschide mai mult sau mai putîn. Waste gate-ul se afla pe evacuare, înaîntea turbinei. Daca se deschide mai mult, atunci debitul de gaze de evacuare care ajunge la turbină este mai mic, deci turbină va avea o turaţie mai mică. Cum şi turbină şi compresorul sunt solidare pe acelaşi ax, automat şi compresorul va fi rotit cu aceeaşi turaţie ca şi turbina, adică mai mică. Dacă compresorul este acţionat mai puţin, va comprima mai puţin aerul, deci presiunea de supraalimentare scade. Astfel este controlată presiunea de supraalimentare. În concluzie, supraalimentarea este controlată de ECU prin capsula pneumatică care acţionează o supapă de pierderi. Marea problemă la motoarele supraalimentate pe benzină este apariţia detonaţiei care poate
108
conduce până la distrugerea ambielajului motorului. Tocmai din această cauză supraalimentarea motoarelor pe benzină se realizează mai greu decât la un motor Diesel. Waste gate-ul joacă un rol desodebit de importante pentru a nu se ajunge la detonaţie, pe lângă alte măsuri luate de ECU, reducerea avansului la scânteie sau chiar reducerea presiunii de injecţie.
La Diesel însă, pericolul detonaţiei nu există, acest motor fiind unul care funcţionează pe acest principiu, al autoaprinderii amestecului din camera de ardere. Debitul gazelor de evacuare este mult mai mare, chiar de la turaţii foarte mici, un alt motiv pentru care supraalimentarea acestor motoare se face mai lesne. Practic turbină se aude lucrand chiar de la turaţii joase, spre deosebire de benzîna unde turaţia trebuie sa treaca de 3500-4000 rot/mîn. La Diesel presiunea de supraalimentare este ceva mai mare de aceea se foloseşte adesea întercooler-ul. Aerul trecut prin compresor se încălzeşte, conform legii generale a gazelor. Astfel, densitatea aerului scade considerabil. Aerul comprimat poate ajunge chiar la 60-70 de grade celsius. Întercooler-ul răceşte aerul admis în motor, îl readuce pe la aproximativ 30 de grade celsius, depinde desigur de tipul motorului. Aerul rece are o densitate mai mare, deci se poate injecta o cantitate mai mare de motorină, puterea motorului creşte astfel considerabil.
Se pot folosi chiar 2 turbocompresoare puse în serie. Unul este folosit la turaţii mici şi medii, iar al doilea la turaţii mari. În cazul în care este prea mare presiunea de supraalimentare, se face un bypass al uneia dintre turbine.
Compresorul mecanic şi Turbocompresor
Volkswagen îmbină cele două metode şi spun ei ca astfel puterea motorului creşte considerabil, iar consumul este mai redus faţă de cazul în care s-ar folosi una din cele două metode. Ei s-au gândit să îmbine cele două procedee de supraalimentare, deoarece compresorul funcţionează mai bine la turaţii reduse-medii, iar turbina având mai mult randament la turaţii înalte. Nu ştiu care este adevarul, am auzit atât păreri pro cât şi contra. Totuşi acest TSI a câştigat nişte premii, deci bănuiesc că este ceva de el. Desigur, în exploatare este altceva şi problemele pot să apară negreşit. Cu cât e mai complicât, cu atât şi posibilitatea de apariţie a diverselor probleme tehnice este mai ridicată.
109
Turbo + compresor mecanic = economie de combustibil
Se pare că această ecuaţie pe care mulţi o consideră puţin probabilă este adevărată în cazul noului motor 1,4 TSI (Twincharger) de la Volkswagen. În cele ce urmează vom analiza îndeaproape principiul de funcţionare al acestui propulsor.
Fig.7.12[12]
Una dintre cele mai relevante trăsături prin care se poate analiza cât este de bine proiectat un motor nu este, cum ar crede unii, nici puterea maximă, nici cuplul maxim dezvoltat, ci eficienţa motorului sau randamentul. Această eficienţă se referă la capacitatea unui motor de a efectua un lucru mecanic cât mai mare (în traducere libera - o curba de cuplu şi de putere cât mai generoasă) cu un consum cât mai mic de energie (în cazul nostru, combustibil).
De-a lungul timpului au existat numeroase încercări de a reduce consumul unui motor alimentat cu benzină păstrând în acelaşi timp un nivel cel puţin decent de performanţe. Printre acestea amintim dezactivarea unor cilindri la rularea cu viteză constantă, diminuarea capacităţii cilindrice (de multe ori compensată de supraalimentare pentru a păstra caracteristicile de putere şi cuplu) şi multe altele.
Cu toate acestea fiecare dintre soluţii avea anumite neajunsuri. Unul dintre principiile clare care trebuie luate în considerare este faptul că pentru a scădea consumul de benzină trebuie să se reducă volumul cilindrilor. O altă condiţie „sine qua non“ este un comportament bun al motorului în gama inferioară de turaţii, întrucât pentru a reduce consumul de combustibil motorul trebuie să funcţioneze la turaţii cât mai mici.
110
Fig.7.13[13]
Inginerii Volkswagen au venit cu o soluţie inedită în încercarea de a împăca şi capra şi varza, această idee referindu-se de fapt la combinarea a două soluţii deja existente: compresorul mecanic de tip Roots şi turbocompresorul acţionat de gazele de evacuare.
Sistemele de supraalimentare (fie mecanice sau acţionate de gazele de evacuare) au scopul de a forţa aerul proaspăt să intre în cilindri. Prin această metoda se poate arde mai mult combustibil într-un motor fără a-i creste capacitatea cilindrica. Astfel, acelaşi motor produce mai multă putere consumând în acelaşi timp, evident, mai mult combustibil. Punând în balanţă creşterea consumului cauzată de supraalimentare cu scăderea relativă a aceluiaşi consum datorată folosirii unui motor mai mic, cea de-a doua are câştig de cauză. Spre exemplu, deşi un motor TSI de 1,4 litri este cu 30% mai mic decât unul FSI de 2,0 litri, el produce o putere cu 14% mai mare decât a celui din urmă, la un consum cu 5% mai mic.
Pentru dezvoltarea acestui tip de motor inginerii de la Volkswagen au folosit ca bază motorul de 1,4 litri echipat cu injecţie directă de benzină şi patru supape pe cilindru.
Pentru a rezista la presiunile crescute din interiorul motorului blocul motor a fost realizat din fontă de înaltă rezistenţă. Pompei de apa i s-a adăugat un ambreiaj magnetic, iar injectoarele folosite, deşi plasate în acelaşi loc ca la motoarele FSI, au acum şase orificii pentru injecţia combustibilului în cilindru. Sistemul de injecţie lucrează acum la o presiune maximă de 150 bar. În ceea ce priveşte compresorul mecanic a fost ales un compresor de tip Roots. Acesta nu comprimă aerul în înteriorul său, ci în galeria de admisie, cu ajutorul a două rotoare, putând oferi o presiune mare de supraalimentare încă de la turaţii joase. Principalul dezavantaj al acestui tip de compresor este căldura puternică pe care o degajează.
111
Turbocompresorul acţionat de gazele de evacuare şi cel Roots sunt montate în serie, o supapă controlată electronic reglând proporţia în care aerul proaspăt este distribuit între cele două sisteme de supraalimentare. Când supapa se află în poziţia complet deschisă este acţionat numai turbocompresorul. În acest caz sistemul operează exact ca un sistem convenţional de supraalimentare cu turbocompresor, aerul trecând prin intercooler şi ajungând în galeria de admisie. În momentul când este acţionat doar turbocompresorul, compresorul Roots este deconectat prin intermediul unui ambreiaj magnetic.
Fig.7.14[14]
Presiunea maximă oferită de sistemul Twincharger este de 2,5 bar la o turaţie a motorului de 1.500 rpm. La această turaţie ambele compresoare funcţionează la aproximativ aceeaşi presiune. Compresorul Roots are o presiune de supraalimentare de 1,8 bar la o turaţie cu puţin peste cea de ralanti, rolul său fiind de a asigura un cuplu bun la turaţii joase. Acesta operează până la o turaţie de aproximativ 2.400 rpm, punct din care rămâne în funcţiune doar turbocompresorul, acesta fiind proiectat pentru a oferi o eficienţă optimă la turaţii medii şi mai ales înalte. Rezultatul aplicarii acestei soluţii este o creştere considerabilă a eficienţei, singurul posibil dezavantaj fiind construcţia complexă.
112
CAP. 8. CALCULUL ECONOMIC
Alături de creşterea performanţelor şi scăderea emisiilor poluante, creşterea economicităţii este un alt obiectiv important al proiectanţilor de motoare. Acest lucru este influenţat de faptul că rezervele energetice ale planetei sunt în scădere, iar parcul auto în continuă creştere.
Pe lângă metodele deja clasice în care se realizează acest obiectiv, fiecare producător încearcă soluţii tehnice proprii. Dacă acum 30 de ani un consum urban de 15% era considerat normal, în zilele noastre un motor optimizat are această valoare de aproximativ 6-7%.
Deşi există încercări reuşite ale marilor producători de a realiza motoare cu un consum de 2-3%, scăderea cu orice preţ a consumului nu este totuşi soluţia problemei, deoarece acest lucru atrag după sine şi scăderea performanţelor.Termenul de economicitate are în industria autovehiculelor şi alte semnificaţii:
Reducerea preţului de cost al motorului; Reducerea duratei de proiectare; Scăderea greutăţii pieselor şi subansamblelor în concordanţă cu creşterea rezistenţei
acestora folosind secţiuni profilate; Mărirea durabilităţii şi a mentenabilităţii; Creşterea preciziei de prelucrare în scopul micşorării uzurilor; Creşterea siguranţei în exploatare; Mărirea fiabilităţii componentelor motorului; Scăderea costurilor de cercetare şi proiectare prin creşterea numărului de
componente comune; Folosirea simulării în procesul de proiectare;
Modalităţi de creştere a economicităţii motoarelor: Sărăcirea amestecului permite scăderea concentraţiei de hidrocarburi asigurând în
acelaşi timp micşorarea consumului de combustibil; Turbionarea amestecului în camera de ardere; Preîncălzirea amestecului bogat prin folosirea temperaturii gazelor de evacuare; Utilizarea supraalimentării; Optimizarea procesului de ardere (folosirea a două bujii într-o cameră de ardere); Modificărea optimă a fazelor distribuţiei; Mărirea randamentului indicat; Creşterea presiunilor de injecţie şi folosirea unor geometrii corespunzătoare
orificiilor de pulverizare pentru mărirea fineţii acesteia întrucât favorizează o omogenizare mai bună şi mai rapidă a amestecului carburant;
Utilizarea materialelor ceramice pentru izolarea termică a fluidului de lucru, rezistenţa componentei ceramice fiind asigurată în general de metalul care este izolat faţă de gazele de ardere de către ceramică;
Creşterea puterii raportate la unitatea de volum a cilindrului prin mărirea coeficienţilor de exces de aer şi creşterea turaţiei;
Scăderea masei şi a dimensiunilor de gabarit raportate la puterea dezvoltată; Simplitatea şi tehnologicitatea construcţiei;Optimizarea procesului de ardere folosind controlul acesteia asistat de către computerul de bord.
113
BIBLIOGRAFIE
1. Gh. Bobescu, Gh.- Al. Radu, A. Chiru, C. Cofaru, V.Ene, V. Amariei, I. Guber –
MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE ŞI TRACTOARE, vol. I, II şi III Chişînau, Ed.
Tehnica 1998.
2. Radu Gh.Al, Ispas N. – CALCULUL ŞI CONSTRUCŢIA ÎNSTALAŢIILOR
AUXILIARE PENTRU AUTOVEHICULE , Reprografia Univerşităţii Tranşilvania
Braşov, 1972
3. C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru,
V. Eni—PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov,
Reprografia Univerşitatii Tranşilvania 1997
4. D. Abaitancei, Gh. Bobescu – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE, Bucuresti, E.D.P
1975
5. D. Abaitancei, C. Hasegan, I. Stoica, D. Claponi, L. Cihodaru – MOTOARE PENTRU
AUTOMOBILE ŞI TRACTOARE, Bucuresti,Ed. Tehnica, 1978
6. CONAT ‘ 99 “AUTOMOTIVE FOR THE NEXT CENTURY”
7. T. Nagy, M. Alex. Stanescu, N. Turea, D. Dima—FIABILITATEA ŞI TEROTEHNICA
AUTOVEHICULELOR vol I Brasov, Reprografia Univerşitatii Tranşilvania 1997.
8. D. Marîncaş, D. Abăităncei – FABRICAREA ŞI REPARAREA
AUTOVEHICULELOR RUTIERE Bucureşti, E.D.P. 1982
9. D. Marîncaş – COMBUSTIBILI, LUBRIFIANŢI ŞI MATERIALE SPECIALE
PENTRU AUTOMOBILE. Bucureşti Ed. Tehnică 1983.
10. Colecţia revistelor AUTOMOTIVE ENGÎNEERÎNG - editată de Society of Automotive
Engîneers
11. Documentaţii despre motoarele autovehiculelor BMW
12. HŰTTE – MANUALUL ÎNGÎNERULUI – FUNDAMENTE Bucureşti, Ed. Tehnică
1995
13. ÎNSTALLATION MANUAL FOR SCANIA ÎNDUSTRIAL ENGÎNES.
14. DIVERSE ŞITE-URI ALE FIRMELOR CONSTRUCTOARE DE MAŞÎNI ŞI
SUBANSAMBLE PENTRU ÎNDUSTRIA AUTO.
15. Wolters, Peter, Fuel Economy Concepts for Gasolîne Engînes în Connection With
Future Emisşion Legislation, FIŞITA Congress, PAşis, 1998, Paper F98T214.
16. Demmelbauer-Ebner Wolfgang, Hans Peter Lenz, VAriabile Valve Actuation – a
Modern Engîne Technology, ŞIAR- Conference, Sept.7-12, 1992, Bucharest.
114
17. Frank van der Staay, Hans Kemper, VAriabile Valve Timîng – New Dimenşion în
Engîne Controls, EAEC Congress, Barcelona, 1999, Paper 99C314.
18. Alboteanu, R., Petcu, Cr. Engîne Chargîng Control by Uşîng Full Variabile Valves
Timîng, EAEC Congress, Bratislava, 2001, SAITS 0115.
19. Brustle Claus, Porsche 911. Turbo with VarioCam Plus, AutoTehnology, Vol.1,
October, 2001, pp 54-57.
20. Oprean, M, Înteracţiunea cama-arc de supapă la motoarele cu aprindere prin scanteie de
turaţie ridicâta, Teza de doctorat, Înstitutul Politehnic Bucuresti, 1984
Site-uri
[1]- http://visual.merriam-webster.com/images/transport-machinery/road-transport/types-
engines/gasoline-engine_2.jpg
[2]- http://www.toyoland.com/photos/1987/supra-engine.jpg
[3]- http://members.shaw.ca/sch25/FOS/Mann%201998%20+%20Corrected.gif
[4]- http://www.postimage.org/Pq1j9Uui.jpg
[5]- http://www.engineering.com/Portals/0/evg/rc/VW%20Engine.jpg
[6]- http://www.turbocenter.ro/img/products/pic_04.gif
[7]- http://www.volkswagen.ro/files/ro/element/text_pic/1373852247.jpg
[8]- http://www.celmaitaredinparcare.ro/wp-content/uploads/2008/08/supercharger.gif
[9]- http://upload.wikimedia.org/wikipedia/ro/6/68/Turbina_cu_gaze_animata.gif
[10]- http://storage0.dms.mpinteractiv.ro/media/2/2/7254/2325384/1/ford-ecoboost-t1.jpg
[11]- http://www.celmaitaredinparcare.ro/wp-content/uploads/2008/08/supercharger.gif
[12]- http://blog.mikedasberg.de/wp-content/uploads/2009/01/103kw-tsi-motor.png
[13]- http://img.worldcarfans.com/2007/5/medium/2070507.006.1M.jpg
[14]- http://blog.mikedasberg.de/wp-content/uploads/2009/01/125kw-tsi-diagramm1.png
115