UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” Facultatea de Mecanică
Proiectarea motoarelor pentru autovehicule Corneliu COFARU Nicolae ISPAS Mircea NĂSTĂSOIU Horia ABĂITĂNCEI Horea-Răzvan ANCA Mihai DOGARIU Anghel CHIRU Vladimir ENI
1997
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” Facultatea de Mecanică
Proiectarea motoarelor pentru autovehicule Conf.dr.ing. Corneliu COFARU Şef lucr.ing. Nicolae ISPAS Şef lucr.ing. Mircea NĂSTĂSOIU Asist.dr.ing. Horia ABĂITĂNCEI Asist.ing. Horea-Răzvan ANCA Şef lucr.ing. Mihai DOGARIU Prof.dr.ing. Anghel CHIRU Conf.dr.ing. Vladimir ENI
1997
Referenţi: Prof.dr.ing. Gheorghe BOBESCU Prof.dr.ing. Nagy TIBERIU Prof.dr.ing. Iosif SOARE MINISTERUL ÎNVĂŢĂMÂNTULUI UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” BRAŞOV Redactare computerizată: Horea-Răzvan ANCA Culegere text: Monica BACIU Prelucrare figuri: Gabriela MAILAT, Horea-Răzvan ANCA Corectat: Autorii Comanda: Executat în cadrul Sectorului Reprografie Pentru uzul studenţilor.
PREŢ:
PREFAŢĂ În ultimii ani se constată o tendinţă de îmbunătăţire a performanţelor motoarelor destinate autovehiculelor în sensul creşterii puterii specifice, scăderii consumului de combustibil şi nivelului noxelor din gazele de evacuare. Există şi tendinţa de înlocuire a materialelor tradiţionale cu scopul micşorării masei specifice fără a afecta fiabilitatea motorului. Având în vedere aceste tendinţe lucrarea evidenţiază particularităţile de proiectare a motoarelor cu aspiraţie naturală şi supraalimentate în patru timpi. De asemenea având în vedere că foarte mulţi constructori iau în considerare revenirea motorului în doi timpi pentru motorizarea autovehiculelor, se tratează şi particularităţile de proiectare a acestor motoare. Pornind de la aceste considerente autorii lucrării de faţă propun cititorului o metodologie unitară de abordare a elementelor de proiectare a motorului ca ansamblu general cât şi pe subansamble şi elemente componente ţinând seama de constrângerile impuse pe de o parte de legislaţiile privind limitarea poluării mediului iar pe de altă parte de performanţele impuse de piaţă. În prima parte a lucrării se abordează complexul de procese care se desfăşoară în cilindrii motorului incluzând schimbul de gaze, formarea amestecului aer-combustibil şi arderea. La tratarea acestor probleme s-a avut în vedere posibilitatea de modelare a proceselor pentru a ajunge la soluţia optimă. Lucrarea continuă cu calculul cinematic şi dinamic al mecanismului motor. Un accent deosebit se pune pe echilibrarea motorului, în acest sens tratându-se majoritatea variantelor constructive şi funcţionale. În continuare se analizează variantele constructive şi se dezvoltă metodologia de calcul pentru părţile fixe şi mobile ale motorului (mecanismul motor şi de distribuţie a gazelor). Instalaţiile de alimentare, răcire şi ungere sunt analizate pentru fiecare tip de motor scoţânduse în evidenţă cerinţele ce trebuiesc îndeplinite şi particularităţile constructive de care trebuie să se ţină seama în procesul de proiectare. Elementele constructive ale acestor instalaţii sunt tratate separat prezentându-se şi metodologia de calcul. O atenţie deosebită s-a acordat procesului de supraalimentare a motorului, plecându-se de la ideea că alegerea incorectă a unui element (turbocompresor, schimbător de căldură) are un efect contrar celui propus. La alcătuirea lucrării s-a promovat experienţa în acest domeniu în Universitatea 1
TRANSILVANIA Braşov, experienţă permanent îmbogăţită prin colaborarea cu specialiştii ce acţionează în compartimentele proiectare-cercetare din firmele şi institutele de cercetare ştiinţifică din Braşov. Prezenta lucrare se adresează în primul rând studenţilor care desfăşoară activităţi de proiectare în domeniul motoarelor cu ardere internă pentru autovehicule precum şi tuturor specialiştilor care au ca activitate proiectarea şi dezvoltarea de motoare cu ardere internă.
AUTORII
2
1. STABILIREA MĂRIMILOR SPECIFICE LA PROIECTAREA MOTOARELOR DE AUTOVEHICULE 1.1 Cerinţe impuse motoarelor de autovehicule Condiţiile de funcţionare ale autovehiculelor impun motorului utilizat satisfacerea unor condiţii care nu depind în principal de tipul motorului. Dintre cerinţele care trebuiesc satisfăcute cele mai importante sunt: a) consum de combustibil redus pe o plajă de sarcini şi turaţii cât mai mare; b) emisiuni nocive reduse, pe cât posibil se vor adapta acele soluţii constructive care au impact asupra genezei noxelor şi acţionează în sensul diminuării acestora; c) masă specifică cât mai redusă fără a afecta rezistenţa şi rigiditatea ansamblului; d) adaptabilitate la regimul de funcţionare ale autovehiculului; e) pornire şi funcţionare sigură în limite largi ale temperaturii mediului ambiant; f) echilibrarea cât mai completă a forţelor şi momentelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie şi rotaţie; g) adoptarea unui grad de neuniformitate care să nu afecteze demarajul lin al autovehiculului; h) siguranţă în funcţionarea motorului ca sistem complex: motor-instalaţii auxiliare; i) satisfacerea tuturor factorilor care influenţează uzura motorului (materiale, calitate a suprafeţelor, tratamente termochimice, filtrare, etc); j) arhitectura motorului să dea posibilitatea unei deserviri uşoare. Proiectantul trebuie să analizeze cu atenţie aceste cerinţe în concordanţă cu tipul motorului şi natura autovehiculului pentru a se ajunge la cele mai bune soluţii încă din faza de studiu, rămânând ca pe parcursul proiectării propriu-zise pe baza simulărilor de funcţionare să se adopte acele detalii constructive care să conducă la satisfacerea tuturor acestor cerinţe. Verificarea şi optimizarea construcţiei efectuându-se prin încercări pe stand şi de drum.
1.2 Stabilirea parametrilor şi indicilor motoarelor pentru autovehicule La întocmirea studiului şi elaborarea proiectului pentru motorul de autovehicul trebuie să se analizeze cu atenţie tendinţele mondiale în domeniu. În ultimii ani legislaţiile antipoluare au impus proiectanţilor şi constructorilor de motoare mutaţii majore în abordarea soluţiilor constructive, pentru a diminua nivelul de noxe la geneză. Un alt factor major care determină noi presiuni în proiectare îl constituie utilizarea unor materiale noi neconvenţionale (materiale ceramice şi compozite, fig. 1.1). Studii recente au scos în evidenţă că o serie de componente ale motorului pot fi proiectate şi confecţionate din materiale neconvenţionale care conferă motorului noi performanţe privind: fiabilitatea; durabilitatea şi greutatea acestuia. O analiză pertinentă a tendinţelor de dezvoltare a motoarelor mici pentru autoturisme demonstrază o revenire în forţă a motorului în doi timpi atât în varianta M.A.S. cât şi în varianta M.A.C. Acest fapt a fost posibil datorită noilor studii privind procesele ce au loc în aceste motoare.
11
Fig. 1.1 Posibilităţi de utilizare a materialelor neconvenţionale la proiectarea motoarelor
1.2.1 Stabilirea tipului motorului Motorizarea autovehiculelor se poate realiza cu ajutorul motoarelor cu aprindere prin scânteie, cu aprindere prin comprimare; în patru sau doi timpi în varianta cu aspiraţie naturală sau supraalimentate. La alegerea tipului de motor stau criteriile privind indicii: de putere, economicitate, ecologicitate, masa motorului şi costul acestuia. Parametrii constructivi utilizaţi în proiectare sunt: puterea litrică, puterea specifică corectată, masa litrică şi masa specifică. Puterea litrică reprezintă criteriul de apreciere a gradului de utilizare a cilindreei motorului pe n Pe Pe kw 1 (1.1) = = P1 = i V s 30.000 m l Vt unde: Pe - puterea nominală [kW]; Vt - cilindreea totală [l]; pe - presiunea medie efectivă; n -turaţia motorului; tm - coeficient care ţine seama de numărul de timpi ai motorului. Valoarea puterii litrice dă posibilitatea comparaţie motorului din punct de vedere al perfecţiunii procesului de lucru şi al compactităţii construcţiei. Cu cât valoarea puterii litrice va fi mai mare cu atât motorul va fi mai compact şi mai uşor (Tabelul 1.1.) Puterea specifică corectată Pe kW (1.2) Psc = 2 2 3 0,7854 i D S dm unde: i - numărul de cilindri; D - alezajul cilindrului; S - cursa pistonului. Masa litrică (ml) este indicele care apreciază consumul de metal pe unitatea de cilindree 12
m kg 3(1.3) V t l unde: ml - masa litrică; m - masa motorului; Vt - cilindreea totală. Masa specifică (mp) reprezintă criteriul de evaluarea a consumului de metal pentru a realiza un motor de putere unitară m kg 4(1.4) mp = Pe kW Luând în considerare relaţiile (1.1) şi (1.4) rezultă ml 5 (1.5) mp = Pl Masa specifică exprimată prin relaţia (1.5.) face legătura între aspectele constructive exprimată prin masa litrică şi cele care privesc perfecţiunea ciclului prin puterea litrică exprimate prin nivelul presiunii medii efective şi viteza motorului. Tabelul 1.1 Valori ale puterii şi masei litrice şi specifice ml =
Destinaţia
Tip
Timpi
Autoturisme
MAS
Automobile sport Automobile de curse Autocamioane
MAS MAS MAS MAC
4* 4** 2 4 4 4 4 4 2
*Motoare în linie **Motoare în V
Pl [kW/l] 15-36 22-45 24-40 13-19 26-55 52-150 20-30 15-25 18-30
ml [kg/l] 75-120 50-85 110-140 100-115 50-120 45-70 80-120 90-100 130-150
mp [kg/kW] 7,0-4,0 4,7-2,0 2,7-4,8 6,7-8,7 2,0-3,4 0,4-1,1 3,0-8,8 4,7-15 6,4-9,5
1.2.2 Stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului Alezajul D şi cursa S constituie dimensiunile fundamentale ale motorului şi determină cilindreea Vs. Între aceste două mărimi există o strânsă legătură dependentă prin raportul = S/D care influenţează asupra puterii litrice a motorului. La motoarele cu aprindere prin scânteie se utilizează în general valori ale raportului S/D subunitar deoarece permite obţinerea de valori ale puterii litrice superioare. Pentru a se obţine valorile dorite pentru S/D, se poate majora alezajul menţinând S = ct, fie prin menţinerea constantă a valorii alezajului şi micşorarea cursei. În primul caz mărirea alezajului D este limitată de fenomenul de detonaţie şi solicitări termice mai ridicate, însă există posibilităţi sporite de îmbunătăţire a secţiunilor de trecere oferite de supapa de admisie ceea ce conduce la sporirea coeficientului de umplere. Aplicarea celui de al doilea procedeu permite pe lângă obţinerea raportului S/D dorit şi a posibilităţii de ridicare a turaţiei motorului fără ca viteza medie a pistonului să depăşească valorile vitezei medii a pistonului impuse din condiţiile de diminuare a randamentului mecanic şi de creştere a uzurii, şi măririi forţelor de inerţie. Utilizarea unor rapoarte S/D subunitare prezintă şi avantajul unor înălţimi mai reduse ale motorului ceea ce permite o amplasare mai bună pe automobil. În cazul motoarelor cu aprindre prin comprimare, datorită valorilor mai reduse ale turaţiei, 13
se adoptă rapoarte S/D supraunitare. Aceasta conduce şi la reducerea solicitării organelor motorului datorate forţei maxime al gazelor Fg = pmax D2 / 4 6. Valoarea raportului S/D la
MAC influenţează intensitatea mişcării organizate a aerului şi deci procesele de formare a amestecului aer-combustibil şi arderea. În tabelul 1.2. se prezintă valorile obţinute statistic pentru raportul S/D şi viteza medie a pistonului wm = Sn/30. Tabelul 1.2. Valori ale raportului S/D şi vitezei medii a pistonului wm Destinaţia Tip motor Număr S/D wm de Timpi [-] [m-s] Autoturisme MAS 4* 0,80-1,40 9-15 4** 0,80-1,40 9-15 2 0,80-1,10 8-12 MAC 4 0,96-1,30 10-12 Automobile sport MAS 4 0,77-1,04 14-17 Automobile de curse MAS 4 0,80-1,30 16-21 Autocamioane MAS 4 0,80-1,20 7-13 MAC 4 1,10-1,50 8-12 2 1,06-1,22 7-11 *Motoare în linie **Motoare în V Pe baza teoriei similitudinii, puterea litrică poate fi exprimată prin relaţia (1.6) în aşa fel încât să se obţină o putere cât mai ridicată pe unitatea de cilindru la o solicitare admisibilă a acestuia. v - factorul de compartimentare: a v (1.6) Pl = 2/ 3 7 4,33 10 5 unde: a - este factor de putere: a = pe wm [N/ms] 1
i 3 v - factorul de compartimentare: v = 8 Vt - raportul cursă alezaj. Pe baza datelor statistice s-a stabilit că factorul de compartimentare optim la motoarele prin scânteie este 16,2 m-1 pentru Vt < 2 dm3 şi 11,3 m-1 pentru Vt > 2 dm3 , iar la motoarele cu aprindere prin comprimare este cuprins între 9,0...11,5 m-1 . Adoptând o anumită valoare pentru puterea litrică se poate calcula cilindreea motorului Pe 9 (1.7) Vt = Pl unde: Pe - puterea nominală [kW]. Numărul de cilindri se calculează din ecuaţia de difiniţie a factorului de compartimentare: 3 i = v V t 10 (1.8) Cunoscând capacitatea unui cilindru (Vs = Vt/i) şi raportul cursă alezaj ( = S/D) se poate determina valoarea alezajului D. Vs 11 (1.9) D = 3 4 iar cursa pistonului S = D 12 (1.10) La dispunerea cilindrilor se are în vedere atât numărul acestora cât şi destinaţia motorului. 14
Motoarele care echipează autoturismele pentru a avea o înălţime redusă se realizează cu cilindrii în linie dispuşi înclinaţi. Aceeaşi soluţie se aplică şi pentru motoarele pentru autocamioane cu cabină avansată. Unghiul de înclinare este cuprins între 15...60o. În cazul autobuzelor şi la unele autoturisme dispunerea cilindrilor se poate realiza în linie în plan orizontal pe un rând sau două rânduri. O variantă avantajoasă din punctul de vedere al înălţimii, lungimii şi masei motorului o constituie dispunerea cilindrilor în V la unghiuri cuprinse între 15...120o. Soluţia permite reducerea lungimii motorului cu până la 30% şi a masei cu aproximativ 25%, în plus, se măreşte rigiditatea arborelui cotit. Atunci când spaţiul disponibil este suficient cilindri sunt dispuşi în linie verticală dacă numărul de cilindri este până la 6, peste acest număr se adoptă dispunerea cilindrilor în formă de V.
1.2.3 Stabilirea raportului de comprimare La stabilirea raportului de comprimare se are în vedere faptul că acesta constituie un factor de forţare a motoarelor, deoarece cu creşterea raportului de comprimare creşte şi randamentul indicat i, îmbunătăţindu-se astfel performanţele de dinamicitate şi economicitate ale acestora. Adaptarea unor valori ridicate ale raportului de comprimare determină valori ridicate ale presiunii şi temperaturii la sfârşitul procesului de comprimare, sfârşitul arderii şi începutul destinderii. În cursa de destindere gazele se destind mai puternic, astfel că, la sfârşitul procesului de destindere valorile presiunii şi temperaturii gazelor vor fi reduse. Rezultatul direct al unui raport de comprimare ridicat este reducerea temperaturii medii a ciclului, ceea ce conduce la reducerea intensităţii transferului de căldură prin pereţi. În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie este determinant a se adopta o valoare a raportului de comprimare care să ţină seama de caracteristicile constructive ale motorului şi de calitatea combustibilului (cifra octanică). La motoarele cu aprindere prin comprimare alegerea raportului de comprimare se face în funcţie de procedeul de formare a amestecului pentru a asigura pornirea motorului cu aprinderea şi arderea sigură cu un consum redus de combustibil. Influenţa raportului de comprimare asupra unor parametri ai motorului se prezintă în tabelul 1.3. Tabelul 1.3. Influenţa raportului de comprimare asupra unor parametri ai ciclului motor Parametru Tip motor pA TA pmax e [-] [MPa] [K] [MPa] [-] Aspiraţie naturală MAS 7-10 0,09 330 3,5-5,0 0,20-0,32 MAC 17-23 6,0-8,0 0,25-0,35 Supraalimentat MAS 6-8 0,12-0,20 360 5,0-6,5 0,25-0,33 MAC 15-17 400 8,0-11,0 0,35-0,40 Supraalimentat MAC 11-15 0,15-0,25 320 10,0-13,0 0,40-0,44 cu răcire intermediară 350 În funcţie de tipul camerei de ardere la motoarele cu aprindere prin comprimare se poate adopta o valoare din limitele stabilite în tabelul 1.4. Tabelul 1.4 Valori ale raportului de comprimare la MAC Tipul camerei Raportul de de ardere comprimare Cameră Mişcare de intensitate redusă 11-15 de ardere a aerului unitară Mişcare de intensitate ridicată 15-18 15
Cameră divizată * la motoarele pentru autoturisme
a aerului Cameră de turbulrnţă Antecameră
17-20* 18-22 19-23
1.2.4 Stabilirea raportului între raza manivelei şi lungimea bielei Stabilirea unor valori optime între raza manivelei şi lungimea bielei prezintă importanţă în faza de proiectare, deoarece influenţează atât construcţia motorului cât şi parametrii funcţionali ai acestuia. Bielele lungi (b = r/l = 0,2…0,25, unde r = S/2) conduc la valori mai reduse ale componentei normale a forţei rezultante, aceasta determinând diminuarea uzurii cilindrului şi pistonului ceea ce permite reducerea mantalei pistonului. Soluţia implică importante dezavantaje cum ar fi: mărirea înălţimii motorului şi deci şi a greutăţii motorului; reducerea rigidităţii şi mărirea masei bielei. Bielele scurte prezintă avantajul unei mase reduse şi a unei rigidităţi sporite. La această soluţie poate exista pericolul ca biela să atingă marginea inferioară a cilindrului. Pentru motoarele de automobil valorile uzuale pentru b se află cuprinse între limitele 0,25...0,35, limita inferioară fiind caracteristică motoarelor cu aprindere prin comprimare. La motoarele cu aprindere prin comprimare destinate tractoarelor b are valori cuprinse între 0,26 ... 0,29, pentru a se micşora masa acestora.
1.2.5 Stabilirea unor parametrii necesari calculelor la proiectare sau verificarea acestora În procesul de proiectare o serie de parametri sunt adoptaţi pe baza datelor statistice (Tabelul 1.5). Tabelul 1.5 Valorile parametrilor iniţiali şi ai schimbului de gaze Denumirea parametrului Parametrul MAS MAC Temperatura iniţială To 293 293 [K] Presiunea iniţială po 0,102 0,102 [MPa] Temp. gaze reziduale Tr 900-1100 700-900 [K] Presiunea gazelor reziduale pr 0,105-0,125 0,105-0,125 [MPa] Coeficient de exces de aer 0,85-1,0 1,25-2,25 Raportul de comprimare 7,5-11 14-23 Presinunea la sfârşitul admisiei PA 0,07-0,09 0,085-0,093 [MPa] Preîncălzirea amestecului t 15-40 10-25 [oC] Coeficientul de postumplere 1,05-1,20 1,05-1,20 Exponentul politropic de compresie n1 1,32-1,39 1,36-1,4 Exponentul politropic al destinderii n2 1,23-1,30 1,18-1,28 Coeficientul de utilizare a căldurii 0,85-0,95 0,75-0,90 Coeficientul de rotunjirea diagramei r 0,94-0,98 0,94-0,98 Coeficientul de creştere a presiunii 2,85-4,50 1,3-2,5 16
2
Coeficientul de corecţie a presiunii
0,75-0,85 (0,95) La motorul cu aprindere prin comprimare sunt parametri caracteristici care depind de tipul camerei de ardere (Tabelul 1.6.) Tabelul 1.6.
Valorile parametrilor ce depind de tipul camerei de ardere Parametrul Cameră de ardere Camere de ardere divizate unitară Cameră de turbulenţă Antecameră 1,5-1,6(2,25) 1,3-1,4 1,25-1,30 nn 1800-3000 3500-4500 3500-5000 [rot/min] c 195-245 235-260 260-285 [g/kWh] pe 0,65-0,75 0,65-0,72 0,6-0,8 [MPa] pmax 6,5-8,5(90) 5,5-7,0 45-65 [MPa] 1,5-2,5 1,6-1,8 1,3-1,6 Pentru fazele de distribuţie se pot adopta unghiurile de avans la deschidere şi de întârziere la închiderea supapelor faţă de PMS şi PMI în funcţie de tipul motorului şi turaţia de funcţionare a acestuia (Tabelul 1.7.) Tabelul 1.7 Valorile unghiurilor de avans şi de întârziere la deschiderea şi închiderea supapelor Admisie Evacuare Tipul motorului deschidere închidere după deschidere închidere înaintea PMS PMI înaintea PMS după PMI [oRAC] [oRAC] [oRAC] [oRAC] Motoare cu aprindere 10-40 20-45 30-50 10-35 prin comprimare Motoare cu aprindere 10-20 45-70 40-60 15-30 prin scânteie Motoare 45-60 40-50 40-45 45-60 supraalimentate Obs. Valorile mici sunt pentru motoare lente, iar valorile mari pentru motoare rapide. La calculul procesului de ardere sunt necesare mărimile care ţin de natura combustibilului şi de formare a amestecului carburant (Tabelul 1.8). Tabelul 1.8 Caracteristicilor ale combustibilor pentru motoarelor autovehiculelor Compoziţia Cmin Lmin Qi Combustibil Qi [kg/kg] c h o [kg/kg] [kmol/kg] [kg/kg] [kmol/kg] [kJ/kg] Benzină 0,854 0,142 0,004 3,391 0,1065 14,8 0,5073 43500 Motorină 0,857 0,133 0,010 3,332 0,1043 14,5 0,4966 41868 Iar pentru calcule sau verificări se pot folosi parametri prezentaţi în tabelul 1.9. Motor MAS
i
Timpi 4
pi [MPa] 0,85-1,45
0,25-0,36
2
0,55-0,95
0,23-0,28 17
u
r
0,75-0,85
0,06-0,12
1 3,5
Tabelul 1.9 +
b -
1 1 4,2
MAC
4
0,75-1,50
0,29-0,45
2
0,65-1,00
0,28-0,45
3 0,75-0,90
0,03-0,06
1 3,5
+
-
1 1 4,2
4 La verificarea corectitudinii valorilor adoptate sau calculate se poate utiliza tabelul 1.10.
Destinaţia Autoturisme Automobile sport Automobile de curse Autocamioane
MAC MAS
4L 4V 4 4
nn [rpm] 3600-6000 3600-6000 3800-4400 5800-6500
[-] 0,85-0,75 0,85-0,75 0,82-0,75 0,80-0,73
[-] 0,80-1,40 0,80-1,40 0,96-1,30 0,77-1,04
Tabelul 1.10 wm Pl [m/s] [kW/l] 9-15 15-36 9-15 22-45 10-12 13-19 14-17 26-55
MAS
4
6000-10000
-
0,80-1,30
16-21
52-150
MAS MAC MAC
4 4 2
3500-5000 1800-3500 1800-3000
0,85-0,75 0,82-0,75 0,80-0,70
0,80-1,20 1,10-1,50 1,06-1,22
7-13 8-12 7-11
18-40 8-18 18-30
Tip motor MAS
Timpi
m
=S/D
1.3 Regimul de funcţionare al motorului la care se efectuează calculul de proiectare În timpul funcţionării motorului piesele acestuia sunt solicitate de forţe şi momente cu caracter variabil, de aceea este necesar ca verificarea prin calcul a acestor piese să se realizeze pentru condiţiile cele mai grele de solicitare. La motoarele cu aprindere prin scânteie se consideră următoarele regimuri caracteristice pentru calculul pieselor: - regimul cuplului maxim la o turaţie de nM = (0,4...0,5) nn presiunea gazelor din cilindru la sfârşitul arderii atinge valorile maxime: - regimul puterii nominale a motorului la turaţia nn; - regimul turaţiei maxime de mers în gol nmax; la care forţele de inerţie ating valorile maxime. La motoarele cu aprindere prin comprimare valorile maxime ale presiunii de ardere depind de tipul camerei de ardere şi de procedeul de formare a amestecului aer combustibil şi nu întotdeauna se ating la regimul cuplului maxim, de regulă aceste valori se ating la regimurile puterii nominale. La aceste motoare se recomandă următoarele regimuri pentru calculul pieselor: - regimul puterii nominale la turaţie nominală (nn); - regimul turaţiei maxime de mers în gol (nmax). Calcul de rezistenţă pentru piesele motorului se realizează în condiţii de funcţionare staţionare, cu toate că regimurile nestaţionare au o pondere importantă în exploatare este dificilă cuantificarea prin calcul. În timpul funcţionării motoarelor la anumite regimuri se produc deformaţii, de accea calculul de rezistenţă al pieselor trebuie să le aibă în vedere, fie la piesa luată în calcul, fie la piesa conjugată. Luarea în considerare a caracterului dinamic al forţelor prezintă dificultăţi suplimentare, calculul pieselor motorului realizându-se la sarcini statice şi cu considerarea deformaţiilor numai în domeniul elastic. 18
În cazul pieselor supuse la solicitări variabile, la calculul rezistenţei la oboseală trebuie să se aibă în vedere că amplitudinea tensiunilor are o influenţă mai mare decât tensiunile maxime. Implementarea de noi metode de abordare a calculului pieselor motorului pot să simuleze solicitarea şi comportarea piselor în funcţionare.
19
2. CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI CU ARDERE INTERNĂ OBIECTIVUL calcului termic este identificarea influenţelor parametrilor termogazodinamici ai gazului de lucru, format din aer şi combustibil, asupra performanţelor motorului şi bilanţului energetic al acestuia. Acest capitol prezintă ca metodă de studiu "SIMULAREA NUMERICĂ". Prima parte este dedicată modelului de simulare a proceselor termogazodinamice din motor (subcapitolul 2.3), iar partea a doua prezintă "Modul de utilizare" (subcapitolul 2.4) şi "Desfăşurarea proiectului" (subcapitolul 2.5), subcapitole orientate asupra utilizării modelului de calcul. Capitolul de faţă este astfel structurat, încât realizarea modelului de simulare pentru o aplicaţie concretă, dacă se cunosc "Bazele teoretice", presupune utilizarea doar a "Modului de utilizare", "Desfăşurarea proiectului" şi a anexelor capitolului.
2.1 Introducere Prin modelarea regimului termic al motorului se urmăreşte determinarea evoluţiei în timp a parametrilor caracteristici şi ai indicilor de apreciere a performanţelor motorului, cu care se pot trasa caracteristicile sistemului energetic şi evalua parametrii integrali în vederea comparaţiei diferitelor soluţii tehnice. Modelul termo-gazodinamic poate fi ridicat pe baza mai multor categorii de ipoteze: 1. Ipoteza parametrilor constanţi. Pe această bază se pot stabili principalele dimensiuni şi parametri globali de performanţă. Relaţiile modelului cuprind doar valorile integrale. 2. Modelul zero-dimensional nu poate lua în considerare fenomenele ondulatorii din galeriile de admisie şi evacuare, dar le poate evalua efectul. Metoda surprinde ciclul motor funcţie de poziţia arborelui cotit. Fără a fi un model exact al fenomenelor termo-gazodinamice, permite evaluarea globală a performanţelor şi surprinderea influenţei reciproce între parametrii de stare. 3. Modelul acustic consideră curgerea isentropă şi deci respectă ecuaţiile undei. Ipoteza este mai exactă pentru colectorul de admisie. 4. Modelul unidimensional consideră curgerea anisentropă, dar ridică deja probleme ale timpului de calculaţie. 5. Modelele multidimensionale necesită hard special şi se bazează pe metoda volumelor finite, în care evoluţia pe un volum de control al spaţiului discretizat, se aproximează printr-o funcţie stăpânită matematic. Începând cu modelul zero-dimensional, apropierea de realitate prin parametrii măsuraţi, este satisfăcătoare. Cu cât creşte complexitatea modelului este posibil de a studia mai multe influenţe asupra performanţelor. Rămane în sarcina proiectantului să decidă care model îi este mai util pentru scopul propus, şi cât de departe trebuie mers cu disecţia fenomenului, adică în ce măsură un studiu de amănunt extrem, mai poate ameliora performanţa ansamblului. Modelul prezentat în acest capitol abordează metoda acustică pentru sistemul de admisie. Sunt puse în evidenţă fenomenele majore din timpul funcţionării motorului, fără complicaţii matematice, care riscă să piardă imaginea de ansamblu asupra motorului. Pentru cilindru şi sistemul de evacuare este adoptat un model bazat pe bilanţul energetic al gazului de lucru cuprins în cilindru. Cele două puncte de vedere păstrează analogia cu fenomenul fizic, deci permit inginerului păstrarea legăturii conceptuale cu fenomenul studiat. CATEGORIILE DE APLICAŢII. Modelul prezintă următoarele posibilităţi de identificare: 19
1.
- CUNOSCUT: structura sistemului, parametrii de intrare
- NECUNOSCUT: parametrii de ieşire Ex.: pentru un motor cunoscut se doreşte evaluarea potenţialului de performanţă, adică evaluarea influenţei pe care o are o anumită variaţie a parametrului de intrare, a avansului la injecţie de exemplu asupra puterii. 2.
- CUNOSCUT: parametrii de intrare, parametrii de ieşire - NECUNOSCUT: structura sistemului şi/sau parametri structurali Ex.: această categorie de probleme are drept răspuns categorii ca m.a.s.-m.a.c., injecţie directă -injecţie divizată, supraalimentare, geometrie şi/sau distribuţie variabilă etc. 3.
- CUNOSCUT: structura sistemului, parametri de ieşire - NECUNOSCUT: parametri de intrare Ex. problema este tipică de optimizare cum ar fi stabilirea avansului optim pentru obţinerea unei anumite puteri sau a unei anumite forme de caracteristică (cuplu cât mai constant funcţie de turaţie la motorul de tractor). Aceste categorii de probleme se pot pune pentru întregul motor în regim staţionar sau tranzitoriu cu sau fără includerea sistemului de asistenţă în comanda motorului În funcţie de obiectivul aplicaţiei, este dificil de precizat care sunt parametri de intrare şi care de ieşire, astfel că în anexa 1, sunt grupaţi pe categorii funcţionale, urmând a constitui pentru diferitele aplicaţii, fie date de intrare, fie date de control.
2.2 Problematica rezolvată prin modelul prezent motor.
0. Analiza completă a evoluţiei principalilor parametri de stare pe durata ciclului 1. Studiul schimbului de gaze - influenţa fazelor de distribuţie; - influenţa vitezei de ridicare a supapei asupra umplerii; - influenţa distribuţiei variabile (funcţie de turaţie şi/sau sarcină); - influenţa numărului de supape asupra umplerii (inclusiv funcţie de turaţie); - influenţa arhitecturii admisiei; - analiza şi sinteza supraalimentării acustice; - influenţa supraalimentării cu agregate speciale şi a răcirii intermediare; - influenţa debitului masic asupra puterii; - influenţa volumului şi arhitecturii sistemului de evacuare; - influenţa condiţiilor de mediu. 2. Studiul transferului de energie termică prin pereţii cilindrului: - influenţa temperaturii pereţilor; - influenţa conductivităţii pereţilor; - influenţa numărului şi grosimii straturilor ce formează peretele; - ponderile energiilor transmise prin pereţi; - influenţa mediului de răcire; - influenţa temperaturii mediului de răcire; - influenţa vitezei pistonului (a turbulenţei) asupra răcirii. 20
3. Studiul arderii - influenţa formei legii de ardere asupra bilanţului energetic; - influenţa legii de ardere asupra evoluţiei presiunii din cilindru; - influenţa legii de ardere asupra vitezei de creştere a presiunii; - influenţa momentului începerii arderii; - influenţa duratei arderii asupra evoluţiei presiunii din cilindru; - influenţa naturii combustibilului; - evoluţia noxelor funcţie de turaţie. 4. Influenţa principalelor dimensiuni - influenţa cursei, alezajului, cilindreei totale; - influenţa numărului de cilindrii Pentru studiul problematicii expuse mai sus, prin calcul termic se obţin date asupra performanţelor motorului în timpul transformării energiei chimice în energie termică, ca bază pentru obţinerea energiei mecanice. Concret este vorba de calculul parametrilor de: - performanţa dinamică (presiune, temperatură şi viteza cu care se calculează momente şi puteri); - consum (consum specific şi orar); - noxe (participaţiile masice ale produşilor poluanţi); în funcţie de spaţiu şi timp, în regim staţionar, precum şi obţinerea unor parametri integrali care să permită comparaţia diferitelor soluţii constructive.
2.3 Bazele teoretice ale modelării proceselor termo-gazodinamice 2.3.1 Principiile de realizare ale modelului 1. Pentru fiecare subansamblu este formulat un model care permite combinarea lor
Fig. 2.1.a: Schema bloc a subsistemelor motorului 21
Fig. 2.1b: Modelele subsistemelor motorului aleatoare în limite funcţionale pentru obţinerea a diferite variante constructive de motoare. 2. Modelul este realizat pentru un caz general de motor cu ardere internă şi se particularizează pentru soluţiile constructive: -m.a.s. / m.a.c.; -2 timpi / 4 timpi; -aspiraţie naturală / supraalimentat. 3. Pentru un motor real se consideră subsistemele: -sistem de admisie; -cilindru; -sistem de evacuare (fig.2.1 a). Fiecare din aceste subsisteme este modelat astfel încât să rezulte o legătură între datele de intrare şi cele de ieşire. Datele de ieşire ale sistemului de admisie sunt date de intrare pentru cilindru, iar acestea furnizează datele de intrare pentru sistemul de evacuare. Starea gazului se caracterizează în orice moment şi în orice punct geometric, prin presiune p, temperatură T şi viteză u. Deci aceştia vor fi parametrii de legătură între cele trei ansamble. Determinarea lor permite calculul tuturor parametrilor de performanţă ai motorului sau diferitelor subsisteme, iar evoluţia lor în timp descrie principalele fenomene termogazodinamice din motor. Cilindrul este spaţiul geometric destinat pentru transformarea energiei chimice în energie termică (arderea) şi transformarea acesteia în energie mecanică. Sistemul de admisie are rolul de a dirija aerul spre cilindru, intervenind în starea sa energetică. După cum se va constata din modelul cilindrului, starea gazului intervine direct în bilanţul energetic şi deci în capacitatea de a efectua lucru mecanic. Deci se va căuta fie diminuarea pierderilor în sistemul de admisie, fie montarea unor dispozitive, capabile să intervină asupra celor trei parametrii caracteristici: conducte de geometrie variabilă (modifică viteza u), compresoare (modifică presiunea p) şi răcitoare (modifică temperatura T). Pentru fiecare din aceste subsisteme este necesar a cunoaşte o funcţie de transfer, care să descrie în ce măsură se modifică parametrii de intrare la parcurgerea subsistemului. Fiecare din elementele enumerate, este destinat pentru variaţia unui parametru, dar intervine şi asupra unuia complementar (secţiunea variabial modifică şi presiunea, compresorul temperatura şi răcitorul din nou presiunea). Acest punct de vedere 22
consideră subsistemele cutii negre (black box), despre care mai mult se cunoaşte în ce măsură modifică parametrii de intrare, decât detalii constructive. Pentru proiectant este posibilă în acest fel o libertate deplină de a combina subsistemele conform cu nivelul de performanţă propus, fără a intra în detalii constructive, păstrând astfel permanent imaginea ansamblului. Subsistemele se vor lega între ele prin cei trei parametrii caracteristici ai gazului (presiune, temperatură şi viteză). Sistemul de evacuare dirijează gazele arse spre exterior, intervenind şi el asupra stării gazului. Consideraţiile de la sistemul de admisie sunt valabile şi la acest subsistem. Sistemelor de admisie şi de evacuare le sunt comune o serie de elemente, pentru care se va realiza un singur model, apelat fie pentru a simula un proces din sistemul de admisie fie din cel de evacuare. Aceste subsisteme sunt: Colector - sau conductă (de admisie sau evacuare); Rezervor (spaţiu de pe traseul gazelor, în care viteza este neglijabilă, supus schimbului de energie termică, nu însă arderii); Sisteme pentru schimb de lucru mecanic (compresoare şi turbine). În figura 2.1 b este reprezentată analogia între motorul real şi modelul său cu subsistemele definite mai sus. 4. Modelul este construit pe baza următoarelor ipoteze: -Evoluţia parametrilor de stare este cvasistaţionară; se admite că pe intervalul de timp considerat, valoarea parametrilor este constantă; -Gazele respectă ecuaţia de stare a gazelor perfecte; -Viteza de curgere este unidimensională, şi se neglijează în cilindru şi rezervoare; -Se neglijează pierderile de gaze în carter; -Arderea se consideră ca aport de energie externă.
2.3.2 Modelul cilindrului Gazul de lucru cuprins la un moment dat în cilindrul motorului este considerat un sistem termodinamic deschis, aflat sub acţiunea inţeractiunilor externe. Necunoscutele pentru acest model sunt presiunea şi temperatura gazului. Se consideră că viteza se anulează prin disipaţie în mişcarea turbulentă a încărcăturii. Pentru determinarea celor două necunoscute se foloseşte bilanţul energetic al gazului şi ecuaţia de stare a gazelor perfecte. Bilanţul energetic se scrie pentru un sistem deschis (schimbului de masă şi energie) d.p.d.v termodinamic, conform figurii 2.2 a. Spaţiului geometric delimitat de chiulasă piston şi cilindrii, se ataşează un volum de control pentru care se formulează bilanţul energetic: dE dW dQ p dQc dH a dH e (2.1) = + + + dt dt dt dt dt dt care exprimat în cuvinte arată că: Energia internă a gazului cuprins în volumul de control, se modifică în timp prin schimbul de lucru mecanic (W) la nivelul pistonului, prin transferul de energie termică prin pereţi (Qp) prin energia termică degajată în urma arderii combustibilului(Qc) şi prin fluxul de entalpie al curenţilor de gaze care pătrund şi/sau părăsesc volumul de control Ha2 şi He3. În continuare sunt explicitaţi termenii bilanţului. Observaţie: În timpul funcţionării există perioade de timp când unul sau mai mulţi termeni sunt nuli. În figura 2.2 b este reprezentat un tabel calitativ, în care pe orizontală sunt trecuţi termenii bilanţului energetic, iar pe verticală, poziţia unghiulară a arborelui cotit, care marchează baza de timp, iar în tabel sunt trecute corespunzător perioadelor de timp, valorile nule sau diferite de zero a termenilor bilanţului energetic. Se disting mai multe perioade funcţionale care impun anularea diferiţilor termeni ai bilanţului energetic. De aceste perioade este necesar a se ţine seama în calculul cilindrului. Poziţia unghiulară zero, marchează punctul mort superior în timpul admisiei. 23
0-î.s.e.
ma 0
me 0
Qc 0
W >0
Qp >0
î.s.e.-î.s.a.
0
0
0
>0
>0
î.s.a.-IA
0
0
0
>0
IA-SA
0
0
0
<0
>0 <0 <0
SA-d.s.e.
0
0
0
<0
<0
d.s.e.-d.s.a.
0
0
0
>0
<0
d.s.a.-720
0
0
0
>0
>0
0 Baleiaj 180
Admisie Compresie
360
Ardere Destindere
540
Evacuare
720 Baleiaj
Fig.2.2b: Mărimea calitativă parametrilor bilanţului
Perioadele calitative sunt: 0 - î.s.e.: Perioada de baleiaj este cuprinsă între poziţia pistonului în punctul mort superior şi momentul închiderii supapei de evacuare. Gazele curg în şi spre mediu prin ambele supape care sunt deschise. î.s.e. - î.s.a.: Perioada propriu-zisă de admisie între momentul închiderii supapei de evacuare şi momentul închiderii supapei de admisie, este lipsită de entalpia gazelor prin sistemul de evacuare şi de energia termică a arderii. î.s.a. - IA: Perioada de comprimare în care supapele sunt închise, însă nu are loc încă arderea, este cuprinsă între momentul închiderii supapei de admisie şi începutul arderii. IA - SA: Arderea este cuprinsă între un moment de început şi de sfârşit (supapele sunt închîse dar are loc furnizare de energie termică în urma arderii). SA - d.s.e.: Perioada cuprinsă între sfârşitul arderii şi deschiderea supapei de evacuare este perioada de destindere în care supapele sunt închise, dar arderea s-a întrerupt. d.s.e - d.s.a.: Perioada dedicată evacuării are doar supapa de evacuare deschisă. d.s.a. - 720: O dată cu deschiderea supapei de admisie începe baleiajul descris la punctul 1, şi ciclul se reia. Se constată că sunt afectaţi de anulare, doar termenii entalpia gazelor schimbate cu mediul şi energia termică furnizată în urma arderii. Lucrul mecanic şi energia pierdută prin pereţi îşi modifică doar semnul în timpul funcţionării. Semnul pozitiv va corespunde creşterii energiei gazului cuprins în volumul de control, iar semnul negativ cedării de către acesta a energiei. Din punctul de vedere al utilizatorului, este urmărită maximizarea lucrului mecanic negativ, deoarece dacă acesta este cedat de gaz înseamnă că va fi preluat la arborele cotit. La termenul care descrie energia pierdută prin pereţi, se va urmări minimizarea valorilor negative,deoarece acestea descriu partea din energie, care este cedată de gaz, dar nu transformată în lucru mecanic util. Recuperarea sa ulterioară este de asemenea extrem de dificilă (este preluată de obicei pentru climatizarea habitaclului automobilului). 2.3.2.1 VARIAŢIA DE LUCRU MECANIC (dW/dt) Lucrul mecanic definit ca energia primită sau cedată mediului de un sistem termodinamic prin deplasarea unei suprafeţe active, are expresia: 24
(2.2) W = -pV unde: p - presiunea din cilindru V - volumul momentan aflat deasupra pistonului Acesta este compus din volumul camerei de ardere (constant) şi din volumul cursei pistonului. Expresia sa, este: D2 (2.3) V = V ca + V x = V ca + x 4 unde: Vca - volumul camerei de ardere se calculează cunoscând raportul de compresie cu relaţia: Vt (2.4) V ca =
x - spaţiul parcurs de piston la un moment dat, măsurat din p.m.s.. Acesta rezultă din cinematica pistonului:
x = r [(1 - cos )+
b
(2.5) (1 - cos 2 )] 4 D - alezajul cilindrului (dacă nu este cunoscut se adoptă conform capitolului "Desfăşurarea proiectului"). Variaţia în timp a lucrului mecanic, este: dW dp dV D2 dx D2 (2.6) = V+p = p = p v dt dt dt 4 dt 4 Termenul dp/dt se anulează, deoarece se consideră în ipoteza evoluţiei cvasistaţionare, că pe intervalul de calcul considerat, valoarea parametrilor de stare este constantă. v - reprezintă viteza pistonului (vezi "Cinematica mecanismului motor"): v = r ( sin +
b 2
sin 2 )
(2.7)
2.3.2.2 VARIAŢIA ENERGIEI TERMICE SCHIMBATE PRIN PEREŢI Acest proces are loc prin convecţie şi prin radiaţie, ponderea determinantă având-o transferul prin convecţie. Calculul procesului se poate conduce în două variante: 1. Calculul energiei transmise prin pereţi, ţinând seama de temperatura peretelui.
Fig.2.2a: Shema de calcul a bilanţului 25
2. Calculul energiei transmise prin pereţi, ţinând seama de temperatura lichidului de răcire. Pentru varianta 1, ecuaţia transferului de energie este: dQ p (2.8) = A ( T p - T) dt unde: - coeficientul de convecţie al gazului în [W/mK]. Valoarea sa depinde de presiunea, temperatura şi starea de mişcare a gazului, conform relaţiei:
= 1,166 3 T p2 (1+1.24 v m )
(2.9)
p - presiunea gazului din cilindru în [bar]; T - temperatura gazului din cilindru în [K]. Ecuaţia coeficientului de convecţie este determinată semiempiric şi constituie un compromis între exactitate şi complexitate. În literatura de specialitate există numeroase relaţii care modelează acest coeficient. De mişcarea gazului se ţine seama prin viteza medie a pistonului: S n (2.10) vm = 30 unde cu S s-a notat cursa şi cu n turaţia motorului. A - aria suprafeţei prin care are loc transferul de energie. La motor se disting trei categorii de suprafeţe: A1-aria chiulasei care se adoptă constructiv (vezi "stabilirea datelor iniţiale"); A2-aria expusă de partea cilindrului; (2.11) A2 = D x A2 depinde de poziţia momentană a pistonului A3-aria pistonului: D2 (2.12) A3 = 4 T - temperatura momentană a gazului; 4 Tp - temperatura momentană a peretelui. Valoarea sa este considerată constantă în regim stabilizat datorită inerţiei termice a materialului pereţilor, dar diferă între piesele motorului. O sinteză a valorilor experimentale a temperaturii pereţilor este redată în anexa 2. Pentru calcule simplificate se poate utiliza, ecuaţia: 0,4 (2.13) T p = 360+ 9 n D unde - coeficientul de umplere (vezi "stabilirea dimensiunilor principale"); n - turaţia momentană a motorului; D - alezajul cilindrului. Cu consideraţiile de mai sus ecuaţia fluxului de energie termică prin pereţi este dată de expresia: dQ p = (A1 + A2 + A3 ) (T - Tp ) (2.14) dt sau când se iau în considerare temperaturi diferite pentru chiulasa (T1), cilindru (T2) şi piston (T3): dQ p = [A1 (T - T1 )+ A2 (T - T2 )+ A3(T - T3 )] (2.15) dt A doua variantă de calcul a fluxului termic ce ţine seama de temperatura (Tfr5) şi natura (6) fluidului de răcire se bazează pe ecuaţia: dQ p = k i Ai (T - Tfr ) (2.16) dt 26
unde: k este coeficientul de transfer de energie termică, care se calculează cu expresia cunoscută din termodinamică: 1 1 bi (2.17) k =1 + + l i ti unde: - coeficientul de convecţie al gazului din cilindru; 7 l - coeficientul de convecţie al fluidului de răcire (anexa 2); bi8 - grosimea peretelui i prin care are loc transferul de energie termică; 9 ti - coeficientul de conductivitatea termică al materialului peretelui i (anexa 2). Însumarea după i se face când există mai mulţi pereţi care mărginesc spaţiul de lucru. 2.3.2.3 VARIAŢIA DE COMBUSTIBILULUI
ENERGIE
TERMICĂ REZULTATĂ ÎN URMA ARDERII
Prin arderea unei cantităţi C [kg] de combustibil care are puterea calorică inferioară Hi10 [J/kg] rezultă cantitatea de energie termică Qc11 [J], cu relaţia: Qc = a t H i C (2.18) care ţine seama că transformarea reactanţilor în produşi de reacţie are loc cu un anumit randament, randamentul transformării t12, şi transformarea energiei chimice în energie termică se face cu randamentul arderii a. Variaţia în timp a energiei termice rezultă derivând expresia 2.18: dQc dC (2.19) = a t H i dt dt în care dC/dt are semnificaţia cantităţii de combustibil arse (şi nu injectate) în unitatea de timp. Aşadar pentru modelarea desfăşurării arderii la m.a.c., nu se poate utiliza legea de injecţie, datorită întârzierii la autoaprindere. Vibe a propus o lege matematică pe baza analizei termodinamice a proceselor din motor, pentru modelarea desfăşurării arderii: dx m n (2.20) = a (m+1) y exp(- a y ) dy unde: C t (2.21) x = ; y = ; n = m+1 C0 t0 Cu notaţiile (2.21), rezultă expresia: dQc dx C0 (2.22) = a H i dt dy t0 Semnificaţia termenilor: C - cantitatea de combustibil arsă din momentul începerii arderii, până în momentul curent de calcul t; C013 - cantitatea de combustibil arsă pe ciclu: c (2.23) C0 = Pef np i unde: Pef - puterea efectivă; c - consumul specific (adoptat din anexa 1); np14 - turaţia pompei de injecţie la m.a.c.. La m.a.s. este turaţia motorului pentru 2 timpi sau jumătatea sa la 4 timpi;
27
Fig. 2.3 Legea de ardere Vibe i - numărul de cilindri; t - timpul scurs de la începutul arderii; t015 - durata arderii a - factor ce ţine seama de randamentul transformării: a 5 6,9 10 t [%] 99 99,9 100 Valoarea de 6.9 este folosită în marea majoritate a cazurilor. m - factorul de formă al funcţiei Vibe. Acesta provoacă formele de funcţii reprezentate în figura 2.3. În concluzie se pot modela diferite tipuri de arderi, modoficând parametrul m. Valorile sale sunt sintetizate în anexa 3 pentru diferite categorii de motoare. Hi - puterea calorică inferioară a combustibilului. Valori pentru combustibilii obişnuiţi sunt redaţi în anexa 3. În acelaţi tabel sunt trecute şi valorile cantităţii minime de aer necesară arderii (Lmin). a - randamentul arderii depinde de condiţiile de funcţionare şi variază în domeniul 0,85…0,99. Pentru regim staţionar se adoptă de obicei valoarea maximă. Modul obişnuit de analiză a proceselor din motor se face folosind ca bază de timp poziţia unghiulară a arborelui motor. Pentru a putea folosi mai uşor relaţia (2.22), din acest punct de vedere, se fac următoarele transformări: - se amplifică y cu viteza unghiulară care face legătura între parametrul timp şi parametrul poziţie unghiulară: t t IA (2.24) y t0 0 t DA Numărătorul este durata în grade de rotaţie arbore motor scursă de la începutul arderii până în momentul curent şi este diferenţa între poziţia momentană a arborelui şi unghiul care marchează începutul arderii (IA) (! Nu începutul injecţiei). Numitorul reprezintă durata totală a arderii în grade rotaţie arbore motor (DA). Cu această transformare termenii ecuaţiei (2.30) se pot calcula funcţie de unghiurile arborelui motor. În expresia (2.22) se înlocuieşte t0 funcţie de poziţia unghiulară, prin aceeaşi viteză unghiulară, ceea ce duce la expresia: dQc 180 dx a Hi (2.25) dt dy 28
Raportul 180/ transformă durata arderii DA exprimată în grade RAC în radiani. Observaţie: Procesul arderii se modelează prin funcţia Vibe cunoscând trei mărimi caracteristice: - unghiul de început al arderii (IA) - durata arderii în grade RAC (DA) - valoarea factorului de forma Vibe (m) Pentru cele trei mărimi sunt sintetizate în anexa 3 valorile numerice funcţie de tipul motorului. 2.3.2.4 ENTALPIA GAZELOR CARE TRANZITEAZĂ CILINDRUL Entalpia unui gaz este definită ca fiind conţinutul total de energie pe care acesta îl conţine, inclusiv energia sa de formare. Această parte nu se poate modifica, astfel încât atunci când vom vorbi de entalpia gazului, vom considera doar partea de energie pe care o conţine fără energia de formare a compuşilor. Relaţia matematică a entalpiei, este: (2.26) H = m h = m cp T care derivată: dH dm (2.27) = cp T dt dt arată că fluxul de entalpie depinde de debitul masic şi de entalpia unităţii de masă (h = cp16T). Expresia debitului care pătrunde prin organul de distribuţie (supape, distribuitoare, ferestre), este: dmn (2.28) n = A 2 1 p1 F 1 dt cu i
j
F = k / (k - 1) ( Q - Q ) 2 numită funcţia de debit şi: p 2 i = ; j = (k +1) / k; Q = 2 p1 k
(2.29) (2.30)
Observaţie!: Dacă există mai multe supape pe cilindru, debitul care tranzitează cilindrul
va fi format din suma debitelor corespunzătoare fiecărei supape. Având în vedere influenţa reciprocă între curenţi, se adoptă pentru coeficientul de debit valorile inferioare ale domeniului de împrăştiere, dacă supapele de acelaşi fel sunt paralele, şi valorile maxime ale coeficientului de debit, dacă supapele de acelaşi fel sunt dispuse pe diagonală. n - numărul de supape m - coeficientul de debit al organului de distribuţie, ţine seama de pierderile gazodinamice care apar în timpul curgerii prin acest punct. Valoarea sa se determină experimental. Valori obişnuite sunt sintetizate în anexa 4, pentru diferite soluţii constructive. A - aria geometrică disponibilă curgerii la un anumit moment. Expresia sa diferă în funcţie de tipul organului de distribuţie şi de tipul acţionării supapei. Pentru distribuţia prin supape, este aria descrisă prin deplasarea supapei: A= h (d cos + h sin cos2 ) (2.31) d - diametrul canalului în dreptul supapei; h - înălţimea de ridicare momentană a supapei; Valoarea sa momentană se determină din calculul mecanismului de distribuţie. Pentru un calcul operativ se poate utiliza anexa 5.; - unghiul de înclinare al talerului supapei. 29
sa:
Pentru distribuţia prin ferestre, este aria pe care o descoperă pistonul în mişcarea
(2.32) A= n b (x - S u ) n - numărul de ferestre; b - lăţimea unei ferestre; x - cursa pistonului; Su 17-cursa utilă a pistonului. pl 18- presiunea în amonte de punctul de perturbare a curgerii (în faţa supapei de admisie); rl19 - densitatea gazului în amonte de supapă; 1 = p1 / R T 1 (2.33) Tl20 - temperatura gazului în amonte de supapă - se preia din calculul sistemului de admisie; Q - raportul presiunilor: p (2.34) Q= 2 p1 Indicele 1 se referă la punctul din amonte de elementul prin care se calculează debitul, iar indicele 2 la punctul din aval: - pentru admisie 1 - punctul din amonte de supapa de admisie; 2 - cilindrul; - pentru evacuare 1 - cilindrul; 2 - punctul din aval de supapa de evacuare. Ecuaţiile generale ale entalpiei şi debitului îşi menţin valabilitatea indiferent de zona unde sunt aplicate, admisie sau evacuare. Atribuind indicele "a" pentru admisie şi "e" pentru evacuare, rezultă debitul masic care tranzitează cilindrul: dm dma dme (2.35) = dt dt dt şi entalpia care îl însoţeşte: dH dH a dH e (2.36) = dt dt dt dată de diferenţa entalpiei gazelor admise şi a celor evacuate. 2.3.2.5 PARAMETRII DE STARE În acest paragraf sunt analizaţi parametri de stare: călduri specifice la presiune şi volum constante, constanta gazului şi exponentul adiabatic, pentru gazul din cilindru. Valoarea acestor parametri se modifică în funcţie de condiţiile de funcţionare din motor (presiune, temperatură şi compoziţia gazului). Se face distincţia între aer şi gaze arse. Valorile numerice pentru aer sunt date în anexa 3, fiind utile în calculul sistemului de admisiei şi a entalpiei gazelor admise. Pentru gazele de ardere, la care valoarea parametrilor de stare se modifică continuu, se folosesc cu relaţiile de mai jos. În calculul sistemului de evacuare se preiau parametrii de stare ai gazului din cilindru la sfârşitul destinderii. Pentru căldura specifică la presiune constantă se foloseşte relaţia empirică: (2.37) c p = a (b+ c T + d T 2 + e T 3 ) 103 a cărei coeficienţi diferă funcţie de domeniul de temperatură: T [0C] 300…1200 1200…2900
a 0,03489 0,03948
b -4,3248 36,861
c 0,176 8,1629E-2 30
d -1,0161E-4 -2,7761E-5
e 2,337E-8 3,505E-9
Observaţie!: Există numeroase lucrări care indică relaţii pentru acest parametru, cât şi dependente de presiune şi compoziţie, dar dependenţa de aceşti ultimi factori este relativ scăzută. Pentru constanta gazului se demonstrează, pe baza compoziţiei gazelor arse, că nu diferă pentru aer şi gaze arse decât printr-o unitate, diferenţă nesemnificativă (valoarea numerică vezi în anexa 3). Cu cei doi termeni definiţi anterior se obţin şi ceilalţi doi: (2.38) cv = c p - R şi (2.39) k = c p / cv 2.3.2.6 TRANSFORMAREA ECUAŢIEI ENERGIEI Până la acest punct au fost explicitaţi termenii din dreapta ecuaţiei care exprimă bilanţul energetic al cilindrului (vezi ecuaţia 2.1). În continuare este transformată partea stângă a ecuaţiei. Pornind de la definiţia energiei interne a întregii mase de gaz cuprinse în volumul de control: (2.40) E = m e se derivează conform regulii produsului: dE dm de (2.41) = e+ m dt dt dt pentru a obţine variaţia sa în timp. Ţinând seama de definiţia energiei interne a unităţii de masă, rezultă ecuaţia: dE dm dT (2.42) = cv T + m cv dt dt dt dm/dt - debitul masic care tranzitează cilindrul (ecuaţia 35); cv21 - căldura specifică la volum constant (vezi paragraful 5); m - masa de gaz cuprinsă la un moment dat în volumul de control; dm dm (2.43) m= m0 + dt = m0 + / n dt dt 60 m022 - este masa de gaz aflată iniţial în cilindru: V0 (2.44) m0 = p0 R T0 Indicii zero descriu starea gazului la începutul calculului. dt este baza de timp în secunde şi se exprimă funcţie de (baza de timp exprimată în °RAC) şi turaţia de funcţionare n. Notând cu X termenul din dreapta ecuaţiei bilanţului energetic şi ţinând seama de transformarea energiei interne (2.41), rezultă ecuaţia: dT 1 dm = [X cv T] (2.45) dt m cv dt care exprimă transformarea temperaturii gazului cuprins în volumul de control în urma interacţiunii sale ca sistem deschis cu mediul, interacţiune descrisă de termenii uniţi sub notaţia X. Pentru a obţine o ecuaţie şi pentru al doilea parametru de stare independent, presiunea, ecuaţia generală a gazelor perfecte: p V = m R T (2.46) se derivează: dp 1 dT 1 dm 1 dV = p + - (2.47) T dt m dt V dt dt ecuaţie care furnizează expresia transformării presiunii în urma interacţiunilor externe. 31
Termenii care intervin sunt cunoscuţi din deducerea expresiilor care apar în bilanţul energetic. Ecuaţiile (2.45) şi (2.47), care furnizează baza de calcul a parametrilor de stare presiune şi temperatura, exprimă transformarea lor în funcţie de timp. Ele formează un sistem cu derivate parţiale de ordinul întâi, rezolvabil prin metoda Runge-Kutta. Un calcul suficient de exact se poate obţine şi prin metoda diferenţelor, calculată la un pas de timp suficient de mic pentru a asigura convergenţa metodei. Această metodă are avantajul că furnizează permanent o imagine asupra transformării stării gazului. Principiul metodei este aproximarea derivatei prin diferenţe. Pentru ambele metode este necesară transformarea ecuaţiilor exprimate în funcţie de timp, pentru a le putea raporta la poziţia unghiulară. Derivând expresia parametrului oarecare F, funcţie de timp, ţinând seama că depinde şi de poziţia unghiulară rezultă expresia: dF dF d (2.48) = dt d dt de unde se obţine: dF dF (2.49) = dt d d dt Raportul d/dt este viteza unghiulară momentană . Variaţia funcţie de poziţia unghiulară devine: dF 1 dF (2.50) = d dt Ecuaţia explicitată pentru presiune şi tempeartura formează sistemul de ecuaţii rezolvabil prin metoda Runge-Kutta. Pentru metoda diferenţelor, în care derivata se înlocuieşte printr-o diferenţă, rezultă expresia generală: F 1 F (2.51) /= t cu care se exprimă noua valoare a parametrului obţinută în urma interacţiunilor X, în unitatea de timp corespunzătoare rotirii a grade. Explicitând pentru mărimile termodinamice necunoscute, rezultă expresia: dT (2.52) T 2 = T1+ dt şi dp p2 = p1 + (2.53) dt În ecuaţiile de mai sus, indicele 1 exprimă valoarea parametrilor de stare la începutul pasului de calcul, iar 2, la sfârşit. ! Pasul unghiular trebuie introdus în radiani ! În ambele metode este necesară evaluarea bazei de timp, adoptată în majoritatea cazurilor la un grad rotaţie arbore cotit. Pentru calcule manuale se acceptă şi 3 grade, însă există pericolul instabilităţilor numerice. 2.3.2.7 EVALUAREA EMISIILOR NOCIVE La ora actuală pe lângă parametri energetici ai motorului impuşi de dorinţa de deplasare a conducătorilor auto, se limitează prin lege emisia de noxe. Pentru determinarea compoziţiei gazelor arse au fost concepute numeroase modele, mai mult sau mai puţin exacte, dar care necesită efort de calcul extrem de mare. 32
Pentru a evita aceste dificultăţi se utilizează nomograme, care cuprind compoziţia gazelor funcţie de temperatură şi dozaj. Având cele dou\ mărimi din calculul termic descris mai sus este posibilă evaluarea noxelor apelând la nomograme (vezi anexa 6). 2.3.2.8 OBSERVAŢII Dacă procesul de ardere al m.a.c. se desfaşoară în camera divizată, atunci se foloseşte pentru aceasta exact modelul cilindrului expus, dar adoptând o lege de ardere corespunzătoare (conform exemplelor din anexa 3). Pentru motorul în doi timpi cu baleiaj în carter, carterul este modelat printr-un "rezervor" şi integrat în sistemul de admisie. Se foloseşte modelul "cilindrului", cu particularitatea absenţei fluxului de energie termică rezultat în urma arderii combustibilului.
2.3.3 Modelerea proceselor din sistemul de admisie Sistemul de admisie are rolul de a dirija aerul de la mediu spre cilindri, intervenind în starea sa energetică. Discuţia se poartă în jurul aerului deoarece majoritatea motoarelor (m.a.s. şi m.a.c.) formează amestecul prin injecţie cel mai devreme în poarta supapei zonă care deja nu mai aparţine sistemului propriu-zis de admisie. Dacă amestecul este pregătit în carburator, ponderea masică a combustibilului este în jurul valorii de 1/14, valoare neglijabilă. Intervenţia enetgetică constă în creşterea entropiei gazului prin transferul de energie termică la nivelul pereţilor, prin frecarea gazului cu peretele şi prin frecările interne ale gazului (turbulenţa). Nivelul energetic al gazului admis (entalpia), va fi cu atât mai mare cu cât aceste pierderi vor fi mai mici. Pe traseul de admisie pierderile sunt minimale comparativ cu sistemul de evacuare, datorită vitezelor mai mici de curgere. Având în vedere că gazul admis prin entalpia sa intervine direct în bilanţul energetic, şi în capacitatea de a efectua lucru mecanic, se folosesc sisteme pe traseul de admisie care să crească nivelul său energetic. Aceste intervenţii sunt de natură mecanică (efectuarea de lucru mecanic prin compresoare) şi de natură termică (schimb de căldură prin răcitoare de aer). Pentru toate aceste sisteme se formează câte un model de calcul. 2.3.3.1 Modelarea curgerii în conductele motorului Curgerea în conductă are un caracter nestaţionar (parametrii: presiunea p, temperatura T şi viteza u, variază în timp). Acest caracter este imprimat de geometria variabilă a spaţiului de curgere care rezultă în timpul funcţionării motorului: mişcarea pistonului şi obturarea orificiilor schimbului de gaze. În ipoteza isentropiei se consideră că mişcarea gazului respectă ecuaţia undei: (2.54) 2 p / t 2 = a2 2 p / x2 unde: p - presiunea din conductă; t - timpul; x - spaţiul curent; a = kRT a - viteza sunetului. unde: k - exponentul adiabatic al gazului (vezi anexa 3); R - constanta gazului (vezi anexa 3); T - temperatura gazului. Aceeaşi ecuaţie se poate scrie şi pentru evoluţia vitezei. Între presiune şi viteza există ecuaţia de legătură (ecuaţia de continuitate): 33
1 (2.55) p / t + u / x = 0 kp Ecuaţia diferenţială cu derivate parţiale admite o soluţie de forma: (2.56) p = p0 exp(j t) în care p024 rezultă din condiţiile limită. Fie indicii 1 şi 2 care marchează valorile parametrilor de stare la capetele unei conducte de lungime L, având aria secţiunii transversale S (fig.2.4. a). Pentru aplicaţiile practice este util a formula o matrice de transfer între intrarea şi ieşirea din conductă, care în funcţie de problema concretă poate fi utilizată în orice combinaţie de date de intrare. Matricea de transfer are forma generală: T T (2.57) (P1,U1 ) = [T] (P2,U2 ) cu termenii:
T(1,1)= T(2,2)= cos kL
a sin kL (2.58) S S 1 T(2,1)= j sin kL a Obţinuţi din condiţia că soluţia (2.56) este valabilă şi la capătul conductei. Dacă sistemul de admisie este format din mai multe conducte înseriate într-un anumit mod (de exemplu ca în figura 2.4. a, atunci se cuplează matricile de transfer a celor n conducte, conform relaţiei: T T (2.59) (P1,U1 ) = [T1] [T2]..[Ti]..[Tn] (Pn,Un ) Ţinând seama că ieşirea primei conducte este intrare pentru următoarea. U - debitul volumic: U = uS; - densitatea aerului în condiţiile de temperatura din conductă; j - unitatea complexă (j =-1); k - reprezintă numărul de undă, prin expresia: T(1,2)= j
k = 2
3 (2.60) a - este frecvenţa de excitaţie. Sursă de excitaţie la motor este mişcarea alternativă a pistonului. Având în vedere că la un motor în patru timpi cu i cilindrii apar la două rotaţii ale arborelui cotit, i timpi de admisie care durează o jumătate de rotaţie rezultă ecuaţia de legătură între N 1 frecvenţa de excitaţie şi turaţia motorului: f = i 4 60 2 Împărţirea la 60 este necesară pentru transformarea minutelor din expresia turaţiei în
Fig.2.4: Cuplarea conductelor în colectorul de admisie 34
Fig. 2.5: Evoluţia cuplului motor în diferite condiţii de supraalimentare acustice secunde. Exemplu: pentru un motor cu trei cilindrii (i = 3) frecvenţa de excitaţie este f = N / 40. Folosind matricea de transfer a sistemului de admisie se poate dimensiona sistemul pentru supraalimentare acustică, impunând maximizarea raportului între presiunea la intrarea în sistem şi cea de la ieşire: pn (2.62) = p1 Condiţia că numitorul raportului să fie zero, face legătura între parametrii funcţionali (turaţie prin frecvenţă) şi cei geometrici (care apar în matricile de transfer). În calcule se poate aproxima tangenta şi sinusul cu unghiul. Este simplu de intuit că rezonanţa apare la o singură turaţie pentru o geometrie fixă. Evoluţia calitativă a lungimii conductei de admisie optime funcţie de turaţie este reprezentată în figura 2.4 b, folosind relaţia: S 2 a2 5 (2.63) L2 = S 1 L1 4 2 2 valabilă doar pentru exemplul consructiv din figura 2.4 a. Din păcate sistemul în afara punctului de rezonanţă constituie o rezistenţă locală, motiv pentru care este necesară fie o geometrie variabilă, fie cuplarea sa cu alte sisteme de supraalimentare pentru zonele defavorizate din punct de vedere gazodinamic. Cuplarea clasică la motoarele de serie este supraalimentarea acustică la turaţii joase unde turbosuflanta lucrează defavorabil. În figura 2.5 este reprezentat cuplul în diferite variante de supraalimentare acustică. Creşterea estimată de cuplu este dată de relaţia empirică scrisă pentru sistemul din figura 2.4 a. M[%] = -2,23 - 3,03 103 ( S 2 L2 )+7,39 103 S +6,67 L (2.64) în care se introduc dimensiunile în [m]. Pentru a integra sistemul cu supraalimentare acustică în calculul ciclului motor trebuie să se ţină seama de faptul că curgerea este anisentropă. Creşterea de presiune în urma supraalimentării acustice se aproximează procentual tot prin relaţia (2.64), ţinând seama de proporţionalitatea care există între presiunea de admisie şi presiunea medie efectivă, iar aceasta este proporţională cu momentul motor. Observaţie: Supraalimentarea acustică este extrem de eficientă deoarece comprimarea prin unde de presiune este adiabată, având în vedere că timpul de compresie este prea scurt pentru transfer de energie termică. 35
2.3.3.2 Modelarea supraalimentării cu agregate speciale După cum am arătat la expunerea modelului cilindrului, fluxul de entalpie admis creşte energia internă şi deci potenţialul de putere al motorului. Asupra acestui termen se poate interveni prin debitul masic şi prin temperatura gazelor admise. A doua posibilitate implică scăderea densităţii şi deci scăderea debitului admis, efect care este mai important decât nivelul temperaturii, deoarece nu poate fi arsă o cantitate mai mare de combustibil, ceea ce scade puterea litrică. Prima posibilitate (debitul masic) este modalitatea principală de a influenţa puterea unui motor construit (având în vedere că puterea este aproximativ proporţională cu debitul masic aspirat). Privind ecuaţia de debit (2.28), se constată şi posibilităţile de creştere a debitului: mărirea coeficientului de debit (arhitectura canalizaţiei, forma organelor de distribuţie); mărirea ariei disponibile de curgere (număr de supape, viteza de acţionare a organelor de distribuţie); creşterea raportului presiunilor (supraalimentare). Această creştere este limitată de forma funcţiei de debit F (ec.2.29), care arată că debitul creşte doar până la un anumit raport de comprimare în suflantă. Primele două modalităţi au fost tratate la analiza fluxului de entalpii prin cilindru, urmând ca în continuare să prezentăm pe scurt a treia posibilitate, pentru care este necesară montarea unui compresor pe traseul de admisie, ce constituie pentru ansamblul motorului un subsistem care transformă parametrii de intrare. Pentru proiectantul de motoare se pune cel mai frecvent problema de a găsi agregatul optim de supraalimentare şi de a face ca acesta să funcţioneze cât mai bine împreună cu motorul. Din acest punct de vedere este importantă cunoaşterea funcţiei de transfer a agregatului (caracteristică care leagă parametrii de intrare cu cei de ieşire). Procesul de comprimare se produce cu consum de energie şi cu un anumit randament care depinde de condiţiile de funcţionare. Obiectivul acordării motorului cu agregatul de supraalimentare este de a asigura funcţionarea motorului într-un domeniu de funcţionare al compresorului caracterizat prin randamente cât mai mari. Pentru aceasta este necesară cunoaşterea caracteristicii compresorului şi cunoaşterea plasării domeniului de funcţionare al motorului în această caracteristică. Agregatele de supraalimentare sunt d.p.d.v. al modului de acţionare (fig.2.6 a): mecanice (energia de antrenare este preluată de la arborele cotit al motorului); turbosuflante (pentru antrenarea compresorului este folosită o turbină în care se destind gazele arse care părăsesc cilindrul); agregat cu unde de presiune (aerul este comprimat direct de către gazele arse într-un rotor celular). Tabelul 2.1 Criteriul 1 2 3 4 Puterea nominală + ++ + + Cuplu la turaţii scăzute -+ ++ ++ Viteza de reacţie la accelerare -+ ++ ++ (cu menţinerea limitei de fum) Consum în exploatare + ++ ++ Nivel de zgomot + + Emisiile de noxe + ++ Funcţionare la altitudine + + + Siguranţă în funcţionare ++ + + Spaţiul necesar + + Flexibilitate la poziţia pe motor ++ ++ Cerinţe legate de filtru de fum + + -++ Creşterea presiunii medii + ++ ++ + Tehnologicitate ++ + + 36
a)
b) Fig. 2.6: Variante constructive de compresoare
c)
Costurile sistemului + + Variantele constructive de compresoare sunt prezentate în figura 2.6 , iar în anexa 7 sunt sintetizate caracteristicile funcţionale, trasate în coordonate adimensionale. Pentru uşurarea decizei adoptării unui agregat de supraalimentare, sunt sintetizate în tabelul 2.1, criteriile de alegere a agregatelor. S-a notat: 1. turbosuflanta; 2. turbosuflanta (perfecţionată) în tehnologie viitoare; 3. agregat cu unde de presiune; 4. supraalimentare mecanică. In figura 2.7 sunt reprezentate caracteristicile externe ale unui motor de referinţă supraalimentat după cele trei procedee. Legătura motor agregat de supraalimentare se face diferit pentru cele trei tipuri de agregate. Pentru supraalimentarea mecanică pornind de la turaţia motorului rezultă turaţia compresorului adoptând un raport de transmitere şi cu debitul de aer cunoscut din calculul gazodinamic rezultă presiunea de supraalimentare din caracteristica reprezentată în anexa 7. O altă variantă presupune adoptarea unei presiuni de supraalimentare (din necesitatea obţinerii unei anumite presiuni medii efective - vezi "desfăşurarea proiectului"); la intersecţia curbei de presiune constantă cu caracteristica de consum a motorului, rezultă de pe caracteristica compresorului, turaţia sa de antrenare. De puterea necesară antrenării compresorului, calculată cu relaţia: p i dm 1 (2.65) T 1 c p [( 2 ) - 1]; i = (k - 1) / k Pc = p1 dt c trebuie ţinut seama în determinarea puterii efective a motorului. Pentru motorul turbosupraalimentat, motorul este cuplat termodinamic atât cu compresorul cât şi cu turbină, iar compresorul şi turbina sunt cuplate mecanic. Toate cuplajele sunt afectate de pierderi, de care se ţine seama prin randamente isentrope la cuplajul termodinamic, şi prin randament mecanic la cuplajul mecanic. Pentru studiul motorului turbosupraalimentat sunt necesare date, care în funcţie de problema de studiu se folosesc diferit. Semnificaţia indicilor şi parametrii caracteristici se preiau de pe schema de calcul reprezentată în anexa 7. Date şi relaţii necesare: 1. Puterea necesară antrenării compresorului (ec.2.65) - randamentul isentropic este trecut în caracteristica compresorului (anexa 7) 2. Puterea necesară antrenării turbinei: 37
p i dmT (2.66) T 3 c p3 [1 - ( 4 ) ]; i = (k - 1) / k p3 dt T25 -randamentul isentropic al turbinei. De obicei este indicat în caracteristicile turbinelor (anexa 7) produsul dintre randamentul isentrop al turbinei şi randamentul mecanic al agregatului turbosuflantă. Factorul de referinţă de pe caracteristica turbinei, este cifra caracteristică uT26/c027, unde: uT28 - viteza periferică a turbinei; c029 - viteza ideală a gazului în turbină. c02 (2.67) = h3 - h4 2 Debitul masic prin turbină se calculează cu ecuaţia de debit (2.28), în care se introduc presiunile p3, p430 şi coeficientul de debit reprezentat în caracteristica turbinei (anexa 7). Debitul masic prin compresor este cel care trece şi prin motor şi se calculează cu ecuaţiile (2.71), (2.72) înmulţite cu densitatea aerului în aval de compresor. Ţinând seama că în regim staţionar pentru turbosuflantă, puterea turbinei este cedată compresorului, se obţine ecuaţia gradului de supraalimentare: i p2 mT T3 (2.68) = 1+ K 1 - K p1 mc T1 cu: R g k a - 1 k g (2.69) K= Ra k a k g - 1 Indicele a se referă la aer, g la gaze arse. R - constanta gazului k - exponentul adiabatic - randamentul global al turbosuflantei PT = T
j
p K = 4 ; p3
j=
kg -1 kg
(2.70)
i = 3.5 Problematica care apare la motorul turbosupraalimentat se poate judeca pe ecuaţia 2.68. Sub forma dată se poate determina presiunea de supraalimentare în funcţie de condiţiile funcţionale, sau transformând ecuaţia 2.68 se poate obţine un răspuns la întrebarea: ce condiţii funcţionale sunt necesare pentru a obţine o anumită presiune de supraalimentare, care rezultă fie din condiţia de a obţine o anumită presiune medie efectivă, fie de a nu depăşi limita de rezistenţă (m.a.c.) sau pe cea de detonaţie (m.a.s.). Dacă se cunoaşte presiunea necesară de supraalimentare, de pe caracteristica compresorului, se determină la intersecţia curbei de presiune constantă cu cea de debit (debitul absorbit de motor) punctul de funcţionare, respectiv turaţia şi randamentul isentrop; Se verifică dacă şi alte debite corespunzătoare altor turaţii, se încadrează pe caracteristica compresorului; Având turaţia şi randamentul rezultă puterea necesară turbinei pentru a realiza respectivul raport de compresie; Din parametri care intervin în ecuaţia puterii turbinei, rezultă condiţiile de realizare a acestei puteri. De exemplu debit, temperatura gazelor arse, etc. O altă problemă care se poate pune este determinarea presiunii de supraalimentare pe care o poate da energia gazelor de evacuare, în condiţiile unui randament al turbinei cât mai eficient. Observaţie: În general, curba de consum a motorului se plasează în zona turaţiilor scăzute iar în zona turaţiilor înalte se limitează presiunea la valori limită (detonaţie la m.a.s., solicitări 38
mecanice la m.a.c.) prin devierea unei cantităţi din gazele arse pe lângă turbină. Caracteritica din anexa 7 este trasată în coordonate adimensionale, şi plasarea curbelor de consum ale motorului în această caracteristică este idealizată. Când se va adopta din oferta firmelor constructoare agregatul de supraalimetare, se va avea în vedere că suprapunerea între caracteristica ideală şi cea oferită să fie cât mai bună. Se va adopta acea caracteristică care prin scăderea debitului, intră în zone cu randament mai mare, deoarece în acest caz, se obţine o compensare a puterii cu altitudinea (deoarece cu altitudinea scade densitatea şi implicit debitul masic). Pentru agregatul cu unde de presiune este reprezentat în anexa 7 caracteristica presiunii de supraalimentare, funcţie de tempeartura gazelor arse. Ea se poate utiliza fie pentru a determina presiunea de supraalimentare, fie pentru a obţine temperatura necesară a gazelor arse. De puterea necesară antrenării rotorului, extrem de mică deoarece trebuiesc învinse doar frecările din lagăre, se ţine seama în adoptarea randamentului mecanic. Pentru a asigura că domeniul de funcţionare al motorului este acoperit de posibilităţile agregatului de supraalimentare, este necesar trasarea în caracteristica compresorului a caracteristicii de consum (de debit volumic dV/dt) a motorului, folosind pentru motorul în patru timpi, relaţia: dV N p T2 (2.71) = u Vs = 1 5 dt 2 p2 313+ ( T 2 - 273) 6 Pentru procedeul în doi timpi, debitul se calculează cu ecuaţia de debit (2.28): p T1 dV (2.72) = Aec F 2 2 R p1 T 2 dt F - funcţia de debit (2.29) în care intervin presiunea din amonte( p2 31) [i din aval ( p3 32) de cilindru. Aec33 - aria reală de curgere mediată: 1 (2.73) Aec d Aec = 360 Aria de sub integrală se calculează cu relaţia:
Aec =
A2a A2e A2a + A2e
Fig.2.7: Caracteristicile de cuplu pentru diferite modalităţi de supraalimentare 39
(2.74)
unde: A reprezintă ariile reale momentane descrise de orificiul de admisie (indicele a) şi de cel de evacuare (indicele e). Prin arie reală se înţelege produsul între coeficientul de debit şi aria geometrică. Caracteristicile de consum ale motorului se reprezintă pentru mai multe turaţii, pentru a constata oferta compresorului şi în alte puncte de funcţionare. În funcţie de dorinţa proiectantului se plasează caracteristica motorului în caracteristica compresorului. Dacă presiunile de supraalimentare depăşesc valorile admise se limitează presiunea de supraalimentare cu supape, care deviază o parte din gazele arse pe lângă turbină. Dacă pe traseul de admisie se plasează un răcitor pentru încărcătura proaspătă se ţine seama de el tot printr-o caracteristică (anexa 8). Răcitorul se consideră un rezervor care transferă prin pereţi energia termică de răcire, care rezultă de pe caracteristica sa. Volumul rezervorului se asimilează cu întregul volum al sistemului de admisie. Pentru calcule simplificate răcitorul se consideră o cutie neagră, care transformă funcţie de debitul de aer care o parcurge, temperatura (anexa 8), şi presiunea prin căderea de presiune de pe caracteristica din anexa 8.
2.3.4 Modelarea procesului de evacuare Pentru conductele care formează sistemul de evacuare se poate aplica raţionamentul de la sistemul de admisie, însă erorile de calcul în special de amplitudine a oscilaţiilor, sunt mari. O ipoteză abordată pentru sistemul de evacuare care nu presupune efort de calculaţie deosebit, este considerarea întregului sistem ca un rezervor, în care viteza se atenuează. Cu această ipoteză se poate aplica raţionamentul de la modelul cilindrului, cu menţiunea că nu apare energie termică în urma reacţiilor chimice şi nici schimb de lucru mecanic cu exteriorul. Particularităţile acestui sistem reprezentat în figura 2.8, sunt: debitul masic de intrare în "rezervorul" de evacuare este format din suma debitelor maselor de ieşire din cilindrii; parametrii de stare ai gazului se preiau din calculul cilindrului în momentul deschiderii supapei de evacuare. În cazul în care pe traseul de evacuare se găseşte turbina agregatului de supraalimentare, atunci debitul care părăseşte "rezervorul evacuare" este debitul care pătrunde în turbină, discutat în subcapitolul 2.3.3.2. Observaţie: La turbosupraalimentarea motoarelor prin impulsuri, la care gazele evacuate sunt dirijate în turbină la intervale de timp cât mai uniforme, pentru a asigura rotaţia uniformă a turbinei, se evită interferarea colectoarelor, chiar până în faţa agregatului. Modelul se poate păstra indiferent de procedeul de turbosupraalimentare, deoarece efectul asupra funcţionării comune se păstrează.
2.3.5 Calculul mecanic Evaluarea efectului modului de desfăşurare a proceselor termogazodinamice nu este complet, dacă nu se apreciază performanţele la nivelul arborelui cotit. Parametrii la nivelul spaţiului de lucru, se numesc "indicaţi", iar la nivelul arborelui cotit, "efectivi". Pentru a obţine transformarea parametrilor indicaţi în cei efectivi, trebuie ţinut seama de structura pierderilor de energie. Pierderile de care nu s-a ţinut seama în bilanţul energetic şi care nu se pot neglija sunt pierderile prin frecare şi antrenarea agregatelor auxiliare - pf 34(pompa de apă şi/sau ventilator, pompa de ulei, alternatorul, mecanismul de distribuţie). Evaluarea lor este extrem de dificilă şi se utilizează valori obţinute experimental. Dimensional se exprimă fie ca randament, fie ca presiune (anexa 9). 40
Astfel, presiunea efectivă, se obţine scăzând din presiunea indicată pierderile prin frecare: pe = pi - p f (2.75) Forţa generată asupra pistonului este dată de relaţia: D2 (2.76) F g = ( pe - pc ) A p = ( pe - pc ) 4 unde prin pe35 se ia în considerare presiunea din carter care acţionează tot asupra pistonului. Forţa tangenţială T, care produce cuplul motor diferă de forţa generată de presiune la nivelul pistonului Fg, datorită construcţiei mecanismului bielă-manivelă şi datorită apariţiei forţelor de inerţie Fi ale mecanismului bielă manivelă, care acţionează pe aceeaşi direcţie cu forţa de presiune a gazelor: (2.77) T = ( F g + Fi ) f Funcţia de transformare este dată de relaţia: (2.78) f = sin( + ) / cos r2 cu cos = 1 - sin2 l unde: r - raza manivelei; l - lungimea bielei. Cuplul motor al monocilindrului este dat de relaţia: (2.79) M = T r Ţinând seama de defazajul unghiular care există între cilindrii motorului, se obţine momentul sumar la arborele cotit (vezi cap. "Cinematica şi dinamica mecanismului motor": (2.80) M t = i M i unde i reprezintă numărul cilindrilor. Mt n Puterea instantanee efectivă a motorului este dată de relaţia: P = 30
Dacă în expresia presiunii (2.75) nu intervine presiunea datorată pierderilor mecanice, expresia 2.79 va descrie puterea instantanee indicată. Pentru motorul supraalimentat mecanic la care puterea de antrenare a compresorului este preluată de la arborele cotit, puterea disponibilă va fi diminuată prin puterea preluată de compresor: Psm = P - Pc
2.3.6 Calculul parametrilor integrali Mărimile descrise până în acest punct sunt raportate la poziţia unghiulară a arborelui motor. Acest mod de studiu este util pentru aprecieri de amănunt a proceselor termogazodinamice. Pentru aprecierea calităţilor globale în vederea comparaţiei soluţiilor constructive, sunt utili
Fig.2.8: Schema de calcul a "rezervorului evacuare" 41
parametrii integrali. Având evoluţia funcţie de poziţia unghiulară, a unui parametru oarecare, se calculează integrala sa pe durata unui ciclu de funcţionare. Calitatea proceselor este apreciată şi prin valoarea medie a parametrilor, care este valoarea constantă a parametrului studiat, ce determină aceeaşi integrală pe durata unui ciclu, ca şi variaţia sa în timp. Calculul se poate face pentru oricare parametru studiat. Cei mai semnificativi sunt: 2.3.6.1 Pentru procesul de admisie: 2.3.6.1.1 Debitul de aer admis pe durata unui ciclu: (2.81) ma = ma d ma suma se referă la valorile calculate discret în tabelul expus la capitolul "modul de lucru". 2.3.6.1.2 Coeficientul de debit este o măsură a masei de aer furnizate motorului
d = ma
m0 m037 - masa teoretică care umple cilindrul în condiţiile mediului
(2.82)
2.3.6.1.3 Coeficientul de umplere este o măsură a aerului disponibil după schimbul de gaze u = ( ma - me ) / m0 (2.83) Indicele a descrie masa care trece pe lângă supapa de admisie, iar indicele e descrie masa evacuată în timpul baleiajului. ! La motorul supraalimentat coeficientul de umplere poate avea şi valori supraunitare conform definiţiei de mai sus. 2.3.6.1.4 Coeficientul de reţinere este o măsură a pierderilor gazodinamice r = ( ma - me ) / ma
(2.84)
2.3.6.1.5 Coeficientul gazelor reziduale descrie cantitatea de gaze arse care rămân în cilindru după închiderea evacuării
gr = mise
(2.85) misa m este masa totală din cilindru, ise marchează momentul când se închide supapa de evacuare, iar isa momentul când se închide supapa de admisie. 2.3.6.1.6 Coeficientul de exces de aer descrie calitatea amestecului: m = (2.86) mst m - masa reală de aer din cilindru(2.87) mst = C0 Lmin mst38 - masa de aer necesară arderii combustibilului în condiţii stochiometrice Co - cantitatea de combustibil arsă pe ciclu Lmin - aerul minim necesar arderii (în condiţii stochiometrice) a unităţii de masă de combustibil (vezi anexa 3). ! Parametrii descrişi sunt valabili pentru orice tip de motor (2 timpi/4 timpi); aspiraţie naturală/supraalimentat). 42
2.3.6.2 Pentru schimbul de lucru mecanic: 2.3.6.2.1 Lucrul mecanic consumat pentru compresia gazelor (2.88) W - = W se adună termenii care au în tabelul de calclul semnul pozitiv, deoarece acesta se referă la starea energetică a gazului, care creşte prin efectuarea din exterior de lucru mecanic. 2.3.6.2.2 Lucrul mecanic efectuat de către motor. (2.89) W+ = W+ intervin termenii cu semn negativ din tabelul de calcul. Integrala pe un ciclu a variaţiei în timp a lucrului mecanic schimbat prin piston, reprezintă puterea indicată a motorului. 2.3.6.3 Pentru transferul de energie termică: 2.3.6.3.1 Energia termică transferată prin pereţi Q p = Qp
(2.90)
se poate distinge şi în acest caz energia transferată prin diferitele componente constructive, de asemenea energia cedată şi cea absorbită de la pereţi. 2.3.6.4 Pentru procesul de ardere: 2.3.6.4.1 Energia termică cedată în procesul de ardere Qc = Qc
(2.91)
2.3.6.5 Pentru procesul de evacuare: 2.3.6.5.1 Debitul de gaze evacuat pe durata unui ciclu me = me
(2.92)
2.3.6.5.2 Entalpia gazelor care părăsesc cilindrul ca măsură a pierderilor de energie prin gazele de evacuare: (2.93) He = He 2.3.6.6 Pentru parametrii de performanţă: 2.3.6.6.1 Presiunea medie indicată pmi =
p d = 1 p d n
(2.94)
n este numărul de puncte de calculaţie 2.3.6.6.2 Presiunea medie efectivă
43
pme =
1 pe n
(2.95)
2.3.6.6.3 Cuplul mediu al monocilindrului 1 M med = M n
(2.96)
2.3.6.6.4 Cuplul mediu al policilindrului 1 M med poli = M i n Mi39 este cuplul sumar momentan al tuturor cilindrilor. 2.3.6.6.5 Puterea medie indicată Pmi = pmi V N z
(2.97)
(2.98)
z este numărul de cicluri care au loc pe durata unei rotaţii a arborelui motor z = 0.5 la motorul în 4 timpi z = 1.0 la motorul în 2 timpi 2.3.6.6.6 Puterea medie efectivă Pme = pme V N z
(2.99)
2.3.6.6.7 Consumul orar
C = C0 z
N 60
(2.100)
2.3.6.6.8 Consumul specific C c= Pe
(2.101)
2.4 Modul de utilizare al modelului Utilizarea modelului presupune o serie de etape: 1. stabilirea datelor de intrare; 2. calculul evoluţiei în timp a parametrilor de stare; 3. reprezentarea caractersisticilor; 4. calculul parametrilor integrali.
2.4.1 Stabilirea datelor de intrare Aceste date se stabilesc înaintea începerii calcului propriu-zis. Ele sunt de două tipuri: - condiţiile iniţiale, care cuprind valorile numerice ale parametrilor de stare la începutul simulării, - condiţiile limită, care sunt datele ce definesc construcţia motorului, şi nu se modifică în timpul procesării datelor. Valori orientative pentru diferitele categorii de motoare sunt sintetizate în anexa 1 iar pentru orientarea adoptării valorilor vezi capitolul 2.5 "Desfăşurarea proiectului". Dacă modelul este abordat pentru prima oară, se recomandă parcurgerea capitolului 44
"Bazele modelului". 2.4.1.1 CONDIŢIILE INIŢIALE - sunt valorile parametrilor de stare necunoscuţi în momentul începerii calcului termic: Presiunea iniţială din cilindru p040 [N/m2] Temperatura iniţială din cilindru T0 41[K] Presiunile p142, p2, p3, p4 (vezi notaţiile din anexa 7) Temperaturile T1, T2, T3, T4 43 Datele se preiau fie dintr-un calcul anterior, fie se adoptă funcţie de arhitectura sistemului de admisie (parametrii mediului la motorul cu aspiraţie naturală, presiunea de supraalimentare la motorul supraalimetat). Dacă se dispune de un program de calcul, se va rula programul pentru mai multe cicluri utilizând datele de ieşire ca date de intrare pentru noul ciclu, până ce acestea vor coincide. De obicei este nevoie de două trei cicluri. 2.4.1.2 CONDIŢIILE LIMITĂ Pentru calculul termogazodinamic este necesar completarea următorului tabel de date, care formează condiţiile limită. Valori orientative sunt indicate în anexa 1, iar pentru uşurarea orientării, se recomandă parcurgerea capitolului 2.5 "Desfăşurarea proiectului", în special când nu sunt stabilite principalele dimensiuni. 2.4.1.2.1 Parametrii geometrici ai cilindrului 0.1. tipul motorului 0.2. număr de timpi 0.3. număr de cilindri 0.4. alezaj 0.5. cursa 0.6. raport de compresie 0.7. raza manivelei 0.8. raportul raza manivelei/lungimea bielei
(m.a.s/m.a.c) (2/4) i D S
r
b
[-] [m] [m] [-] [m] 44[-]
2.4.1.2.2 Parametrii energetici ai cilindrului Parametrii transferului de energie termică - pentru calculul termic funcţie de temperatura pereţilor: 1.1. aria suprafeţei camerei de ardere A2 [m2] (vezi. cap. "desfăşurarea proiectului") cuprinsă în chiulasă 1.2. temperatura pistonului T1 [K] 1.3. temperatura chiulasei T2 [K] 1.4. temperatura cilindrului T3 [K] - pentru calculul termic funcţie de temperatura lichidului de răcire: 1.5. numărul straturilor care formează peretele i [-] pentru transferul de energie termică 1.6. grosimea stratului i si45 [m] 1.7. conductivitatea termică a stratului i i 46[W/(mK)] 1.8. coeficientul de convecţie al fluidului de răcire l [47W/(m2K)] 1.9. temperatura mediului de răcire Tl [K] 2.4.1.2.3 Parametrii arderii 45
(vezi anexa 2)
(vezi anexa 2)
(vezi anexa 3) 1.10. puterea calorică inferioară a combustibilului 1.11. începutul arderii 1.11'. durata arderii 1.12. factorul de forma Vibe 1.13. cantitatea de combustibil consumată pe ciclu 1.14. randamentul arderii 2.4.1.2.4 Parametrii schimbului de gaze vezi anexa 1, pentru: 1.15. unghiul 1.16. unghiul 1.17. unghiul 1.18. unghiul 1.19. înălţimea de ridicare a supapei de admisie 1.20. înalţimea de ridicare a supapei de evacuare 1.21. diametrul supapei de admisie 1.22. diametrul supapei de evacuare 1.23. numărul supapelor de admisie 1.24. numărul supapelor de evacuare
Hi IA DA m C0
a
[J/kg] [°RAC] [°RAC] [-] [kg/ciclu] [-]
dse îse dsa isa ha he da de Na Ne
[°RAC] [°RAC] [°RAC] [°RAC] [mm] [mm] [mm] [mm] [-] [-]
vezi anexa 5, pentru: 1.25. curba de ridicare a supapei de admisie 1.26. curba de ridicare a supapei de evacuare vezi anexa 6, pentru: 1.27. curba coeficientului de debit al supapei de admisie 1.28. curba coeficientului de debit al supapei de evacuare vezi anexa 3, pentru: 1.29. exponentul adiabatic al aerului 1.30. constanta aerului 2.4.1.2.5 Parametrii de timp 1.31. turaţia motorului 1.32. pasul de timp
n
k R [1/min] [oRAC]
1.33. pasul de timp în radiani [rad] ! în calcule pasul unghiular intervine în radiani !
[-] [J/kgK]
de obicei calculul se conduce din grad în grad
2.4.1.3 Parametrii sistemului de admisie 2.1. Numărul conductelor care formează colectorul N [-] - se adoptă constructiv de admisie 2.2. Lungimea colectorului N: L [m] 2.3. Aria secţiunii transversale a colectorului N: A [m2] Observaţie!: lungimile şi ariile colectoarelor care formează sistemul de admisie se pot adopta constructiv, funcţie de diametrul supapelor, dar este posibil să se calculeze una din dimensiuni, din condiţia unei supraalimentări acustice - vezi cap.3 2.4. Presiunea mediului pm [N/m2] 2.5. Temperatura mediului Tm [K] 46
2.4.1.4 Parametrii sistemului de evacuare 3.1. Volumul colectorului de evacuare -se adoptă constructiv 2.4.1.5 Parametrii sistemului de supraalimentare (opţional) vezi anexa 7 şi subcapitolul 2.3.3.2, pentru: 4.1. caracteristica compresorului (şi a turbinei). 4.2. debitul volumic de aer prin motor 4.3. turaţia agregatului de supraalimentare 4.4. puterea necesară antrenării compresorului vezi anexa 8 pentru: 4.5. Caracteristica răcitorului intermediar (opţional) 4.6. Căderea de presiune în răcitor 4.7. Căderea de temperatură
dVa/dt nT Pc
[m3/s] (ec. 2.71 sau 2.72) [1/min] [kW] (ec.2.62)
p T
[N/m2] [K]
2.4.2 Calculul evoluţiei in timp a parametrilor de stare din motor Are ca scop obţinerea valorilor parametrilor de stare pentru un ciclu motor, funcţie de timp (poziţia unghiulară a arborelui cotit), şi de spaţiu. Pentru acest calcul, se formează un tabel a cărui cap, se completează cu parametrii de mai jos. Numărul de ordine al parametrului indicat în continuare, marchează şi numărul de ordine al coloanei din tabelul de calcul. În dreptul fiecărui parametru, este indicată sursa de determinare a parametrului, care poate fi o relaţie de calcul a cărui număr indică sursa din subcapitolul 2.3 "Bazele modelului", în care sunt folosite condiţiile iniţiale şi/sau la limita sau este preluat dintr-o anexă. Aşadar, tabelul de calcul are pe orizontală parametrii de calcul, iar pe verticală, poziţia unghiulară a arborelui cotit, pentru perioada de timp studiată. Calculul începe în stânga sus a tabelului, se completează mai întâi linia, iar cu parametrii liniei, se calculează prima valoare de pe linia următoare (pentru noul moment), adică se începe completarea liniei următoare. Observaţii: Există situaţii când procedura de mai sus poate să nu fie respectată. Este vorba de datele care nu necesită calcule, preluate din anexe (ex. ceoficienţi de debit, curbe de ridicare a supapei etc.), care permit completarea întregii coloane, şi perioada când ambele supape sunt închise. În acest caz, calculul cilindrului se poate efectua independent de calculul altor sisteme. În paranteze drepte "[ ]" sunt notate unităţile de măsură, iar în paranteze rotunde "( )", numărul relaţiei, cu care se calculează parametru studiat. 2.4.2.1 CALCULUL CILINDRULUI 1.1. Poziţia unghiulară a arborelui cotit - se măsoară fie din momentul îsa sau din p.m.s. din timpul admisiei - se marchează momentele de distribuţie ale supapelor, momentul şi durata injecţiei pentru a avea o imagine clară când apar şi/sau dispar termeni în ecuaţia de bilanţ. 1.2. Presiunea din cilindru p [N/m2] relaţia (2.53) - în prima linie se trece valoarea adoptată la "condiţiile iniţiale" 1.2' Viteza de creştere a presiunii p/ [N/m2/0RAC] este pasul de timp 1.3. Temperatura din cilindru T [K] relaţia (2.52) - în prima linie se trece valoarea adoptată la "condiţiile iniţiale" Calculul schimbului de lucru mecanic 47
1.4. Spaţiul parcurs de piston, măsurat din p.m.s. 1.4' Volumul momentan al spaţiului de lucru 1.5. Viteza pistonului 1.6. Variaţia de volum 1.7. Variaţia de lucru mecanic Calculul energiei termice transferate prin pereţi 1.8. Coeficientul de convecţie al gazului
x V v dV/dt dW/dt
[m] (2.5) [m3] (2.3) [m/s] (2.7) [m3/s] (2.3) [J/s] (2.6)
W/(m2K)] (2.9) dacă este cazul şi [W/(m2K)] (2.17) [J/s] (2.15) [J/s] (2.15) [J/s] (2.15) [J/s] (2.14,2.15 sau 2.16)
1.8' Coeficientul de transfer de caldură k 1.9. Energia transferată prin pereţii chiulasei Q1 1.10. Energia transferată prin pereţii cilindrului Q2 1.11. Energia transferată prin piston Q3 1.12. Energia transferată prin pereţii spaţiului de dQp/dt lucru Calculul arderii 1.13 Funcţia Vibe dx/dy [-] (2.20) 1.14. Energia termică rezultată în urma arderii dQc/dt [J/s] (2.22) Calculul parametrilor de stare 1.15. Căldura specifică la presiune constantă cp [J/(kgK)] (2.37) 1.16. Căldura specifică la volum constant cv [J/(kgK)] (2.38) 1.17. Exponentul adiabatic k [-] (2.39) Calculul schimbului de gaze 1.18. Înălţimea de ridicare a supapei de admisie Xa [m] anexa 5 1.19. Aria descrisă de organul de admisie Aa [m2] (2.31 sau 2.32) 1.20. Coeficientul de debit al orificiului de admisie a [-] anexa 4 1.21. Raportul presiunilor Q [-] (2.30) 1.22. Funcţia de debit F [-] (2.29) 1.23. Debitul prin supapa (supapele) de admisie dma48/dt [kg/s] (2.28) 1.24. Entaplia unităţii de masă ha49 [J/kg] (2.26) 1.25. Variaţia entalpiei totale a gazului admis dHa50/dt [J/s] (2.27) 1.26. Înăţimea de ridicare a supapei de evacuare Xe [m] anexa 5 1.27. Aria descrisă de organul de evacuare Ae [m2] (2.31 sau 2.32) 1.28. Coficientul de debit al orificiului de evacuare e [-] anexa 4 1.29. Raportul presiunilor Q [-] (2.30) 1.30. Funcţia de debit F [-] (2.29) 1.31. Debitul prin supapa de evacuare dme51/dt [kg/s] (2.28) 1.34. Entalpia unităţii de masă he [J/kg] (2.26) 1.35. Variaţia entalpiei totale a gazelor evacuate dHe52/dt [J/s] (2.27) 1.36. Entalpia totală a gazelor care tranzitează dH/dt [J/s] (2.36) motorul 1.37. Debitul masic care tranzitează motorul dm/dt [kg/s] (2.35) 1.38. Masa existentă la un moment dat în cilindru m [kg] (2.43) Calculul termenilor bilanţului energetic 1.39. Suma interacţiunilor energetice cu mediul X [J/s] (2.1) 1.40. Creşterea de temperatură dT/dt [K/s] (2.45) 1.41. Creşterea de presiune dp/dt [(N/m2)/s] (2.47) Calculul necunoscutelor Noua valoare a temperaturii T [K] (2.52) Noua valoare a presiunii p [N/m2] (2.53) Aceste valori se trec în linia următoare din coloanele 1.3 (pentru temperatura ) respectiv 1.2 (pentru temperatura). 48
Evaluarea emisiilor de noxe, vezi anexa 6, pentru: 1.42. Emisia de CO MCO 1.43. Emisia de HC MHC 1.44. Emisia de Nox MNO 1.45. Emisia de fum MFUM
[g/ciclu] [g/ciclu] [g/ciclu] [g/ciclu]
2.4.2.2 CALCULUL ADMISIEI Colectoarele care compun sistemul se împart în 9 intervale, rezultând 10 puncte pentru care cu relaţia (2.57) se calculează presiunea şi viteza. În relaţie se înlocuieşte pe rând valoarea lui L cu diferitele lungimi. Primul punct corespunde condiţiilor de mediu, iar ultimul porţii supapei. În aceste condiţii, punctului din conducta care vine în contact cu mediul, situat spre acesta, i se vor atribui parametrii de stare ai mediului (viteza gazului în mediu este de obicei nulă). Punctul situat spre cilindru, va avea parametrii de stare ai acestuia, însa doar în timpul schimbului de gaze. În caz contrar, condiţia limită este viteza momentană în punctul corespunzător porţii supapei, egală cu zero. Dacă se învecinează două conducte, parametrii de ieşire ai conductei parcurse prima de aerul admis, constituie parametrii de intrare ai conductei parcurse ulterior. Conducta situată în aval de compresor, va prelua ca parametru de intrare presiunea furnizată de compresor şi presiunea din sistemul care urmează conductei calculate, necunoscutele fiind vitezele. Densitatea gazului se consideră constantă, deoarece variaţiile de presiune sunt foarte mici. 2.4.2.2.1 Parametrii admisiei Notaţie: m - identificatorul colectorului care compune admisia n - indicele punctului spaţial de calcul n = 1…10 2.1.m.n. Presiunea în punctul spaţial n al colectorului m p 2.2.m.n. Viteza în punctul spaţial n al colectorului m u ! - Dacă motorul este supraalimentat, atunci presiunea care rezultă de pe caracteristica compresorului este dată de intrare pentru colectorul care urmează compresorului. (vezi punctul 4, din "stabilirea datelor iniţiale"). Cu valoarea temperaturii rezultate în urma comprimării (calculată la punctul 4 din "datele iniţiale", se calculează densitatea gazului, care intervine în calculul conductei care urmează compresorului. Raţionametul de mai sus, se face în ipoteza conform căreia, în regim staţionar nu se modifică parametrii funcţionali ai agregatului de supraalimentare şi nu intervine modificarea lor în timpul unui ciclu motor. În regim nestaţionar, ipoteza nu este valabilă. Pentru a marca parametrii de stare în preajma agregatului de supraalimentare se introduc în tabelul de calcul, parametri a căror indici corespund schemei de calcul din anexa 7. 2.3. Presiunea în faţa compresorului p1 [N/m]- este presiunea mediului sau presiunea la capătul conductei de legătură 2.4. Temperatura în faţa compresorului T1 [K]- este temperatura mediului sau temperatura la capătul conductei de legătură 2.5. Presiunea după compresor p2 [N/m˛]- se preia de pe caracteristicle din anexa 7 2.6. Temperatura după compresor T2 [K]- se calculează cu ecuaţia isentropei: 1 T 2 = T 1 x ; x = (1 - k) / k unde
p este raportul de comprimare al compresorului şi k exponentul adiabatic. 49
p2 [N/m2]- se determina folosind caracteristica 3 din anexa 8 2.8. Temperatura după răcitor T2 [K]- se determină folosind caracteristica 2 din anexa 8 ! - Dacă motorul dispune de răcitor intermediar, acesta va interveni tot printr-o matrice de transfer, pentru presiune şi temperatură. Nici aceşti parametrii nu se modifică în regim staţionar, ceea ce face nenecesar un calcul funcţie de poziţia unghiulară. - Presiunea de ieşire din conducta din amonte de răcitor este preluată ca parametru de intrare în conducta din aval, corectată însă cu căderea de presiune în răcitor (vezi anexa 8), iar căderea de temperatură se regăseşte în calculul densitaţii. Aceste date formează datele de intrare pentru matricea de transfer a colectorului de admisie. Observaţie!: - După agregatul de supraalimentare viteza se aproximează cu zero, deoarece toate agregatele dispun de un ajutaj divergent, care în regim subsonic, transformă energia cinetică a gazelor în energie de presiune. - Când supapele sunt închise, viteza în apropierea lor este nulă. 2.7. Presiunea după răcitor
2.4.2.3 CALCULUL EVACUĂRII 3.1. Presiunea în rezervorul de evacuare
pe
3.2. Temperatura în rezervorul de evacuare
Te
3.3. Presiunea înainte de turbină 3.4. Temperatura înainte de turbină 3.5. Presiunea după turbină 3.6. Temperatura după turbină
p3 T3 p4 T4
[N/m2] (2.47)- particularizată pentru sistemul de evacuare [K] (2.45) - particularizată pentru sistemul de evacuare [N/m2]- este presiunea din rezervor [K]- este temperatura din rezervor [N/m2]- se asimilieaza cu presiunea mediului [K]- se consideră presiunea din amonte de turbină
2.4.2.4 CALCULUL PARAMETRILOR MECANICI
Mt de P
[N/m2] (2.75) [N] (2.76) [-] (2.78) [Nm] (2.79) [Nm] se transformă 4.4 conform defazajului unghiular (vezi subcap. "Cinematica si dinamica mecanismului motor") [Nm] (2.80) [kW] (2.80')
de Pef
[kW] (2.80")
4.1. Presiunea efectivă 4.2. Forţa de presiune a gazelor 4.3. Funcţia de transfer a mecanismului motor 4.4. Cuplul motor al monocilindrului 4.5. Cuplul motor al cilindrului i, defazat 4.6. Cuplul motor total al policilindrului 4.7. Puterea efectivă fără agregat supraalimentare 4.8. Puterea efectivă (cu agregat supraalimetare)
pef Fg f M Mi
2.4.3 CARACTERISTICILE MOTORULUI Cu datele obţinute se trasează o serie de diagrame ce descriu funcţionalitatea motorului cu ardere internă. Pentru fiecare diagramă se indică abscisa (A) şi ordonata (O) prin numărul coloanei pe care o au parametrii obiectiv calculaţi în subcapitolul 2.4.2 50
1 Diagrama indicată p=f(V) A=1,4 O=1,2 2 Cronomanograma p=f() A=1,1 O=1,2 3 Temperatura în cilindru T=f() A=1,1 O=1,3 4 Evoluţia lucrului mecanic W=f() A=1,1 O=1,7 5 Căldura evacuată prin pereţi Qp=f() A=1,1 O=1,12 6 Legea de ardere Qc=f() A=1,1 O=1,14 7 Debitul masic admis ma53 =f() A=1,1 O=1,23 8 Debitul masic evacuat me54 =f() A=1,1 O=1,31 9 Cuplul motor al monocilindrului M=f() A=1,1 O=4,4 10 Cuplul motor al policilindrului Mi=f() A=1,1 O=4,5 11 Puterea efectivă momentană Pef=f() A=1,1 O=4,8 Desigur oricare din coloanele calcului termic, poate constitui obiect de studiu şi nu numai raportat la timp sau poziţia unghiulară a arborelui cotit, ci şi raporat la factori constructivi sau funcţionali. 12 Reprezentarea grafică a bilanţului energetic Dacă calculul se reia pentru întreg domeniul de turaţii al motorului, se poate trasa caracteristica de turaţie, inclusiv caracteristica externă. 13 Putere, Cuplu, Consum orar, Consum specific funcţie de turaţie. Funcţie de turaţie se poate reprezenta oricare din parametrii avuţi în studiu. Sunt utile dependente funcţionale ca de exemplu: - lungimea de rezonanţă funcţie de turaţie, având ca parametru secţiunea conductei; - debitul admis funcţie de fazele distribuţiei pentru diferite turaţii; - puterea efectiva funcţie de începutul arderii. Aceste exemple sugerează doar multitudinea de posibilităţi care se pot imagina ca surse de optimizare folosind modelul de simulare.
2.4.4 CALCULUL PERFORMANŢĂ
PARAMETRILOR
INTEGRALI
ŞI
DE
Majoritatea parametrilor integrali sunt integrale ale valorilor calculate pe câte o coloană. În acolade {} se va nota când este cazul, coloana integrată. Pentru ceilalţi parametrii integrali se va preciza în paranteze rotunde, relaţia de calclul. În paranteze drepte ca si până acum unitatea de măsură. 1 Masa de aer admisă 2 Coeficientul de umplere 3 Energia de ardere 4 Energia pierdută prin pereţi
Qc Q p 58
55[kg] 56[-] 57[J] [J]
(2.81) {1.23} (2.83) (2.91) {1.14} (2.90) {1.12}
5 Energia gazelor de evacuare 6 Presiunea medie indicată
H e 59 pmi 60
[J] [N/m2]
(2.93) {1.35} (2.94) {1.2}
7 Presiunea medie efectivă
pme 61
[N/m2]
(2.95) {4.1}
Mm Pmi 63 Pme C c
62[Nm] [kW] 64[kW] [kg/h] [g/(kWh)]
(2.96) {4.4} (2.98) (2.99) {4.7} (2.100) (2.101)
8 Cuplul mediu 9 Puterea medie indicată 10 Puterea medie efectivă 11 Consumul orar 12 Consumul specific
ma
u
Parametrii de performanţă de pe caracteristica externă (punctul 13 subcap.2.4.3): Puterea maximă Pmax 65[kW] 51
Turaţia nominală
nn
Cuplul maxim Turaţia cuplului maxim Coeficientul de elasticitate definit ca raport între turaţia nominală şi turaţia de cuplu maxim Coeficientul de adaptabilitate definit ca raport între momentul maxim şi momentul la putere nominală Consumul minim
Mmax nM
66[1/min ] 67[Nm] [1/min]
ce
[-]
ce =
nn valori orientative în anexa 1. nM
[-]
ca =
M max valori orientative în anexa Mn
ca
1. cmin
[g/kWh]
valori orientative in anexa 1.
2.5 DESFĂŞURARAREA PROIECTULUI Pentru realizarea calculului termic, sunt recomandate următoarele etape de lucru: 1. Formularea temei de proiect şi a cerinţelor 1.1 Formularea temei 1.2 Stabilirea cerinţelor 2. Stabilirea soluţiei constructive 2.1 Studiul modelelor similare 2.2 Analiza tendinţelor şi a condiţiilor de realizare 2.3 Adoptarea soluţiei constructive 3. Stabilirea principalelor dimensiuni 4. Calculul termic 4.1 Stabilirea condiţiilor iniţiale şi la limită 4.2 Calcul termic 4.3 Reprezentarea caracteristicilor 4.4 Sinteza parametrilor de performanţă 5. Reprezentarea grafică a parametrilor semnificativi. 6. Analiza valorii În continuare sunt prezentate consideraţii asupra punctelor 1,2,3 şi 6, care se abat de la un raţionament riguros matematizat, şi implică originalitatea proiectantului. Intenţia noastră este de a oferi un raţionament ca sprijin în rezolvarea acestor puncte.
2.5.1 Formularea temei de proiect (sau studiu) şi a cerinţelor 2.5.1.1 Formularea temei - cuprinde explicit cerinţele impuse noului motor putere =_______; turaţia nominală =______; destinaţia ____________. Stabilirea cerinţelor funcţie de destinaţie În funcţie de destinaţia motorului rezultă câteva cerinţe generale: - calităţi dinamice (pornire, accelerare, viteza maximă, abordarea rampelor, sarcini); - densitate de putere; - densitate de energie; - costuri (de întreţinere, fabricaţie) scăzute. 52
speciale pentru autoturisme: - densitate de putere (putere litrică); - elasticitate; - zgomot şi noxe scăzute; - costuri de fabricaţie scăzute; speciale pentru autocamioane; - economicitate maximă; - fiabilitate maximă (turaţii scăzute). Având în vedere că timpul de introducere în serie a unui nou motor este de ordinul a 5 ani, este necesar de a urmări tendinţa de evoluţie a parametrilor semnificativi. O dată cerinţele stabilite, ele trebuie luate permanent în considerare pentru a nu adopta în timpul proiectării o soluţie care să contravina inadmisibil cu o cerinţă stabilită.
2.5.2 Stabilirea soluţiei constructive 2.5.2.1 Studiul modelelor similare - este o etapă indispensabilă proiectării, pentru a obţine o imagine asupra concurenţei în realizarea cerinţelor impuse motorului; - se urmăreşte construcţia generală (dimensiuni, sistem răcire, distribuţie, supraalimentare) şi performanţe (putere, cuplu, consum). 2.5.2.2 Analiza tendinţelor şi a condiţiilor de realizare În adoptarea soluţiei constructive se mai au în vedere, următoarele aspecte: - costurile de fabricaţie ! cu cât creşte numărul de piese cresc costurile de fabricaţie - numărul de motoare realizate - costurile pentru întreţinerea şi repararea motorului - posibilitatea de a schimba destinaţia şi performanţele motorului, fără a interveni semnificativ în linia de fabricaţie ! un motor Diesel trebuie construit de la început pentru a putea fi ulterior supraalimentat - tradiţia întreprinderii constructoare - norme şi reglementări ! legislaţia californiană tinde să interzică arderea în motoarele de automobil a combustibililor fosili - nivelul tehnic al industriei orizontale (furnizorii) - nivelul tehnic al zonei în care este exploatat motorul - aspectul estetic, ergonomic, fiziologic şi cibernetic al interacţiunii operatorului uman cu motorul, fie că este beneficiar, fabricant sau reparator 2.5.2.3 Adoptarea soluţiei constructive În această fază trebuie decis asupra arhitecturii generale a motorului: - Principiul de lucru: 2 timpi- 4 timpi - Obţinerea puterii mecanice: mecanic - hibrid - Procedeul de ardere: m.a.s. - m.a.c. - Supraalimentarea: aspiraţie naturală - supraalimentare - Sistemul de răcire: aer - lichid
2.5.3 Stabilirea principalelor dimensiuni 53
a) Cilindreea Se cunosc: Puterea nominală (puterea efectivă) Turaţia nominală Se adoptă din anexa 1: Presiunea medie efectivă
Pef 68 nn 69
Se calculează cilindreea totală V, cu relaţia:
V=
pme 70 Pef nn pme
b) Numărul de cilindri i (pe care se împarte cilindreea V) Influenţează: - costurile de fabricaţie (cât mai puţini cilindri) - uniformitatea de funcţionare (c6t mai mulţi cilindri) - volumul motorului (cât mai puţini cilindri) Se conosc: Cilindreea V Puterea nominală Pef 71 Turaţia nominală nn 72 pme 73 Presiunea medie efectivă Se adoptă din anexa 1: Viteza medie a pistonului Relaţie de definiţie:
v m 74 S n Puterea creşte teoretic proporţional cu vm = 30
turaţia. Există o limită superioară, datorită: creşterii forţelor centrifuge creşterii pierderilor prin frecare creştera pierderilor gazodinamice creşterea zgomotului creşterea uzurilor Importanţa vitezei medii a pistonului, rezultă din faptul că pe lângă turaţie ţine seama de gabaritul motorului în studiul tendinţelor evoluţiei parametrilor, la motoare asemenea geometric (la care toate dimensiunile se măresc proporţional): viteza de curgere a gazului în conductă: u ~ vm; 2 pierderile de presiune: p ~ v m ; solicitările mecanice. Observaţie!: După cum se vede din anexa 1, valorile vitezei medii sunt împrăştiate, funcţie de destinaţia motorului. Motoarele de performanţă, vor fi supraturate la maxim, fără a lua în considerare uzura. Tendinţa spre creşterea puterii prin creşterea turaţiei, pentru mărirea puterii litrice, este pe cale de a fi înlocuită o dată cu perfecţionarea sistemelor de supraalimentare, de creşterea puterii litrice prin creşterea presiunii medii efective, păstrând turaţia şi deci nivelul uzurilor în limite moderate. Se adoptă din anexa 1: Raportul cursă/alezaj s=S/D Din punct de vedere al influenţei asupra puterii, este util un raport s, cât mai mic (vezi ecuaţia de determinare a numărului de cilindrii). Însă creşterea lui s, influenţează şi: dimensiunile de gabarit (scade L, creşte B, H) masele în mişcare oscilantă (scad) raportul de compresie (creşte) camera de ardere (raportul Aca/Vca scade) transferul de căldură prin pereţi (creşte prin scăderea raportului Aca/Vca) 54
1 care arată că cu cât s este s mai mic, cu atăt este mai mare frecvenţa proprie, şi cu atât mai mare va putea fi turaţia maximă de funcţionare. Se calculează numărul de cilindrii cu relaţia: i = Pef n2n s2 / pme v3m c) Dispunerea cilindrilor: linie (până la şase) V (peste şase obligatoriu pentru a evita rezonanţe şi probleme tehnologice) boxer (când spaţiul destinat motorului este minimal) stea (folosit mai rar la număr foarte mare de cilindrii) d) Cursa S Se cunosc: Viteza medie a pistonului v m 75 Turaţia nominală nn 76 vm Se calculează cursa S cu relaţia: S = 30 nn e) Alezajul D Se cunosc: Raportul cursa/alezaj s Cursa S S Se calculează alezajul cu relaţia: D = s f) Raportul de comprimare Se defineşte ca raportul între volumul spaţiului de lucru când pistonul este în punctul mort inferior şi volumul când pistonul este în punctul mort superior. Se cunosc: Cilindreea totală V Cursa S Alezajul D Numărul de cilindrii i V i Se calculează raportul de compresie cu relaţia: = V D2 - S 4 i Valori obişnuite sunt prezentate în anexa 1. randamentul termic creşte cu raportul de comprimare; la m.a.s. este limitat de detonaţie la valorile din anexa 1; limita la m.a.c. este dată de pierderile de căldură prin pereţi sau de solicitările mecanice. Raportul de comprimare al aerului se poate realiza dintr-o singură comprimare în cilindru (motoare cu aspiraţie naturală) sau începe într-un agregat în faţa cilindrului şi se încheie în cilindrul motorului (motoare supraalimentate). p Diviziunea comprimării este descrisă de relaţia: ef = c k Q; Q = 2 p1 Indicele ef descrie raportul de comprimare efectiv care îl suportă gazul în urma comprimării în cilindru (indice c) şi în agregatul de supraalimentare care îl precede (Q). De exemplu o presiune de 60 bar se poate realiza fie comprimând de la presiunea mediului într-un cilindru cu raport de compresie 20, fie într-un cilindru cu raport 10, aerul precomprimat de 3 ori. Pentru o valoare maximă a raportului de comprimare efectiv, cu cât va fi gradul de supraalimentare mai mare, cu atât va fi raportul de comprimare în cilindru mai mic. frecvenţa proprie a arborelui cotit este proporţională cu: N e ~
55
Cu cât ponderea comprimării în cilndru va fi mai mare cu atât dinamica motorului va fi mai bună şi consumul mai scăzut, deoarece presiunea medie efectivă este condiţionată de presiunea de supraalimentare, care în timpul accelerării, se realizează mai lent. Această realitate apare mai pronunţat la turbo-supraalimentare. În aceleasi condiţii de mai sus, comportarea la sarcini parţiale va fi mai bună, deoarece în aceste regimuri, supraalimentarea aproape nu intervine şi compresorul constituie o rezistenţă locală. Pentru motoarele în doi timpi, la care o parte din cursa geometrică este folosită pentru distribuţia schimbului de gaze, se defineşte: V f') Raportul de comprimare geometric (valori orientative în anexa 1): = V ca V este volumul spaţiului de lucru, când pistonul se află în p.m.i.. Vu f") Raportul de comprimare util: u = V ca Vu este volumul spaţiului de lucru, când orificiile schimbului de gaze, tocmai au fost obturate. Valori obişnuite în anexa 1. g) Volumul camerei de ardere Vca Se calculează din expresia raportului de comprimare. h) Suprafaţa camerei de ardere Aca - este o mărime care intervine direct în calculul căldurii transmise prin pereţi. Având în vedere că ea mărgineşte spaţiul în care are loc arderea, deci apar temperaturile maxime, care şi ele favorizează transferul de căldură, se va căuta minimizarea acestei suprafeţe, dar fără a micşora volumul cuprins de ea pentru a permite desfăşurarea reacţiilor. În concluzie se urmăreşte minimizarea raportului Aca/Vca Suprafaţa reală se apropximează prin suprafeţe simple, pentru care aria se calculează simplu. i) Raza manivelei Se cunosc: Cursa S S Se calculează raza manivelei r, cu relaţia: r = i') Raportul raza manivelei/lungimea 2 bielei - influenţează viteza maximă a pistonului: r/l 1/3,5 1/4,0 1/4,5 vmax77 1,63 1,62 1,61 x v m 78 - acceleraţia pistonului j) Lungimea bielei Se cunosc: raza manivelei raportul raza manivelei/lungimea bielei b 79 r Se calculează lungimea bielei cu relaţia: l = r / k) Stabilirea coeficientului l de umplere Definiţie: este raportul între masa de aer reţinută în realitate în cilindru la sfârşitul admisiei, şi masa de aer care ar umple cilindrul la temperatura şi presiunea mediului la admisie. ma Relaţia de definiţie: u = m0 Dacă se raportează la condiţiile mediului exterior, atunci pentru motoare supraalimentate, coeficientul de umplere este supraunitar. Cunoaşterea sa este necesară pentru dimensionarea sistemului de admisie. 56
Se cunoaşte: presiunea medie efectivă
pme 80
coeficientul de exces de aer depinde de procedeul de ardere m.a.s. 0.9 ...1.1 m.a.c. aspirat natural: 1,2…1,4 m.a.c. supraalimentat: 1,6…1,8 aerul minim necesar Lmin 81(vezi anexa 3) Se adoptă: consumul specific c din anexa 1: u = pme Lmin c Valori Se calculează coeficientul necesar de umplere cu relaţia: obişnuite: canale tangenţiale: 0,85…0,90 canale elicoidale: 0,80…0,85 l) Verificarea dimensiunilor adoptate Cu valorile adoptate se calculează parametrii de performanţă care se compară cu valorile obişnuite pentru diferitele tipuri de motoare. 1. Puterea litrică - exprimă calitatea folosirii spaţiului pentru dezvoltarea de putere Pef Valori orientative: anexa 1 Relaţia de calcul: Pl = V 2. Puterea specifică: - exprimă calitatea transformării energiei chimice în energie mecanică Pef Relaţia de calcul: Valori orientative: anexa 1 Ps = D2 4 Aceste relaţii exprimă cazul cel mai complex de proiectare. Prin folosirea relaţiilor de mai sus, se pot rezolva şi alte probleme de proiectare, stabilite mai sus.
2.5.4 Analiza valorii Analiza valorii, are scopul de a preciza în ce măsură, motorul proiectat respectă cerinţele pentru care a fost conceput, şi care sunt efectele sale secundare. Proiectantul trebuie să răspundă la întrebările: Este motorul: - puternic? - economic? - poluant? - zgomotos? - ergonomic? - cibernetic? - estetic? - motivant? - tehnologic? - fiabil? - reparabil? - sigur în funcţionare? - care sunt ideile de progres conţinute în proiect? - cum sunt apreciate costurile? - care este segmentul de piaţă acoperit de motor? 57
- în ce măsură răspunde unor noi cerinţe de piaţă? Raportul de analiză a valorii, este destinat celor care urmează să ia decizia asupra desfăşurării proiectului, persoane care de obicei nu sunt specialişti în motoare, deci trebuie insistat asupra performanţelor şi posibilităţilor de realizare şi nu asupra detaliilor tehnice.
2.6 ANEXE
58
59
60
61
Caracteristicile produşilor poluanţi
62
Anexa 6
63
64
65
66
67
68
69
3. CINEMATICA MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ Analiza în detaliu a cinematicii mecanismului bielă-manivelă este foarte complexă, din cauza regimului variabil de funcţionare. De aceea s-au determinat relaţii simplificate, în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit şi la regim stabilizat, obţinându-se o precizie suficientă. La o viteză unghiulară constantă a arborelui cotit, unghiul de rotaţie este proporţional cu timpul şi, prin urmare, toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit. Mecanismul bielă-manivelă poate fi de tipul axat, când axa cilindrului intersectează axa arborelui cotit sau dezaxat, când cele două axe nu se intersectează. Se vor prezenta relaţiile de calcul ale deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului. Se consideră ca poziţie iniţială pentru măsurarea unghiului, poziţia pentru care pistonul se află la o distanţă maximă de axa arborelui cotit. În figura 3.1. este prezentată schema mecanismului bielă manivelă axat, unde s-au făcut următoarele notaţii: - unghiul de rotaţie a arborelui cotit, se măsoară în sensul de rotaţie a arborelui cotit; n 1 - viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit, în s-1; = 30 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].
Fig.3.1 Schema mecanismului bielă manivelă axat
Fig. 3.2 Schema mecanismului bielă manivelă dezaxat 70
Se defineşte raportul =R/l - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei; Pentru motoare de autovehicule = l/3,2…l/4,2 Deplasarea pistonului. Legea de variaţie a deplasării pistonului în funcţie de unghiul s-a determinat pe cale analitică: 2 x = R(1 - cos + sin2 ) = R 1 - cos + (1 - cos 2 ) [m] 3 2 4 (3.1) Viteza pistonului. Derivând relaţia (3.1) în raport cu timpul se obţine expresia analitică a vitezei pistonului: dx dx d dx (3.2) v = = = 4 dt d dt d Deci, (3.3) v = R sin + sin 2 [m / s] 5 2 Viteza pistonului atinge valoarea maximă când: dV (3.4) = R 2 ( cos + cos 2 ) = 0 6 d Prin rezolvarea ecuaţiei (3.4) se obţine valoarea unghiului pentru care viteza pistonului este maximă: 1 2 1 1 = f( ) 7 (3.5) + v max = arccos 2 4 4 În tabelul 3.1. este calculată mărimea vmax pentru diferite valori ale lui l. Tabelul 3.1. l 1/3,2 1/3,4 1/3,6 1/3,8 1/4 1/4,2 vmax 74°28' 75°10' 75°50' 76°26' 77° 77°32' Vmax/Vmed 1,637 1,631 1,626 1,622 1,617 1,614 Poziţia vitezei maxime a pistonului poate explica forma uzurii cilindrului în lungul axei sale. Acceleraţia pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia vitezei pistonului (3.3) se obţine: dv (3.6) a = = R 2 ( cos + cos 2 ) [m / s2 ] 8 dt 1 Pentru mecanisme bielă-manivelă cu 9 acceleraţia atinge valoarea maximă pentru 4 = 0 şi =180o, adică în p.m.s. şi p.m.i. (3.7) a = 0 = R 2 (1 + ) [m / s2 ] 10 2 2 (3.7’)11 a = 180 = - R (1 - ) [m / s ] Pentru mecanisme bielă-manivelă cu > 1/4 se atinge o a doua valoare negativă extremă a acceleraţiei: 1 (3.8) [m / s2 ] 12 a = - R 2 + 8 Unghiul de rotaţie al arborelui cotit pentru care acceleraţia pistonului este zero, corespunde unghiului la care viteza pistonului are valoarea maximă. În figura 3.2. este prezentată schema principială a mecanismului bielă-manivelă dezaxat. El se caracterizează prin: a - dezaxarea dintre axa cilindrului şi axa arborelui cotit; K = a/R - dezaxarea relativă; 71
Fig. 3.3 Variaţia deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului K = 0,05 ... 0,2 pentru motoare cu ardere internă. Deplasarea pistonului. Cu o precizie suficient de mare, deplasarea pistonului poate fi determinată cu relaţia: x = R 1 - cos + 1 - cos 2 - K sin [m] 13 (3.9) 4 Viteza pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia deplasării pistonului, se obţine: dx dv V = = = R sin + sin(2 ) - k cos [m / s] 14(3.10) dt d 2 Acceleraţia pistonului va fi: dv dv a = = = R 2 cos + cos(2 ) + k sin [m / s2 ] 15 dt d (3.11) Faţă de expresiile deplasării, vitezei şi acceleraţiei mecanismelor bielă-manivelă axate, expresiile corespunzătoare mecanismelor bielă-manivelă dezaxate se deosebesc printr-un al treilea termen care ia în considerare influenţa dezaxării. În figura 3.3 se prezintă curbele variaţiei deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului.
72
4. DINAMICA MOTOARELOR 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.
4.1 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 mişcare. Forţele de frecare vor fi considerate neglijabile. Forţele de inerţie sunt constituite din forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare alternativă de translaţie (indice j) şi forţe de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie (indice r). 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.
4.1.1 Forţa de presiune a gazelor Forţa dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relaţia: F g = pg Ap = ( pind - p0 ) Ap [N], 1
(4.1.)
în care:
pg - presiunea de lucru sau suprapresiunea, în [N/m2]; pind - presiunea indicată în cilindru după diagrama indicată în [N/m2]; po - presiunea mediului ambiant(po=105[N/m2]; D2 2 - aria capului pistonului, în [m2]; Ap = 4 D - diametrul pistonului, în [m]. Variaţia presiunii indicate a gazelor din cilindru în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit s-a determinat la calculul termic, prin trasarea diagramei indicate desfăşurate (cronomanogramei). 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 (pind > po) şi negativă când este orientată invers (pind < po). Calculul valorilor forţei de presiune a gazelor se face tabelar (vezi tabelul 4.2.). Se construieşte curba Fg = f() (vezi fig.4.3).
4.1.2 Forţele de inerţie Forţele de inerţie sunt produse de masele aflate în mişcare accelerată şi anume: piston asamblat (piston, bolţ, segmenţi, siguranţele bolţului), bielă şi arbore cotit. 73
Forţele de inerţie sunt îndreptate în sens opus acceleraţiei şi sunt date de formula generală: (4.2.) F = - m a [N] 3 unde: 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). 4.1.2.1 Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie Aceste forţe sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenţi, 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: (4.3) F j = - m j a p [N] 4 unde: mj - masele pieselor în mişcare de translaţie, în [kg]; ap- acceleraţia pistonului, în [m/s2]. Masele aflate în mişcare de translaţie se determină cu relaţia următoare: (4.4) m j = mp + m1b [kg] 5 unde: mp - masa pistonului asamblat, în [kg]; m1b - masa bielei concentrată în axa bolţului şi care se consideră că execută mişcare de translaţie, în [kg]. Recomandări pentru alegerea maselor mp şi m1b se fac în paragraful 4.1.2.3. Forţele de inerţie Fj se pot exprima, ţinând seama de expresia acceleraţiei pistonului pentru mecanismul bielă-manivelă axat (4.5.), respectiv dezaxat (4.6), adică: 2 (4.5) F j = - m j R ( cos + cos 2 ) [N] 6 2 (4.6) F j = - m j R ( cos + cos 2 + k sin ) [N] 7 Calculul valorilor forţelor Fj se face tabelar (vezi tab.4.2.) şi se construieşte curba Fj = f() (vezi fig.4.3). 4.1.2.2 Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie Aceste forţe sunt produse de o parte din masa bilei şi masa neechilibrată a unui cot al arborelui cotit (masa manetonului şi masele reduse ale celor două braţe). Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie se determină cu relaţiile: 2 (4.7) F r = - mr R [N] forţa centrifugă 8 d [N] 9forţa tangenţială (4.8) F t = - mr R dt unde: mr - masa în mişcare de rotaţie, în [kg]; R - raza manivelei, în [m]; - viteza unghiulară a arborelui. În cazul vitezei unghiulare constante, d / dt = 0, deci forţele tangenţiale sunt nule. În consecinţă, forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie sunt forţele centrifuge ce acţionează pe direcţia razei manivelei şi rămân constante ca mărime. Recomandări privind determinarea maselor în mişcare de rotaţie se prezintă în paragraful 4.1.2.3.
74
4.1.2.3 Masele pieselor în mişcare ale mecanismul bielă-manivelă Pentru simplificarea calculelor, masele pieselor în mişcare pot fi înlocuite cu mase reduse concentrate în articulaliile 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: (4.9) m1b = (0,20,3) mb ; 10 m2b = (0,7...0,8) mb 11 sau, cu suficientă aproximaţie: (4.10) m1b = 0,275 mb ; 12 m2b = 0,725 mb 13 În aceste condiţii, masa elementelor aflate în mişcare de translaţie alternativă se poate determina cu relaţia: (4.11) m j = mp + m1b = mp + 0,275 mb ; 14 unde: mp - masa pistonului asamblat, în [kg]; mb - masa bielei , în [kg]. Masele rotitoare mr, sunt constituite din masa fusului maneton mm, masa braţului de manivelă redusă la raza R a manivelei şi componenta m2b a bielei, adică: mr = mm + 2 ( mbr )R + m2b 15 Masa braţelor manivelei având centrul de masă la raza r faţă de axa arborelui cotit, se poate reduce la raza R a manivelei pornind de la egalitatea: ( mbr )R R 2 = mbr 2 16, de unde se obţine:
( mbr )R = mbr
(4.12) [kg] 17 R unde reprezintă distanţa de la axa arborelui cotit la centrul de greutate al braţului. În cazul existenţei unor contragreutăţi pe braţele manivelei, trebuie să se ţină seama de masa acestora reducând-o la raza R şi scăzând-o din masa braţelor manivelei. Din tabelul 4.1. se pot determina orientativ masele pistonului şi bielei şi masele neechilibrate ale arborelui cotit fără contragreutăţi. Raportarea acestor mase s-a făcut la unitatea de suprafaţă a capului pistonului. Tabelul 4.1. 2 Masa [kg/m ] Denumirea piesei mas mac D=60…100[mm] D=80…120[mm] Piston cu segmenţi şi bolţ -din aliaj de aluminiu 80…150 150…300 -din fontă 150…250 250…400 Bielă Arbore cotit (mase neechilibrate) -turnat din fontă cu găuri de uşurare -matriţat din oţel
100…150
250…400
80…200 110…200
130…320 180…400
Observaţie! Valorile mai mari se referă la alezaje mai mari. 75
Fig.4.1. Forţele care acţionează în motorul monocilindric
Fig.4.2. Sensurile forţelor care acţionează în motor
4.1.3 Forţele rezultante din mecanismul bielă-manivelă Prin însumarea algebrică a forţelor de presiune a gazelor Fg şi forţelor de inerţie Fj, determinate pentru diferite poziţii ale manivelei, se obţin valorile forţei sumare care acţionează în lungul axei cilindrului. (4.13) F = F g + F j [N] 18 Calculul valorilor forţei F se face tabelar (vezi tabelul 4.2) şi se construieşte curba F=f() (fig.4.3). În figura 4.1. se prezintă schema de descompunere a forţelor sumare F, iar în fig.4.2. sensurile pozitive, respectiv negative ale forţelor.
76
Fig. 4.5 Variaţia forţelor T şi Z 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): (4.14) N = F tg [N] 19 F (4.15) B = [N] 20 cos Calculul forţelor N şi B se face tabelar (vezi tabelul 4.2) şi se reprezintă grafic curbele N=f() şi B=f()(fig.4.4). În axa fusului maneton, forţa B se descompune în două componente, una radială (Z) şi una tangenţială (T), expresiile lor fiind următoarele: sin( + ) 21 (4.16) T = B sin( + ) = F cos cos( + ) 22 (4.17) Z = B cos( + ) = F cos Pe baza calculului tabelar al valorilor forţelor T şi Z (vezi tab.4.2) se trasează curbele
Fig.4.3 Variaţia forţelor Fg, Fj şi F
Fig. 4.4 Variaţia forţelor N şi B 77
T=f() şi Z=f() (fig.4.5). Forţa tangenţială T este singura forţă care produce momentul motor. Expresia momentului motor este: sin( + ) (4.18) M = TR = F R [N m] 23 cos Raza manivelei R, în [m], fiind constantă, curba de variaţie a momentului motor funcţie de unghiul de rotaţie al manivelei este identică cu cea a forţei tangenţiale T, evident la o scară adecvată (fig.4.5).
4.2 Momentul total al motorului policilindric Momentul motor total se obţine prin însumarea momentelor obţinute pentru fiecare cilindru al motorului ţinând 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 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 poziţie de pornire (=0) se consideră poziţia corespunzătoare p.m.s. a primului cilindru, aflat la admisie.
4.2.1 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 neuniformităţii umplerii cilindrilor. Tabelul 4.2 p pg=p-1 Fg=A.pg ap Fj=F N S T Z M mj.ap 0 2 0 RAC MPa MPa N m/s N N N N N N N 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 0 10 20 30 … 720 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 78
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. În tabelele 4.3 şi 4.4 sunt indicate poziţiile manivelelor şi ordinea de lucru pentru diferite motoare cu ciclindri în linie, respectiv cu cilindri în V.
Tabelul 4.3
Schema de aşezare a manivelelor şi ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în linie
79
Schema de aşezare a manivelelor şi ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în V
80
Tabelul 4.4
Fig.4.6. Schema arborelui cotit pentru motorul cu 6 cilindri în linie, în 4 timpi
4.2.2 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: - o componentă creată de forţa tangenţială 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. 4.2.2.1 Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie Calculul momentului total se exemplifică pe un motor cu 6 cilindri în linie, în 4 timpi. În figura 4.6. se prezintă schema arborelui cotit. Se alege ordinea de lucru a motorului 1-5-3-6-2-4-1 (vezi tab.4.3). Unghiul de decalaj între două aprinderi succesive este dat de relaţia: 720 720 (4.19) = = = 120 [ RAC] 25 i 6 unde i este numărul de cilindri ai motorului. Se construieşte schema de lucru a motorului (fig. 4.7). Pe abscisă se notează unghiul de rotaţie al arborelui cotit corespunzător primului cilindru. Pe ordonată se construiesc 6 intervale corespunzătoare numărului de cilindri. În intervalul corespunzător primului cilindru se construieşte schema de lucru a acestuia. În continuare se completează schemele de lucru ale celorlalţi cilindri, decalate cu câte 1200(unghiul dintre două aprinderi succesive), decalarea efectuându-se în ordinea de lucru a cilindrilor. Deci, după 1200 începe schema de lucru a cilindrului 5, după alte 1200 a cilindrului 3. Procedând în continuare se completează întreaga diagramă. Se observă că atunci, când primul cilindru începe procesul de admisie, cilindrul 2 mai are
Fig.4.8. Variaţia momentului cuplului motor Mt al unui motor cu 6 cilindri în linie 81
de efectuat 2/3 din compresie, cilindrul 3 a efectuat 2/3 din destindere etc. Pe baza acestei observaţii se completează tabelul 4.5. Astfel în coloana 4, prima valoare corespunde celei din coloana 2 din momentul când s-a terminat 1/3 din procesul de compresie (M240),apoi prin permutări circulare se completează întreaga coloană. Similar se completează valorile pentru coloanele 6,8,10 şi 12. În tabel este dat un exemplu de completare pentru câteva poziţii. Unghiul de început al ciclului
0 240 480 120 600 360
Schema de lucru a cilindrilor motorului
D A 0
0
C E
A E C D
C
D
A D
A
E
0
180
E C
0
360
D C E A
0
510
A D
Cilindrul
E D A C
C E
1 2 3 4 5 6
7200
Fig.4.7.Schema de lucru a cilindrilor motorului cu 6 cilindri în linie, în 4 timpi Momentul pe fusul palier este dat de suma momentelor cilindrilor precedenţi. Astfel coloana 3, corespunzătoare momentului de torsiune ce solicită palierul 1-2 (dintre cilindrii 1 şi 2) este identică cu coloana 2, pentru că avem un singur cilindru anterior palierului considerat. Coloana 5, corespunzătoare palierului 2-3 se completează însumând algebric pe orizontală valorile corespunzătoare din coloanele 3 şi 4. Similar coloana 7 se completează însumând valorile corespunzătoare coloanelor 5 şi 6 ş.a.m.d. Se va ţine cont la însumare de semnul momentelor. În coloana 13 se va obţine momentul total al motorului. Se constată că momentul total apare ca o funcţie periodică cu perioada: 180 26 (4.20) = i unde i - numărul de cilindri; - numărul timpilor motorului. În exemplul de faţă momentul total are perioada de 120o. Pe baza calculului tabelar se trasează curba Mt=M1-6=f() (vezi fig.4.8). Se determină valoarea medie a momentului motor, ca medie aritmetică a valorilor instantanee ale momentului motor (tab.4.5, coloana 13): m
M med =
( M 1-6 ) 1
m
27
(4.21)
Cu ajutorul momentului mediu se calculează puterea indicată a motorului: M med n (4.22) [KW] 28 Pi = 9,55 103 Puterea indicată calculată cu ajutorul relaţiei 4.22 trebuie să fie egală cu puterea indicată obţinută la calculul termic după formula: p V t n [kW] 29 (4.23) Pi = i 120000 unde: pi - presiunea medie indicată, în [N/m2]; Vt - cilindreea motorului, în [m3]; 82
Fig.4.9. Schema de aşezare a cilindrilor şi manivelelor arboreului cotit pentru un motor cu 6 cilindri în V n - turaţia motorului, în [rot/min]. Se admite o abatere de + 5%. 4.2.2.2 Momentul total al motoarelor cu cilindrii în V Pentru exemplificare se va examina un motor cu biele alăturate cu 6 cilindrii în V la 900 Schema amplasării cilindrilor şi a manivelelor arborelui cotit se prezintă în fig.4.9. Din tabelul 4.4 se alege ordinea de lucru a motorului, adică 1s-1d-2s-2d-3s-3d. Unghiurile dintre două aprinderi succesive vor fi 90-150-90 etc. Se construieşte schema de lucru a motorului (fig.4.10) în mod similar cu cea a motoarelor în linie (vezi 4.2.2.1.) Tabel 4.5 0
M1
1 0
2 M0
M0-1 Pal 1-2 3 M0
4 M240
10
M10
M10
M250
110
M11
M110
M350
M120
M360
M230
M470
M240
M480
M720
M240
120
0
M12
M2
0
230
M23
240
M24
0
0
720
M72 0
M1-2 Pal 2-3 5 M0-1 +M240 M0-1 +M250 M0-1
+M350 M0-1 +M360
M0-1
+M470 M0-1 +M480
M0-1
+M240
M3
6 M480 M490 M590 M600 M710 M720 M480
M1-3 Pal 3-4 7 M1-2 +M480 M1-2 +M490 M1-2
+M590 M1-2 +M600
M1-2
+M710 M1-2 +M720
M1-2
+M480
M4
8 M120 M130 M230 M240 M350 M360 M120
M1-4 Pal 3-4 9 M1-3 +M120 M1-3 +M130 M1-3
+M230 M1-3 +M240
M1-3
+M350 M1-3 +M360
M1-3
+M120
M5
10 M600 M610 M710 M720 M110 M120 M600
M1-5 Pal 4-5 11 M1-4 +M600 M1-4 +M610 M1-4
+M710 M1-4 +M720
M1-4
+M110 M1-4 +M120
M1-4
+M600
M6
12 M360 M370 M470 M480 M590 M600 M360
M1-6 Pal 5-6 13 M1-5 +M360 M1-5 +M370 M1-5
+M470 M1-5 +M480
M1-5
+M590 M1-5 +M600
M1-5
+M360
Se observă că atunci când cilindrul 1s începe procesul de admisie, cilindrul 1d mai are de efectuat 1/2 din evacuare, cilindrul 2s a efectuat 2/3 din destindere, cilindrul 2d a efectuat 1/5 din destindere ş.a.m.d. Pe baza acestei observaţii se completează tabelul 4.6. Astfel, în coloana 3, prima valoare corespunde celei din coloana 2 din momentul când s-a terminat 1/2 din evacuare (M630), apoi prin permutări circulare se completează întreaga coloană. Similar se completează coloanele 5,6,8 şi 9. În tabelul 4.6 este dat un model de completare pentru câteva poziţii. Momentul pe fusul palier este dat de suma momentelor cilindrilor precedenţi. Astfel, coloana 4 corespunde 83
momentului MI care solicită la torsiune palierul 1-2 (dintre cilindrii 1 şi 2). Ea se completează însumând algebric, pe orizontală, valorile corespunzătoare coloanelor 2 şi 3. Coloanele 7 şi 10 se completează însumând valorile corespunzătoare coloanelor 4,5 şi 6, respectiv 7, 8 şi 9. Se va ţine cont la însumare de semnul momentelor. În coloana 10, corespunzătoare ultimului fus palier, se va obţine momentul total al motorului. Unghiul de început al ciclului
0 480 240 630 390 150
Schema de lucru a cilindrilor motorului D
0
A
E
C D E A D E A C 0
C
D
A C D
0
A
E
C
E
D E
Cilindrul
0
A C
D
A
C E D
1s 2s 3s 1d 2d 3d
0 180 360 510 7200 Fig.4.10 Schema de lucru a cilindrilor motorului cu 6 cilindri în V la 90° în 4 timpi
Se constată că momentul total apare ca o funcţie periodică cu perioada: 180 (4.25) = [ RAC] 30 i unde: - numărul timpilor motorului; i - numărul grupelor de cilindri (fusuri manetoane). În exemplul de faţă momentul total trebuie să se repete după fiecare 180 4 = = 240 [ RAC] 31 3 Pe baza calculului tabelar se trasează curba Mt=f() Se calculează valoarea momentului mediu şi se verifică puterea indicată ca şi la motoarele cu cilindrii în linie (vezi 4.2.2.1.). Tabelul 4.6 0 M1s M1d MI Pal 1-2 M2s M2d MII Pal 2-3 M3s M3d MIII Pal 3-4 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 0 M0 M630 M0+M630 M480 M390 MI+M480+M390 M240 M150 MII+M240+M150 10 M10 M640 M10+M640 M490 M400 MI+M490+M400 M250 M160 MII+M250+M160 … 120 M120 M30 M120+M30 M600 M510 MI+M600+M510 M360 M270 MII+M360+M270 130 M130 M40 M130+M40 M610 M520 MI+M610+M520 M370 M280 MII+M370+M280 … 300 M300 M210 M300+M210 M60 M690 MI+M60+M690 M540 M450 MII+M540+M450 310 M310 M220 M310+M220 M70 M700 MI+M70+M700 M550 M460 MII+M550+M460 … 720 M720 M630 M720+M630 M480 M390 MI+M480+M390 M240 M150 MII+M240+M150
4.3 Forţele care acţionează asupra fusului arborelui cotit Determinarea forţelor care acţionează asupra fusurilor arborelui cotit este necesară pentru dimensionarea corectă a fusurilor şi lagărelor, în scopul de a evita încălzirea lagărelor şi a se 84
asigura pelicula de ulei necesară ungerii acestora. Se determină sarcina totală care acţionează asupra fusurilor şi lagărelor arborelui cotit, luându-se în considerare toate forţele care le solicită, respectiv forţa de presiune a gazelor şi forţele de inerţie. Forţa rezultantă ce acţionează asupra fusului, respectiv lagărului arborelui cotit se determină prin metoda diagramei polare.
4.3.1 Forţele care acţionează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton Asupra fusului maneton acţionează forţa tangenţială T, forţa radială Z şi forţa centrifugă de inerţie Fcb a masei m2b a bielei aflată în mişcare de rotaţie. Prin urmare, forţa rezultantă care acţionează asupra fusului maneton va fi: (4.26) Rm = T + Z + Fcb 32 unde: Fcb m2b R 2 33 Forţa rezultantă Rm 34 se determină grafic însumând vectorial toate forţele amintite (fig.4.11) Se consideră un sistem de axe Z-T care se roteşte împreună cu arborele cotit. Se admite ca sens pozitiv pentru forţele T- sensul de rotaţie al arborelui cotit, iar pentru forţele Z- sensul de la fusul maneton spre axa de rotaţie a arborelui. Se aşează la scară, forţele Z 35 şi T 36 corespunzătoare unui unghi de rotaţie oarecare , cu originea în punctul O ţinând cont de semnele lor. Din compunerea acestor forţe se obţine vectorul rezultant K 37 (fig.4.11.). Rezultanta Rm 38 se obţine însumând vectorial forţele K 39 şi F cb 40 adică: (4.27) Rm K F cb 41 sau
(4.28) Rm = K - (- F cb ) 42 Determinând pentru toate valorile unghiului a vectorii şi unind printr-o curbă continuă vârfurile lor, se obţine diagrama polară a fusului maneton cu polul în punctul O', corespunzător vârfului vectorului (- F cb ) 43. De remarcat că vectorul F cb 44 este constant în mărime şi sens în raport cu sistemul Z-T, deci punctul O' este fix în raport cu acelaţi sistem. Mărimea şi sensul forţei rezultante ce acţionează asupra fusului maneton pot fi determinate
Fig.4.11.Construcţia diagramei polare a fusului maneton
Fig.4.12. Diagrama polară (a) şi desfăşurata (b) a forţei rezultante Rm pe fusul maneton 85
Fig.4.13 Construcţia diagramei de uzură a fusului maneton
Fig.4.14. Diagrama de uzură a fusului maneton
cu relaţiile de mai jos (vezi fig.4.11).
sau
2 2 Rm = ( Z - F cb ) + T 45 = arcctg[(Z - F cb ) / T] + 180(|T| ) - T) / (2|T| ) 46
(4.29) (4.30)
= 90 - arctg[(Z - F cb ) / T] + 180(|T| ) - T) / (2|T| ) 47 (4.31)
Unghiul se măsoară în sens trigonometric de la semiaxa pozitivă a forţelor Z. Prin desfăşurarea diagramei vectoriale în funcţie de unghiul (fig.4.12), se obţine curba Rm=f(), cu ajutorul căreia se determină valorile maximă şi medie a forţelor rezultante pe fusul maneton: k
R
mx
48 (4.32) k unde Rmx este valoarea rezultantei corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare, iar knumărul de diviziuni ale curbei Rm=f(). Cu ajutorul valorilor Rmmax şi Rmmed se determină încărcarea specifică maximă şi medie a fusului maneton. Rmmax (4.33) [N / mm2 ] 49 pmax = d m l cb Rmmed 50 pmed = d m l cb unde: dm - diametrul fusului maneton, în [mm]; lcb - lungimea cuzinetului de bielă, în [mm]. Mărimea pmed caracterizează încărcarea cuzinetului, uzura şi lucrul mecanic de frecare; pmed nu trebuie să depăşească valoarea de 6 [N/mm2]. Raportul pmax/pmed caracterizează gradul de şoc al încărcării lagărului şi este cuprins între limitele 2…3. Pe baza diagramei polare se construieşte diagrama de uzură. La baza construcţiei acestei diagrame stau următoarele ipoteze: - uzura este proporţională cu rezultanta care acţionează asupra fusului maneton; .- forţele care solicită la un moment dat fusul se distribuie pe suprafaţa lui la 60o, de ambele părţi ale punctului de aplicaţie. Modul de construire a diagramei de uzură este prezentat în fig.4.13. Se trasează un cerc care reprezintă secţiunea fusului. Se construiesc radial vectori proporţionali cu mărimea forţelor rezultante din diagrama polară. Extremităţile vectorilor se sprijină pe conturul cercului. Pe rând, de la direcţia fiecărei forţe la 600 în ambele părţi, se duc în interiorul cercului fâşii circulare, a căror înălţime este proporţională cu mărimea forţei. Rmmed
1
86
Suprafaţa acumulată după construirea tuturor fâşiilor pentru un ciclu motor reprezintă diagrama de uzură. În fig.4.14 este prezentată o astfel de diagramă. Diagrama de uzură indică zona presiunilor cele mai reduse de pe fus şi, deci locul unde trebuie prevăzută gaura de ungere.
4.3.2 Forţele care acţionează asupra fusului palier. Diagramele polare ale fusurilor paliere Diagramele polare se construiesc pentru toate fusurile paliere care sunt cuprinse între coturi aşezate sub unghiuri diferite. În cele mai multe cazuri, la motoarele rapide, fusul palier cuprins între coturi decalate la 3600 este cel mai încărcat. Forţa care acţionează asupra fusului palier al arborelui cotit care are un număr de lagăre mai mare cu unu decât numărul de manetoane este determinată de forţele care acţionează în braţele manetoanelor vecine fusului considerat. În fig. 4.15 este prezentat cazul general al unui fus palier care se află cuprins între coturile i şi i+1, decalate sub un unghi . În fiecare cot apar forţele Zi, Ti, Fri şi respectiv, Zi+1, Ti+1, Fri+1. Forţele Fr sunt forţe centrifuge provocate de masa neechilibrată a cotului respectiv şi masa bielei aflată în mişcare de rotaţie (mr=mc+m2b). Mărimile reacţiunilor datorate forţelor din cilindru i, respectiv i+1 corespunzătoare palierului dintre cei doi cilindri menţionaţi, se determină cu relaţiile: l l Z’ i = Z i 1 ; Z’ i+1 = Z i+1 1 l l l l (4.34) T’ i = T i 1 ; T’ i+1 = T i+1 1 51 l l l l F’ ri = F ri 1 ; F’ ri+1 = F ri+1 1 l l Compunerea reacţiunilor se realizează geometric ţinându-se seama de unghiul dintre manivelele învecinate. Se consideră un sistem de coordonate Z-T astfel încât axa Z să coincidă cu axa Z a cilindrului i, iar axa T să fie perpendiculară pe aceasta. Ca şi în cazul fusului maneton, sistemul de coordonate se roteşte simultan cu arborele, în funcţie de unghiul . Forţele care acţionează în manetoanele învecinate palierului considerat, respectiv Zi, Ti, Zi+1, şi Ti+1 se pot determina din diagrama forţelor sumare, socotind defazarea unghiulară a ordinii de funcţionare a cilindrilor învecinaţi cu lagărul palier respectiv.
Fig.4.15 Determinarea reacţiunilor dintr-un fus palier 87
Fig.4.16. Construcţia diagramei polare a fusului palier
În concordanţă cu cele prezentate mai sus, proiecţiile pe direcţiile Z şi T (fără efectul forţelor F'ri şi F'ri+1) vor fi: Z Zi Zi1 cos Ti 1 sin 52 (4.35) T Ti Ti 1 cos Zi1 sin În cazul palierelor simetrice (l1=l/2), relaţiile 4.35 devin: Z Zi Zi1 cos Ti1 sin 2 53 (4.36) T Ti Ti1 cos Zi1 sin 2 Pentru construirea diagramei polare este necesar să se determine proiecţiile Z' şi T' pentru toate valorile unghiului . Acest lucru se obţine mai uşor prin calcul tabelar. În sistemul de coordonate Z-T se aşează pentru fiecare poziţie a arborelui cotit (definită de unghiul ),reacţiunile Z' şi T', respectând regula semnelor (fig.4.16.). Unind toate extremităţile vectorilor K 54 printr-o linie continuă, se obţine curba care reprezintă diagrama vectorială a forţelor care acţionează pe fusul palier, fără a ţine seama de forţele centrifuge ale maselor în mişcare de rotaţie (Fri şi Fri+1). Influenţa acestor forţe va fi luată în considerare, ca şi în cazul fusului maneton prin fixarea polului diagramei în punctul O', care reprezintă extremitatea vectorului Qr 55. Distanţa de la polul diagramei O' până la vârful vectorului K 56reprezintă valoarea rezultantei forţelor care acţionează pe fusul palier R p 57. Prin desfăşurarea diagramei vectoriale în funcţie de (fig.4.17) se obţine curba = f( ) 58 cu ajutorul căreia se determină valorile maximă şi medie a forţelor rezultante Rp: Rp k
R pmed = ( R px ) / 1
k 59
(4.37)
Rpx este valoarea rezultantelor corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare; k - numărul de diviziuni ale curbei R p = f( ) 60. Cu ajutorul valorilor Rmmax şi Rmmed se determină încărcarea specifică maximă şi medie a fusului palier: unde
Fig.4.17 Diagrame polare şi desfăşurate ale forţei rezultante Rp pe fusul palier 88
R pmax (4.38) [N / mm2 ] 61 d p l cp R pmed [N / mm2 ] 62 pmed = d p l cp unde: dp - diametrul fusului palier, în [mm]; lcp - lungimea cuzinetului fusului palier, în [mm]. Valoarea lui pmed nu trebuie să depăşească 6 [N/mm2]. Raportul pmax/pmed caracterizează gradul de şoc al încărcării lagărului şi nu trebuie să fie mai mare de 2. În fig.4.17 sunt prezentate diagramele polare şi desfăşurate pentru diferite cazuri de decalaj al coturilor. De multe ori, în cazul unui unghi de decalaj de 3600, pmed ia valori excesiv de mari, aceasta datorită forţelor de inerţie mari provocate de masele în mişcare de rotaţie. Utilizând contragreutăţi, fusul poate fi descărcat total sau parţial de forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie. Aceasta corespunde unei deplasări a polului diagramei din O' spre O şi, deci, conduce la micşorarea rezultantelor Rp. Dacă mărimea necesară deplasării polului pentru a obţine o încărcare medie satisfăcătoare este h, atunci masa contragreutăţilor se poate determina din relaţia de mai jos: (4.39) F = m 2 = h [N] 63 unde: F - forţa de inerţie a două contragreutăţi, în [N]; m - masa a două contragreutăţi, în kg; - distanţa de la centrul de greutate al contragreutăţilor până la axa de rotaţie a arborelui, în mm; - viteza unghiulară a arborelui cotit; h - mărimea deplasării dorite, în [mm]; m - scara diagramei, în [N/mm]. Pe baza diagramelor polare şi desfăşurate se construiesc diagramele de uzură ale fusurilor paliere. Metodica este asemănătoare cu cea prezentat_ la fusul maneton (vezi 4.3.1.). În fig.4.18. se prezintă diagrama de uzură pentru un fus palier. pmax =
4.3.3 Diagramele polare ale motoarelor cu cilindrii în V. 4.3.3.1 Diagrama polară a fusului maneton Pentru fusul maneton se întocmeşte diagrama polară pentru o singură bielă, corespunzătoare forţelor provenite de la un singur cilindru, în mod asemănător motoarelor cu cilindrii în linie. 4.3.3.2 Diagramele vectoriale ale fusurilor paliere Metodica şi relaţiile de calcul sunt identice cu cele de la motoarele cu cilindrii în linie cu diferenţa că cilindrii i şi i+1 se referă la un grup de 2 cilindrii care funcţionează cu un decalaj.
4.4 Echilibrarea motoarelor Un motor care funcţionează în regim stabilizat este considerat echilibrat dacă forţele şi momentele ce se transmit la punctele de sprijin ale motorului sunt invariabile ca mărime, direcţie 89
Fig.4.18. Diagrama de uzură a unui fus palier şi sens.
În cazul motoarelor neechilibrate, forţele şi momentele ce se transmit reazemelor se modifică permanent ca mărime şi sens şi produc, în anumite condiţii, vibraţii ale ramei, caroseriei sau altor părţi ale autovehiculului. Aceste vibraţii, pot deveni deosebit de periculoase în cazul suprapunerii frecvenţei de oscilaţie a acestora cu frecvenţele forţelor şi momentelor neechilibrate transmise de la motor la punctele sale de sprijin. Cauzele neechilibrării motorului sunt variaţiile periodice ale forţelor de inerţie şi ale momentelor lor, precum şi neuniformitatea momentului motor. Practic, echilibrarea motorului se realizează pe calea alegerii corespunzătoare a numărului şi dispunerii cilindrilor, dispunerea manivelelor şi alegerea contragreutăţilor corespunzătoare. Pentru simplificare, echilibrarea motorului se studiază în următoarele ipoteze: cadrul motorului este perfect rigid; turaţia motorului este constantă; se neglijează forţele de inerţie din mecanismul de distribuţie, ele fiind sensibil mai mici decât cele din mecanismul motor, se neglijeaz_ forţele de frecare. În cele ce urmează se va analiza echilibrarea principalelor motoare în linie şi în V
4.4.1 Echilibrarea motorului monocilindric mişcare de translaţie de ordin unu FjI şi doi FjII (armonicele de ordin superior sunt neglijabile), forţele centrifuge Fr şi momentele transmise la reazeme Mr. 2 (4.40)64 F jI = - m j R cos 2 F jII = - m j R cos 2 65
rotaţie;
unde
2 F r - mr R 66 mj, mr - masa mecanismului bielă-manivelă aflată în mişcare de translaţie, respectiv
R - raza manivelei; - viteza unghiulară a arborelui cotit; - unghiul de rotaţie a arborelui cotit; - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei. Forţele de inerţie FjI şi FjII pot fi echilibrate cu ajutorul unui sistem de contragreutăţi ca în fig.4.19. 90
Echilibrarea forţelor de inerţie FjI se realizează cu ajutorul unor contragreutăţi de masă mcgI montate pe arborii A şi B paraleli cu axa arborelui cotit şi simetric dispuşi faţă de axa cilindrului. Arborii A şi B se rotesc în sensuri diferite, cu aceeaşi turaţie cu a arborelui cotit. Contragreutăţile se dispun în aşa fel încât prin rotire, ele să facă un unghi egal cu unghiul de rotaţie a arborelui cotit şi situate în partea opusă manevelei (vezi fig. 4.19). Fiecare contragreutate de masă mcgI provoacă o forţă dată de relaţia: 2 (4.41) F cgI = mcgI I 67 Prin descompunerea celor două forţe centrifuge, pe direcţie verticală şi orizontală, se observă că cele două componente orizontale se echilibrează (XIA=XIB), iar componentele verticale se însumează dând rezultanta: 2 (4.42) RI = 2 Y I = 2 F cgI cos = 2 mcg I cos 68 Rezultanta RI acţionează după axa cilindrului, are sens contrar forţei FjI, forţă pe care trebuie să o echilibreze. Astfel, masa contragreutăţilor rezultă: (4.43) mcgI = 0,5 m j R / I 69 În mod similar se poate face echilibrarea forţelor FjII. Pe arborii C şi D, contragreutăţile mcgII se rotesc cu viteza unghiulară 2, iar dispunerea contragreutăţilor trebuie făcută în aşa fel ca la un unghi al manivelei arborelui cotit, contragreutăţile să facă un unghi egal cu 2 faţă de verticală şi să fie situate în partea opusă manivelei (vezi fig.4.19).
Fig. 4.19 Schema echilibrării forţelor Fr,FjI şi FjII la motorul monocilindric 91
Componentele verticale ale forţelor centrifuge vor da în acest caz componenta RII, egală şi de sens contrar cu FjII dată de expresia următoare: 2 (4.42') RII 2 Y II 2 F cg cos 2 2 mcgII II (2 ) cos 2 70 Masa contragreutăţilor necesare pentru echilibrarea forţelor de inerţie FjII rezultă din egalitatea expresiilor celor două forţe: RII = F jII 71 adică: 1 (4.43') mcgII = m j R / II 72 8 Datorită complexităţii construcţiei, echilibrarea cu arbori suplimentari nu se aplică la motoarele monocilindrice pentru autovehicule, ci doar la motoarele staţionare destinate cercetării experimentale. Forţa centrifugă Fr este constantă ca mărime (pentru = ct) şi fixă ca direcţie în raport cu manivela arborelui cotit. În aceste condiţii Fr poate fi complet echilibrată cu ajutorul a două contragreutăţi de masă mcg situate pe ambele braţe ale arborelui cotit (vezi fig.4.19). Masa necesară fiecărei contragreutăţi este dată de relaţia: mr R 73 (4.44) mcg 2 Momentul reactiv Mr nu se echilibrează şi el se transmite ramei autovehiculului. Volantul motorului monocilindric va avea un moment de inerţie mai mare pentru a asigura uniformitatea dorită pentru viteza unghiulară.
4.4.2 Echilibrarea motorului cu doi cilindri Se va analiza atât motorul cu cilindrii în linie, cât şi în V.
Fig. 4.20 Schema motorului cu 2 cilindri în linie cu manivelele dispuse la 180°
Fig.4.21. Schema motorului cu 2 cilindri în linie cu manivelele dispuse la 3600 92
4.4.2.1 Motorul cu doi cilindri în linie O primă variantă analizată este cea la care manetoanele arborelui cotit sunt dispuse la 1800, ca în fig.4.20. Forţa de inerţie FjI pentru primul cilindru este: (4.45) FjI1 - m j R 2 cos 74 0 Manetonul celui de-al doilea cilindru este dispus la 180 faţă de manetonul primului cilindru deci forţa pentru al doilea cilindru este: (4.46) FjI2 - m j R 2 cos( +180 ) m j R 2 cos 75 Forţele de inerţie de ordinul I sunt egale şi de sens contrar, deci ele se echilibrează. Momentele forţelor de inerţie de ordinul I nu se echilibrează şi el tinde să răstoarne motorul în direcţie longitudinală. Momentul rezultant al forţelor FjI este dat de expresia: (4.47) M jI a mj R 2 cos 76 Momentul MjI poate fi echilibrat cu două contragreutăţi dispuse pe doi arbori suplimentari care să se rotească cu aceeaşi viteză unghiulară ca şi arborele cotit şi care trebuie să creeze un moment egal şi de sens contrar cu MjI. Forţele de inerţie de ordinul II pentru cei doi cilindri sunt: 1 (4.48) -mj R 2 cos 2 77 FjII FjII2 -mj R 2 cos 2( +180 ) -mj R 2 cos 2 78
Se observă că cele două forţe sunt egale şi de acelaşi sens, ceea ce înseamnă că ele nu se echilibrează. Rezultanta lor este: (4.49) F jII -2 mj R 2 cos 2 79 Rezultanta forţelor de ordin I se poate echilibra cu contragreutăţi dispuse simetric pe arbori suplimentari care se rotesc în sensuri opuse şi cu viteze unghiulare duble arborelui cotit. Momentul forţelor de inerţie de ordinul II este nul adică MjII = 0. Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie sunt egale şi de sensuri contrare la cei doi cilindri, deci: (4.50) F r = 0 80 Momentul forţelor centrifuge nu se echilibrează natural. Acest moment acţionează în planul manetoanelor şi are expresia: (4.51) Mr a mr R 2 81 Acest moment poate fi echilibrat cu două contragreutăţi dispuse pe braţele manetoanelor (fig.4.20). Momentul produs de forţele centrifuge ale contragreutăţilor este:
Fig.4.22 Schema motorului cu 2 cilindri în V la 900 93
Mcg b mcg 2 82
(4.52)
Momentul Mcg trebuie să echilibreze momentul Mr (Mcg=Mr), de unde rezultă masa unei contragreutăţi : a R (4.53) mcg mr 83 b O altă variantă analizată este cea la care manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 3600, ca în fig.4.21. Rezultanta forţelor de inerţie de ordin I este: (4.54) FjI -2 mj R 2 cos 84 Rezultanta forţelor de inerţie de ordin II este: FjII -2 mj R 2 cos 2 85
(4.55)
Aceste rezultante ale forţelor de inerţie pot fi echilibrate cu contragreutăţi dispuse pe arbori suplimentari, prin metoda prezentată la motorul monocilindric. Rezultanta forţelor centrifuge este dată de relaţia: (4.56) Fr -2 mr R 2 86
Această forţă poate fi echilibrată cu ajutorul unor contragreutăţi de masă mcg (vezi fig.4.21): mr R 87 (4.57) mcg = 2 Se observă că, datorită dispunerii simetrice a forţelor faţă de mijlocul arborelui cotit, toate momentele se anulează, adică: (4.58) M jI 0 ; M jII 0 ; Mr 0 88 4.4.2.2 Motorul cu doi cilindri în V Schema motorului cu doi cilindri în V dispuşi la 900, cu un singur maneton este prezentată în fig.4.22. Pentru cilindrul din stânga, forţa de inerţie de ordinul I este: FjIst -mj R 2 cos 89 (4.59) Pentru cilindrul din dreapta, relaţia de calcul a forţei de inerţie de ordinul I se scrie ţinând cont de unghiul dintre manivelele celor doi cilindri: (4.60) FjIdr -mj R 2 cos(360- ) 90 sau, ţinând cont că = 90° în cazul de faţă: FjIdr -mj R 2 cos( 270 ) -mj R 2 sin 91
(4.61)
Prin însumare geometrică se obţine rezultanta forţelor de inerţie de ordin I, adică:
F
jI
2
FjIst FjIdr
2
mj R 2 92
(4.62)
Unghiul dintre direcţia rezultantei FjI şi axa cilindrului din stânga (forţa FjIst) este egal cu unghiul deoarece FjIst m j R 2 cos (4.63) cos 93 mj R 2 FjI Prin urmare, forţa rezultantă FjI este constantă şi orientată pe direcţia manivelei. Ea va fi echilibrată împreună cu forţele de inerţie ale maselor rotitoare. Forţele de inerţie de ordinul II vor fi: FjIIst -mj R 2 cos 2 94 (4.64) 94
Fig.4.23. Schema motorului cu 2 cilindri opuşi FjIIdr -mj R 2 cos 2 (270 ) mj R 2 cos 2 95 (4.65)
Rezultanta acestor forţe este dată de relaţia:
F
2
jII
2
FjIIst FjIIdr 2 mj R 2 cos 2 96
(4.66) 0
Unghiul dintre această forţă şi axa primului cilindru (forţa FjIIst) este = 45 deoarece: FjIIst 1 (4.67) cos cos 45 97 FjII 2 Prin urmare forţa de inerţie de ordinul II rezultantă este variabilă ca mărime şi are direcţia orizontală. Ea poate fi echilibrată cu un sistem de contragreutăţi simetrice montate pe doi arbori ce se rotesc cu viteza unghiulară 2, ca în cazul monocilindrului. Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie pot fi echilibrate împreună cu rezultanta forţelor de inerţie de ordinul I, prin contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit: (4.68) Fcg FjI Fr 98 adică
2 mcg 2 mr mj R 2 99
(4.69)
de unde
mr m j R (4.70) 100 2 Momentele forţelor de inerţie sunt nule deoarece forţele de inerţie sunt situate în acelaşi plan, perpendicular pe axa arborelui cotit, deci: (4.71) M jI 0; M jII 0; Mr 0 101 mcg
4.4.2.3 Echilibrarea motorului cu doi cilindri opuşi Schema motorului cu doi cilindri opuşi este prezentată în fig.4.23. Manetoanele arborelui cotit sunt dispuse la 1800. Atât forţele de inerţie de ordinul unu şi doi, cât şi forţele centrifuge Fr din cilindru 2, sunt egale şi de sensuri contrare celor din cilindrul 1, deci rezultantele lor vor fi nule: (4.72) FjI 0; FjII 0; Fr 0 102 Momentele rezultante ale forţelor de inerţie de ordinul unu şi doi sunt date de relaţiile (4.73) M jI a mj r 2 cos 103
M
jII
a mj r 2 cos 2 104
(4.74)
Momentele MjI şi MjII pot fi echilibrate complet cu două sisteme de contragreutăţi 95
suplimentare dispuse simetric pe arbori care se rotesc în sensuri diferite cu viteza unghiulară a arborelui cotit, respectiv dublă acesteia (vezi şi echilibrarea monocilindrului). Momentul forţelor centrifuge este neechilibrat: (4.75) M r a mr R 2 105
Acest moment poate fi echilibrat cu două contragreutăţi de masă mcg dispuse pe braţele arborelui cotit astfel încât mometul lor Mcg să anuleze efectul momentului Mr, deci: (4.76) b mcg a mcg R 2 106 şi rezultă masa mcg:
a R mcg mr 107 b
(4.77)
4.4.3 Echilibrarea motorului cu trei cilindri în linie Schema motorului cu trei cilindri în linie este prezentată în figura 4.24. Arborele cotit are manivelele dispuse la 1200. Forţele de inerţie de ordin unu pentru cei trei cilindri sunt: (4.78)108 FjI1 -mj R 2 cos FjI2 -mj R 2 cos 120
FjI3 -mj R 2 cos 240 109
Se verifică uşor că rezultanta lor este nulă, adică: F jI = 0 Forţele de inerţie de ordin doi sunt: 1 -mj R 2 cos 2 FjII
(4.79) (4.80)110
FjII2 -mj R 2 cos 2 120 111
FjII3 -mj R 2 cos 2 240 112
Rezultanta acestor forţe este şi ea nulă: (4.81) F jII = 0 113 Forţele centrifuge sunt egale pentru toţi cei trei cilindri şi orientate după razele manivelelor: (4.82) Fr1 Fr2 Fr3 -mr R 2 114
Fig.4.24. Schema motorului cu 3 cilindri în linie 96
Fig.4.25 Schema dispunerii contragreutăţilor la motorul cu 3 cilindri Aceste forţe se echilibrează natural deoarece componentele lor pe direcţia primei manivele, respectiv perpendiculară pe aceasta se anulează reciproc, adică: (4.83) Fry Fr1 Fr2 cos 60 Fr3 cos 60 0 115
F
Fr1 Fr2 sin 60 Fr3 sin 60 0 116
(4.84)
F
0 117
(4.85)
rx
Deci,
r
Momentele forţelor centrifuge şi de inerţie de ordin unu şi doi nu se anulează. Aceste momente tind să răstoarne motorul în plan longitudinal, în jurul centrului său de greutate. Conform schemei 4.24, momentul forţelor centrifuge se poate determina cu relaţia:
M
r
a F r 2 a F r 2 2 a F r 2 cos 120
3 a Fr 118
(4.86) Acest moment acţionează într-un plan situat la 30 faţă de planul primei manivele. Forţele de inerţie de ordinul I şi II acţionează în planul axelor cilindrilor. Momentele lor vor fi date de următoarele relaţii: 3 M jI FjI1 a FjI3 a 2 a mj R 2 3 cos sin 119 (4.87) respectiv, 3 M jI FjII1 a FjII3 a 2 a mj R 2 3 cos 2 sin 2 120 (4.88) 0
97
Momentul forţelor centrifuge poate fi echilibrat prin 6 contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit, masa unei contragreutăţi fiind: m R (4.89) mcg r 121 2 Numărul contragreutăţilor poate fi redus de la 6 la 4 (vezi fig.4.25). Contragreutăţile mcg2 şi mcg3, respectiv mcg4 şi mcg5 (vezi şi fig.4.24) pot fi înlocuite cu contragreutăţile m2, respectiv m5 dispuse pe bisectoarea unghiului dintre cele două braţe vecine.
4.4.4 Echilibrarea motorului cu patru cilindri 4.4.4.1 Echilibrarea motorului cu 4 cilindri în 4 timpi Motorul în 4 timpi cu 4 cilindri în linie are manivelele dispuse la 1800. Schema arborelui cotit este prezentată în fig.4.26. Datorită dispunerii "în oglindă" a manivelelor arborelui cotit, forţele de inerţie de ordin unu pentru cilindrii 1 şi 4 , respectiv 2 şi 3 vor fi egale, adică: (4.90) FjI1 FjI4 -mj R 2 cos 122 FjI2 FjI3 -mj R 2 cos 180 123
(4.91)
Deci, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu este nulă: FjI 0 124
(4.92)
Datorită dispunerii simetrice a forţelor de inerţie de ordin unu faţă de mijlocul arborelui cotit, rezultanta momentului acestor forţe este nulă, adică: (4.93) M jI 0 125 Conform schemei din fig.4.26, forţele de inerţie de ordin doi pentru cilindri egal depărtaţi de mijlocul arborelui cotit vor fi egale, adică: 1 (4.94) FjII4 -mj R 2 cos 2 126 FjII FjII2 FjII3 -m j R 2 cos 2 180
-m j R 2 cos 2
127
Fig.4.26 Schema motorului cu 4 cilindri în linie în 24 timpi Fig.4.27 98
(4.95)
Deci, forţele de inerţie de ordin doi pentru toţi cei patru cilindri sunt egale şi, deci rezultanta lor este: (4.96) FjII 4 mj R 2 cos 2 128
Această rezultantă poate fi echilibrată prin două contragreutăţi dispuse pe arbori suplimentari care să se rotească în sensuri diferite, cu turaţie dublă arborelui cotit, ca în cazul monocilindrului. Datorită dispunerii simetrice a forţelor faţă de mijlocul arborelui, momentul rezultant al forţelor de ordin doi se anulează: (4.97) M jII 0 129
Forţele centrifuge Fr sunt egale la toate manivelele, având la cilindrii 1 şi 4 sensuri contrare faţă de cilindrii 2 şi 3. Prin urmare, rezultanta forţelor centrifuge este nulă, respectiv: (4.98) Fr 0 130
Datorită dispunerii "în oglindă" a manivelelor arborelui cotit, momentul rezultant al forţelor centrifuge este nul, adică: (4.99) Mr 0 131 Se pot utiliza contragreutăţi cu rol doar de a descărca lagărele paliere de forţele centrifuge ale fiecărui maneton sau de momentele acestora, mai ales în cazul motorului cu trei lagăre de sprijin. 4.4.4.2 Echilibrarea motorului cu 4 cilindri în 2 timpi
Acest motor are manivelele arborelui cotit dispuse la 900. Schema arborelui şi sensurile forţelor sunt prezentate în fig.4.27. Forţele de inerţie de ordin unu pentru cei 4 cilindri vor fi: FjI1 m j R 2 cos
FjI2 m j R 2 cos 90 m j R 2 sin FjI3 m j R 2 cos 270 -m j R 2 sin
132
(4.100)
FjI4 m j R 2 cos 180 m j R 2 cos Se constată că rezultanta forţelor de ordin unu se anulează, adică: FjI mj R 2 cos sin sin cos 0 133 este:
(4.101)
Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin unu, calculat faţă de mijlocul arborelui
M
jI
FjI1
a a 3 a 3 a 134 FjI2 FjI3 FjI4 2 2 2 2
sau, după transformări: M jI a mj R 2 3 cos sin 135
Fig. 4.28
(4.103)
Fig. 4.29 99
(4.102)
Momentul sumar al forţelor de inerţie de ordin unu are valoarea maximă pentru max. Valoarea max se obţine prin anularea derivatei în raport cu a momentului. Se obţine: 1max 1613 1 136 şi 2 max 3413 4 137 Prin urmare: (4.104) , mj R 2 a 138 M jI 3162
max
Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin unu poate fi parţial echilibrat printr-un sistem de contragreutăţi dispuse pe arbori suplimentari la unghiurile max determinate mai înainte. În cazul motoarelor în doi timpi cu evacuarea prin supape, unul din arborii suplimentari îl constituie arborele de distribuţie. Forţele de inerţie de ordin doi pentru cei patru cilindri vor fi: 1 m j R 2 cos 2 FjII
FjI2 m j R 2 cos 2 90 FjI3 m j R 2 cos 2 270
139
(4.105)
FjI4 m j R 2 cos 2 180 sau
1 FjII2 FjII3 FjII4 mj R 2 cos 2 140 FjII
Prin urmare, rezultanta forţelor de inerţie de ordin doi este nulă, respectiv: FjII mj R 2 2 cos 2 2 sin 2 0 141
(4.106) (4.107)
Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi calculat faţă de punctul A (vezi fig.4.27) este: a a 3 a 3 a (4.108) M jII FjII1 2 FjII2 2 FjII3 2 FjII4 2 142 După transformări rezultă: M jII 0 143
Rezultanta forţelor centrifuge pentru toţi cilindrii este nulă (vezi fig.4.27), adică: Fr 0 144 Forţele centrifuge Fr1 şi Fr4 acţionează în acelaşi plan şi dau un moment: Mr1,4 3 a mr 2 R 145
(4.109)
Forţele centrifuge Fr2 şi Fr3 acţionează în planul perpendicular pe primul şi dau momentul: (4.110) Mr 2,3 a mr 2 R 146 Momentul sumar al forţelor centrifuge se poate calcula după schema din fig.4.28.
M
r
M M 2
r1, 4
r 2, 3
2
147
sau, după transformări succesive: , a mr R 2 148 Mr 10 a Fr 3162
(4.111) (4.112)
Momentul rezultant al forţelor centrifuge acţionează într-un plan dispus la un unghi = 18026' faţă de prima manivelă (fig.4.28): a Fr arctg (4.113) 1826 149 3 a Fr Acest moment poate fi echilibrat prin două contragreutăţi dispuse pe capetele arborelui cotit, ca în fig.4.29. Masa contragreutăţilor se obţine din expresia următoare: b mcg 2 Mr 150 (4.114) sau, după transformări:
100
a R mcg 3162 , mr 151 b
(4.115)
4.4.5 Echilibrarea motorului cu cinci cilindri Schema motorului cu cinci cilindri în linie este prezentată în fig.4.30. Manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 720. Forţele de inerţie de ordinul unu sunt date de relaţiile: FjI1 m j R 2 cos FjI2 m j R 2 cos 144 m j R 2 cos 36 FjI3 m j R 2 cos 216 m j R 2 cos 36 152 (4.116) FjI4 m j R 2 cos 288 m j R 2 cos 72 FjI5 m j R 2 cos 72 Rezultanta acestor forţe este dată de expresia: FjI mj R 2 cos 2 cos 36 2 cos 72 153
Dar,
(4.117)
cos 72 cos 288 2 cos cos108 0,618 cos
154 cos 144 cos 216 2 cos cos 36 1,618 cos Prin urmare, rezultanta forţelor de ordin unu este nulă. FjI mj R 2 cos 1,618 cos 0,618 cos 0 155 Forţele de inerţie de ordin doi au expresiile: 1 m j R 2 cos 2 FjII
FjII2 m j R 2 cos 2 144 m j R 2 cos2 72 FjII3 m j R 2 cos 2 216 m j R 2 cos2 72 156 FjII4 m j R 2 cos 2 288 m j R 2 cos2 36 FjII5 m j R 2 cos 2 72 m j R 2 cos2 36
(4.118)
Rezultanta forţelor de inerţie de ordin doi este: FjII mj R 2 cos 2 2 cos2 72 2 cos2 36 157
(4.119)
Dar,
Fig.4.30 Schema motorului cu 5 cilindri în linie 101
cos 2 2 cos2 72 2 cos2 36 0 158 Deci, rezultanta forţelor de ordin doi este nulă:
F
jII
0 159
Forţele centrifuge sunt constante ca mărime, egale pentru toţi cilindrii şi sunt în fază cu manivelele indiferent de poziţia arborelui cotit. (4.120) Fr1 Fr2 Fr3 Fr4 Fr5 mr R 2 160 Aceste forţe se echilibrează natural deoarece componentele lor pe direcţia primei manivele, respectiv perpendiculară pe aceasta se anulează reciproc. În planul primei manivele componenta rezultantei forţelor centrifuge este: Fry Fr1 Fr2 sin 54 Fr3 sin 54 Fr4 sin18 Fr5 sin18 161 (4.121) sau:
F
ry
Fr 1 2 sin 542 sin 18 Fr 1 2 0,809 2 0,309 0 162 (4.122)
În planul perpendicular pe prima manivelă se obţine: Frx Fr2 cos 54 Fr3 cos 54 Fr4 sin18 Fr5 cos18 163 sau
F
rx
Prin urmare
Fr cos 54 cos 54 cos18 cos18 0 164
F
r
(4.123) (4.124)
0 165
Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin unu nu se echilibrează. Într-adevăr, făcând sumă de momente faţă de axa ultimului cilindru se obţine: M jI mj R 2 a 4 cos 3 cos 144 2 cos 216 cos 288 166 sau
M
jI
mj R 2 a 4 cos 5 cos 36 cos 72 167
Pentru = 0 se obţine: M jI 0,271 mj R 2 a 168
(4.125) (4.126)
Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi nu se echilibrează. Scriind momentul forţelor faţă de axa cilindrului 5 rezultă: M jII mj R 2 a 4 cos 2 3 cos2 72 2 cos2 72 cos2 36 169 sau
M
jII
mj R 2 a 4 cos 2 5 cos2 72 cos2 36 170
Pentru = 0 se obţine: M jII 4,736 mj R 2 a 171
(4.127) (4.128)
Deci, momentele forţelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie nu se echilibrează. Aceste momente pot fi echilibrate parţial cu dispozitive mecanice cu mase de rotaţie dispuse pe arbori suplimentari (vezi echilibrarea motorului monocilindric). Atenuarea eforturilor produse de momentele externe se poate realiza şi prin adoptarea unei ordini de aprindere convenabile, dictată de stelajul manivelelor. Ordinea de aprindere 1-3-5-4-2-1 este cea mai convenabilă. În continuare se analizează echilibrarea momentelor forţelor centrifuge. Momentele acestor forţe nu se echilibrează natural. Ele pot fi echilibrate cu contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit. Numărul contragreutăţilor trebuie să fie par pentru a se obţine o anumită simetrie faţă de mijlocul arborelui cotit. Cea mai convenabilă soluţie foloseşte 6 contragreutăţi, aceasta fiind cea mai tehnologică. Pentru cilindrul din mijloc se vor folosi două contragreutăţi dispuse la 180 faţă de axa 102
Fig.4.31 Dispunerea contragreutăţilor la motorul cu 5 cilindri în linie manivelei 3. Acest unghi determină apariţia unei rezultante mai mici între forţele centrifuge ale contragreutăţilor manivelei 3 şi forţele centrifuge ale manivelelor din planele cele mai apropiate Fr1 şi Fr5, respectiv forţele centrifuge ale manivelelor învecinate Fr2 şi Fr4 (vezi fig.4.31) Amplasarea celorlalte 4 contragreutăţi se face în aşa fel încât să fie satisfăcută condiţia echilibrării forţelor centrifuge după proiecţiile în plan vertical şi orizontal. În plan orizontal, echilibrarea se realizează natural prin dispunerea simetrică a contragreutăţilor. În plan vertical, conform relaţiei scrise pentru jumătate din contragreutăţi rezultă condiţia (vezi fig.4.31): G1 cos G5 sin G4 cos18 172 (4.129) G6 cos G2 sin G3 cos18 unde - unghiul dintre G1, respectiv G6 şi axa OY - unghiul dintre G2, repectiv G5 şi axa OX. Se utilizează contragreutăţi cu mase egale, deci: G1 G2 G6 G 173 Prin urmare se obţine condiţia de dispunere a contragreutăţilor: (4.130) cos sin cos18 174 Au fost analizate mai multe variante de perechi de unghiuri (, ). A 42 ; 12; B 45 ; 14 175 C 40 ; 10; D 54 ; 21 În toate cazurile se urmăreşte obţinerea unor rezultante mici între Fr şi forţele centrifuge ale contragreutăţilor Fcg vecine. De asemenea, se următeşte obţinerea unui moment compensator corespunzător (dat de contragreutăţi), având în vedere şi necesitatea realizării unei rezerve de echilibrare dinamică pe maşini de echilibrat. Se adoptă soluţia A, cu = 420 şi = 120, cea mai indicată din punctul de vedere al echilibrării momentelor.
Fig.4.32. Determinarea momentului de dezechilibru Md al forţelor centrifuge 103
Se calculează mărimile momentelor forţelor centrifuge faţă de mijlocul arborelui cotit (manivelei 3). M r1 2 a mr R 2 M r2 a mr R 2 M r3 0
176
(4.131)
M r4 a mr R 2 M r5 2 a mr R 2 unde reprezintă distanţa dintre doi cilindri alăturaţi. Se adoptă un sistem de referinţă xOy cu axa Oy pe direcţia manivelei 3 şi axa Ox perpendiculară pe aceasta. Se construieşte poligonul momentelor forţelor centrifuge (fig.4.32), folosind expresiile vectoriale ale momentelor: M r1 2 a mr R 2 cos 36i 2 a mr R 2 sin 36 j M r2 a mr R 2 sin 18i a mr R 2 cos18 j 177 (4.132) M r3 0 4 2 2 M r a mr R sin 18i a mr R cos18 j M r5 2 a mr R 2 cos 36i 2 a mr R 2 sin 36 j unde i 178 şi j 179 sunt versorii direcţiilor Ox, respectiv Oy. Se obţine momentul de dezechilibru prin însumarea vectorială a momentelor forţelor centrifuge pentru toţi cilindrii, adică 5 (4.133) M d Mri 2 mr R 2 a cos182 sin 36 j 180 1
sau
(4.134) Md 0,449 mr R 2 a j 181 Ca mărime scalară momentul de dezechilibru are expresia: (4.135) Md 0,449 mr R 2 a 182 În continuare se determină momentul compensator dat de contragreutăţi. Cele 6 contragreutăţi vor fi aşezate la aceeaşi rază şi cu aceeaşi masă. Se determină mărimile momentelor forţelor centrifuge date de contragreutăţi faţă de mijlocul arborelui. M G1 M G6 mG rG 2 l1 M G2 M G5 mG rG 2 l2 183
(4.136)
M M mG rG l3 unde s-au notat: l1 - distanţa de la contragreutatea G1, respectiv G6 la mijlocul arborelui cotit (vezi fig.4.31); l2 - distanţa de la contragreutatea G2, respectiv G5 la mijlocul arborelui cotit; l3 - distanţa de la contragreutatea G3, respectiv G4 la mijlocul arborelui cotit. Se construieşte poligonul momentelor forţelor centrifuge ale contragreutăţilor (fig.4.32) folosind expresiile vectoriale ale momentelor: 3 G
4 G
2
104
Fig.4.33. Determinarea momentului compensator Mc al forţelor de inerţie ale contragreutăţilor M G1 mG rG 2 l1 cos 42i mG rG 2 l1 sin 42 j M G2 mG rG 2 l2 sin 12i mG rG 2 l2 cos12 j M G3 mG rG 2 l3 cos18i mG rG 2 l3 sin 18 j (4.137) 184 M G4 mG rG 2 l3 cos18i mG rG 2 l3 sin 18 j M G5 mG rG 2 l2 sin 12i mG rG 2 l2 cos12 j M G6 mG rG 2 l1 cos 42i mG rG 2 l1 sin 42 j Prin însumarea vectorială a momentelor centrifuge date de cele 6 contragreutăţi se obţine momentul compensator M c 185, adică 6 (4.138) Mc MGi 2 mG rG 2 l1 sin 42l2 cos12l3 sin 18 j 186 i 1
Ca mărime scalară se obţine: (4.139) Mc 2 mG rG 2 l1 sin 42l2 cos12l3 sin 18 187 Pentru echilibrarea momentelor forţelor centrifuge este necesară îndeplinirea condiţiei: M d Mc 188 Cele două momente rezultante au aceeaşi direcţie (direcţia manivelei 3), sensuri opuse şi deci rezultă relaţia: 0,449 mr R 2 a 2 mG rG 2 l1 sin 42l2 cos12l3 sin18 189 (4.140) Din relaţia anterioară rezultă condiţia de determinare a masei contragreutăţilor şi a rezei lor de dispunere: 0,225 mr R a 190 (4.141) mG rG l1 sin 42l2 cos12l3 sin 18 Practic, momentul compensator Mc trebuie să fie mai mare decât momentul de dezechilibrare Md, fiind necesară o rezervă pentru echilibrarea dinamică a arborelui cotit.
4.4.6 Echilibrarea motorului cu şase cilindri 4.4.6.1 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în linie
105
Motorul cu şase cilindri în linie, în patru timpi are manetoanele dispuse la 1200, cum se arată în schema din figura 4.34. Expresiile forţelor de inerţie de ordinul I sunt următoarele: FjI1 FjI6 m j R 2 cos
FjI2 FjI5 m j R 2 cos 120 191
(4.142)
FjI3 FjI4 m j R 2 cos 240 Rezultanta acestor forţe este dată de expresia: FjI 2 mj R 2 cos cos 120 cos 240 192 sau, după prelucrări succesive, FjI 0 193
(4.143) (4.144)
Deci, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu se anulează. Pentru forţele de inerţie de ordin doi se obţin expresiile: 1 FjII FjII6 m j R 2 cos 2
FjII2 FjII5 m j R 2 cos 2 120 194
(4.145)
FjII3 FjII4 m j R 2 cos 2 240 sau:
1 FjII FjII6 m j R 2 cos 2
FjII2 FjII5 m j R 2 cos2 240 195
(4.146)
FjII3 FjII4 m j R 2 cos2 120 Ţinând cont că: cos2 240 cos2 120 cos 2 196 se obţine că rezultanta forţei de inerţie de ordin II se anulează, adică: FjII 0 197
(4.147)
Datorită dispunerii "în oglindă" a manetoanelor arborelui cotit şi a simetriei forţelor de inerţie (vezi fig.4.34) rezultă că momentele sumare ale forţelor de inerţie de ordinul I, respectiv II sunt nule, adică: M jI 0 198 M jII 0
Considerând arborele cotit format din doi arbori cu trei manivele "în oglindă" şi repetând raţionamentul de la paragraful 4.4.3., se demonstrează că forţele centrifuge se echilibrează
Fig.4.34. Schema motorului cu 6 cilindri în linie,în 4 timpi 106
reciproc. Deci, rezultanta forţelor centrifuge este nulă.
F
r
0 199
Momentul rezultant al acestor forţe este de asemenea nul, manivelele arborelui fiind în oglindă, adică: Mr 0 200
În concluzie, motorul cu şase cilindri în linie, cu manivelele dispuse la 1200 este complet echilibrat. Utilizarea contragreutăţilor pe braţele arborelui cotit se practică pentru descărcarea lagărelor paliere. 4.4.6.2 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V de 120 Arborele cotit al motorului are trei manivele, ca şi al motorului cu trei cilindri în linie (fig.4.24). Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie acţionează după axele cilindrilor. Deci, pentru cei trei cilindri din stânga, respectiv pentru cei din dreapta, analiza echilibrării acestor forţe va fi identică cu cea de la motorul cu trei cilindri. Forţele de ordinul unui raportate la poziţia primului cilindru din stânga sunt: FjI1st m j R 2 cos
FjI2 st m j R 2 cos 120 201
(4.148)
FjI3st m j R 2 cos 240 şi, deci:
F
st jI
0 202
(4.149)
Pe linia din dreapta: FjI1dr m j R 2 cos360120 m j R 2 cos 240
FjI2 dr m j R 2 cos360120 120 m j R 2 cos
203
FjI3dr m j R 2 cos360120 240 m j R 2 cos 120 (4.150) şi deci: (4.151) FjIdr 0 204 În mod analog se procedează cu forţele de ordinul doi. Pe linia din stânga se obţine: 1st FjII m j R 2 cos 2
FjII2 st m j R 2 cos 2 120 m j R 2 cos2 240 205206 FjII3st m j R 2 cos 2 240 m j R 2 cos2 120 şi deci:
(4.152)
F
st jII
0 207
Pentru linia din dreapta:
(4.153) 1dr FjII m j R 2 cos2 120
FjII2 dr m j R 2 cos 2
208
FjII3dr m j R 2 cos2 240 şi deci:
F
dr jII
0 209
(4.154) 107
Forţele centrifuge de la cele trei manivele se echilibrează reciproc (vezi şi echilibrarea motorului cu 3 cilindri în linie), adică: Fr 0 210 Momentele forţelor de inerţie nu se echilibrează, iar rezultantele sunt date de expresiile: (4.155) M jI 2,6 mj R 2 a 211
M M
jI r
2,6 mj R 2 a 212
(4.156)
1,732 mr R a 213
(4.157)
2
Cu s-a notat distanţa dintre axele cilindrilor vecini de pe acelaşi rând. 4.4.6.3 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V de 90o Motorul cu şase cilindri în V de 900 are arborele cotit cu manivelele dispuse la 1200 ca la motorul cu trei cilindri. Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie se echilibrează pe linii de cilindri (vezi echilibrarea motorului 6V 1200), pe linia din stânga, respectiv dreapta, rezultând: FjIst FjIdr 0 214 (4.158) FjIIst FjIIdr 0
Pentru studiul echilibrării forţelor centrifuge este convenabil să se analizeze motorul ca fiind format din trei motoare cu doi cilindri în V la 900. Pentru fiecare manivelă rezultă o forţă sumară provenită de la rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu pentru cilindrul din stânga şi cel din dreapta şi din forţa centrifugă a manivelei considerate (vezi şi echilibrarea motorului cu doi cilindrii în V la 900): (4.159) FjI Fr mj mr R 2 215
Această rezultantă are mărime constantă şi este orientată pe direcţia manivelei. Ea poate fi echilibrată cu contragreutăţi dispuse pe fiecare manivelă. Masa contragreutăţilor necesare, dispuse la raza r , va fi: m mr R (4.160) mcg j 216 2 Trebuie menţionat faptul că atât forţele de inerţie de ordin unu cât şi forţele centrifuge se echilibrează reciproc pe ansamblul motorului. Echilibrarea lor pentru fiecare manivelă în parte este necesară pentru a evita apariţia momentului forţelor de ordin unu şi cel al forţelor centrifuge, adică: M jI 0 217 Mr 0 Momentul rezultant al forţelor de ordin doi rămâne neechilibrat şi are următoarea expresie: (4.161) M jII 2,449 mj R a 218
4.4.6.4 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V la 150
108
Motorul cu 6 cilindri în V la 150 în patru timpi are schema prezentată în fig.4.35. Arborele cotit are 6 manivele. Unghiul dintre manivelele corespunzătoare cilindrilor de pe aceeaşi linie este de 1200, iar dintre manivelele vecine 150. Expresiile forţelor de inerţie de ordinul I sunt următoarele : FjI1 m j R 2 cos
FjI2 m j R 2 cos 255 m j R 2 cos 75 FjI3 m j R 2 cos 120 m j R 2 cos 60 FjI4 m j R 2 cos 135 m j R 2 cos 45
219
(4.162)
FjI5 m j R 2 cos 240 m j R 2 cos 60 FjI6 m j R 2 cos 15 Ţinând cont că: cos 120 cos 240 cos
cos 135 cos 255 cos 15 Se obţine:
F
jI
220
(4.163)
0 221
(4.164)
Pentru forţele de inerţie de ordin doi se obţin expresiile: 1 FjII m j R 2 cos 2
FjII2 m j R 2 cos 2 255 m j R 2 cos2 150 FjII3 m j R 2 cos 2 120 m j R 2 cos2 240 FjII4 m j R 2 cos 2 135 m j R 2 cos2 270
222
4.165)
FjII5 m j R 2 cos 2 240 m j R 2 cos2 120 FjII6 m j R 2 cos 2 15 m j R 2 cos2 30 Având în vedere că cos2 120 cos2 240 cos 2
cos2 150 cos2 270 cos2 30 se obţine
F
jII
223
0 224
(4.166) (4.167)
Se analizează în continuare echilibrarea forţelor centrifuge Fr. Analiza se face prin descompunerea forţelor centrifuge pe direcţia primei manivele (a forţei Fr1), respectiv pe direcţia perpendiculară pe prima manivelă, adică:
Fig. 4.35 Schema arborelui cotit la motorul cu 6 cilindri în V la 150 109
Dar
F F
ry
F r1 F 2r sin 15 F r3 sin 30 F 4r sin 45 F 5r sin 30 F 6r sin 75
rx
F 2r cos15 F r3 cos 30 F 4r cos 45 F 5r cos 30 F 6r cos 75
225
Fr1 Fr2 ... Fr6 mr R 2 226
Se verifică uşor că
F F
ry
0
rx
0
227
Deci, rezultanta forţelor centrifuge este nulă, adică: Fr 0 228
Analiza echilibrării momentelor forţelor de inerţie de ordin unu şi doi se face efectuând sumă de momente faţă de axa primului cilindru, pe linii de cilindri şi făcând apoi însumarea geometric. Pentru = 0 se obţin relaţiile: (4.168) M jI 0,896 mj R 2 a 229
M
jII
0,961 mj R 2 a 230
(4.169)
Momentele forţelor de inerţie de ordin unu, respectiv doi pot fi echilibrate parţial cu sisteme de echilibrare, cu arbori suplimentari. Analiza momentului rezultant al forţelor centrifuge se face descompunând forţele centrifuge corespunzătoare tuturor cilindrilor pe direcţia manivelei 1, respectiv pe direcţia perpendiculară pe aceasta. Se obţine: Mry mr R 2 a sin152 sin 303 sin 454 sin 305 sin 75 2 Mrx mr R 2 a cos152 cos 303 cos 454 cos 305 cos 75 adică
31
M M
ry
0,551 mr R 2 a
rx
0,717 mr R 2 a
232
(4.170)
Momentul rezultant al forţelor centrifuge este:
M
r
M M 2
ry
2
rx
0,904 mr R 2 a 233
(4.171)
Momentul rezultant al forţelor centrifuge poate fi echilibrat prin contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit care să anuleze forţele centrifuge corespunzătoare fiecărei manivele.
4.4.7 Echilibrarea motorului cu opt cilindri 4.4.7.1 Echilibrarea motorului cu opt cilindri în linie Schema motorului cu opt cilindri în linie, în patru timpi este prezentată în fig.4.36. Manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 900. Expresiile forţelor de ordinul unu sunt: FjI1 FjI8 m j R 2 cos
FjI2 FjI7 m j R 2 cos 180 m j R 2 cos FjI3 FjI6 m j R 2 cos 270 m j R 2 sin FjI4 FjI5 m j R 2 cos 90 m j R 2 sin 110
234
(4.172)
Fig.4.36 Schema motorului cu 8 cilindri în linie Se constată că rezultanta forţelor de ordin unu este nulă, adică: FjI 0 235
Forţele de inerţie de ordin doi au expresiile de mai jos: 1 FjII FjII8 m j R 2 cos 2
FjII2 FjII7 m j R 2 cos 2 180 m j R 2 cos 2 FjII3 FjII6 m j R 2 cos 2 270 m j R 2 cos 2
236
(4.173)
FjII4 FjII5 m j R 2 cos 2 90 m j R 2 cos 2 Rezultanta forţelor de ordin doi va fi, deci, nulă: FjII 0 237
cotit:
Forţele centrifuge sunt egale şi constante ca mărime şi în fază cu manivelele arborelui
Fri mr R 2 , i 18 238 Datorită dispunerii favorabile a manivelelor arborelui cotit, forţele centrifuge se echilibrează două câte două, deci rezultanta lor este nulă: Fr 0 239
Datorită dispunerii manivelelor simetric faţă de mijlocul arborelui cotit momentele sumare ale forţelor de ordin unu, ordin doi şi centrifuge vor fi nule, adică: M jI 0; M jII 0; Mr 0 240 Prin urmare, la motorul cu 8 cilindri în linie, atât forţele, cât şi momentele lor sunt complet echilibrate. 4.4.7.2 Echilibrarea motorului cu opt cilindri în V Schema motorului cu opt cilindri în V, în patru timpi este prezentată în fig.4.37. Stelajul manivelelor este identic cu cel de la motorul cu patru cilindri în linie, în doi timpi. Unghiul dintre liniile cilindrilor este de 900. Analiza echilibrării se face privind motorul ca fiind constituit din patru motoare cu câte doi cilindri în V. După cum s-a arătat la motorul cu doi cilindri în V, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu este mj R 2 şi este orientată radial după axa manivelei. Datorită dispunerii în opoziţie a manivelelor, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu este nulă: FjI 0 241
Pentru fiecare pereche de cilindri în V, ţinând cont de dispunerea manivelelor, rezultanta 111
Fig.4.37 Schema motorului cu 8 cilindri în V la 90o, în 4 timpi forţelor de inerţie de ordin doi se determină după cum urmează. Pentru prima manivelă:
F
1 jII
FjIIst FjIIdr
F F
1 jII
mj R 2
1 jII
2 m j R 2 cos 2
2
2
cos 2 2 cos 2 270
Pentru manivela a doua: FjII2 2 mj R 2 cos 90
FjII2 2 mj R 2 cos 2
243
Pentru manivela a treia: FjII3 2 mj R 2 cos 270
FjII3 2 mj R 2 cos 2
Pentru manivela a patra: FjII4 2 mj R 2 cos 90
FjII4 2 mj R 2 cos 2
244
245
2
242
(4.174)
(4.175)
(4.176)
(4.177)
Forţele sumare de inerţie de ordin doi pentru toate perechile de cilindrii sunt în planul orizontal al axei arborelui cotit. Ele, fiind egale ca mărime şi de sensuri opuse două câte două, se echilibrează reciproc. Prin urmare, rezultanta forţelor de ordin doi este nulă: FjII 0 246
Momentele sumare ale forţelor de inerţie de ordin doi pentru perechile de cilindri egal depărtaţi faţă de mijlocul arborelui cotit sunt egale şi de sensuri contrare. Prin urmare, momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi pentru toţi cilindrii va fi nul, adică: M jII 0 247
Forţele sumare centrifuge pentru fiecare manivelă în parte sunt egale ca mărime şi orientate radial după direcţia manivelelor respective. Deoarece manivelele sunt dispuse în acelaşi plan două câte două şi orientate în sensuri opuse, forţa centrifugă sumară pentru toţi cilindri este nulă, adică: Fr 0 248 Momentele forţelor centrifuge şi momentele forţelor de inerţie de ordin unu se analizează 112
împreună. Momentul sumar al forţelor centrifuge şi forţelor de inerţie de ordin unu se determină ca sumă a momentelor forţelor centrifuge şi forţelor FjI faţă de mijlocul arborelui cotit (punctul A din fig.4.27) Pentru manetoanele 1 şi 4 momentul sumar va fi: 3 a 3 a M1,4 2 Fr FjI 2 Fr FjI 3 a Fr FjI 249 (4.178) Pentru manetoanele 2 şi 3 momentul sumar va fi: a a (4.179) M2,3 2 Fr FjI 2 Fr FjI a Fr FjI 250 Momentele M1,4 şi M2,3 acţionează în plane perpendiculare şi deci, momentul sumar pentru toţi cilindrii se obţine prin însumarea lor geometrică:
sau
M M 2
2
M
r , jI
M
r , jI
10 a mr mj R 2 252
1, 4
2, 3
10 a Fr FjI 251
(4.180) (4.181)
Acest moment sumar acţionează într-un plan care conţine axa arborelui cotit şi face cu planul primei manivele un unghi = 18o26' (fig.4.28) a Fr FjI (4.182) arctg 1826 253 3 a Fr FjI
Acest moment, constant ca mărime poate fi echilibrat prin două contragreutăţi dispuse pe capetele arborelui cotit, ca în fig.4.29. Masa contragreutăţilor se determină din condiţia egalităţii momentelor: (4.183) b mcg 2 Mr , jI 254 sau, după transformări:
a R mcg 10 mr m j 255 b
(4.184)
4.4.8 Echilibrarea motorului cu zece cilindri În cadrul acestei grupe de motoare se analizează echilibrarea motorului cu cilindri în V la 90 . Schema motorului este prezentată în fig.4.38. Schema arborelui cotit este identică cu a motorului cu cinci cilindri în linie (fig.4.30). Studiul echilibrării motorului cu zece cilindri în V de 900 se bazează pe cunoaşterea problemelor echilibrării motorului cu cinci cilindri în linie şi motorului cu doi cilindri în V de 900. Din studiul echilibrării motorului cu cinci cilindri se cunoaşte că forţele de inerţie de ordin unu şi doi şi forţele centrifuge se anulează. Prin urmare, la motorul cu zece cilindri în V de 900, utilizând un arbore cu manivelele dispuse la 720, făcând analiza pentru fiecare rând de cilindri, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu şi doi şi forţele centrifuge se anulează: FjIst 0; FjIdr 0; FjI 0; 256 (4.185) FjIIst 0; FjIIdr 0; FjII 0; 0
Pentru analiza momentelor forţelor de inerţie de ordin unu se porneşte de la rezultanta pe fiecare manivelă pentru cei doi cilindri, adică:
F
jI i
F F st 2 jI i
dr 2 jI i
mj R 2 , i 14 257
(4.186)
Această rezultantă acţionează după direcţia manivelei şi este constantă ca mărime, deci ea poate fi tratată ca o forţă centrifugă. Rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu de pe fiecare manivelă se însumează cu forţa centrifugă corespunzătoare manivelei şi se obţine: 113
Fig.4.39 Schema forţelor FjII la motorul cu 10 cilindri în V la 900 Fig. 4.38 Schema motorului cu 10 cilindri în V la 90° 4
4
4
F F F i 1
r , jI i
i 1
r i
i 1
jI i
mr mj R 2 258
(4.187)
Momentele acestor forţe sumare pentru toate cele cinci manivele se însumează ca şi momentele forţelor centrifuge de la motorul cu cinci cilindri în linie, dând un moment de dezechilibru Md. Se utilizează pentru echilibrarea momentului Md 6 contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit ca la motorul cu cinci cilindri în linie (fig.4.31). Este necesar ca momentul compensator Mc al forţelor centrifuge al celor 6 contragreutăţi să fie mai mare decât momentul Md (Mc>Md), fiind necesară o rezervă pentru echilibrarea dinamică a arborelui cotit. Momentele forţelor de ordinul doi se studiază considerând forţele rezultante pe cele cinci manivele (vezi echilibrarea motorului cu doi cilindri în V la 900), adică: FjII1 2 m j R 2 cos 2
F F F F
2 jII
2 m j R 2 cos 2 144 2 m j R 2 cos2 72
3 jII
2 m j R 2 cos 2 216 2 m j R 2 cos2 72 259
4 jII
2 m j R 2 cos 2 288 2 m j R 2 cos2 36
5 jII
2 m j R 2 cos 2 72 2 m j R 2 cos2 36
(4.188) Toate aceste forţe rezultante acţionează în plan orizontal. Schematic, ele sunt reprezentate în fig.4.39. Calculând momentul rezultantelor forţelor de ordin doi faţă de mijlocul motorului (manivela 3) se obţine relaţia: M jII 2 mj R 2 a 2 cos 2 cos2 72 cos2 36 2 cos2 36 26
0
sau M jII 2 mj R 2 a 2 cos 2 3 cos2 36 cos2 72 261 (4.189) unde a reprezintă distanţa dintre două manivele consecutive . Pentru = 0 se obţine expresia: M jII 6,146 a mj R 2 262
(4.190)
Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi rămâne neechilibrat.
4.4.9 Echilibrarea motorului cu doisprezece cilindri Se va analiza echilibrarea motorului cu doisprezece cilindri în V de 900 (12 V 900), în patru timpi. Unghiul dintre manivele este de 1200. Schema arborelui cotit este identică cu cea a arborelui 114
motorului cu şase cilindri în linie. Motorul 12V900 se realizează în cazul când face parte dintr-o familie care cuprinde motoare 8V900 şi 10V900, (toate aceste motoare putând fi fabricate pe aceleaşi linii tehnologice. Studiul echilibrării motorului cu 12 cilindri în V de 900 se bazează pe analiza echilibrării motorului cu şase cilindri în linie şi motorului cu doi cilindri în V de 900 (2V900). Din studiul echilibrării motorului cu şase cilindri în linie, se ştie că forţele de inerţie de ordin unu şi doi şi forţele centrifuge se anulează. Prin urmare, la motorul cu 12 cilindri în V de 900 se poate scrie pentru fiecare rând de cilindri suma forţelor de inerţie şi a celor centrifuge: FjIst 0; FjIdr 0; FjI 0;
F F
st jII
F
dr jII
F
0;
jII
0; 263
(4.191)
0
r
unde:
0;
Fr mr R 2
mr m fm 2 mbr R 2 m2b
264
Pentru analiza momentelor forţelor de inerţie de ordin unu se porneşte de la rezultanta pe fiecare manivelă pentru cei doi cilindri, adică:
F
jI i
F F st 2 jI i
dr 2 jI i
mj R 2 , i 16 265
(4.192)
Această rezultantă acţionează după direcţia manivelei şi este constantă ca mărime, deci ea poate fi tratată ca o forţă centrifugă. Rezultanta forţelor de ordin unu de pe fiecare manivelă se însumează cu forţa centrifugă corespunzătoare manivelei şi se obţine: 6
6
6
F F F i 1
r , jI i
i 1
r i
i 1
jI i
mr mj R 2 266
(4.193)
Momentele acestor forţe pentru toate manivelele dispuse simetric faţă de mijlocul arborelui cotit se echilibrează reciproc, dar încarcă fusurile paliere şi, în special, fusul palier din mijloc, adică: M r1, jI M r6, jI 0 (4.194) M r2, jI M r5, jI 0 267 3 4 M r , jI M r , jI 0 Momentul rezultant pentru toate manivelele este nul, adică: Mr , jI 0 268
masa:
Pentru descărcarea lagărelor se pot pune contragreutăţi pe fiecare braţ de manivelă cu
mr m j R (4.195) 269 2 Analiza momentelor forţelor de inerţie de ordin doi se face pornind de la rezultanta pe fiecare manivelă a arborelui (vezi echilibrarea motorului cu doi cilindri în V la 900), adică: FjII1 FjII6 2 mj R 2 cos 2 mcg
F F
2 jII
FjII5 2 m j R 2 cos 2 120 270
(4.196)
FjII4 2 m j R 2 cos 2 240 Momentele rezultantelor forţelor de ordin doi de pe manivelele simetrice faţă de mijlocul arborelui cotit se echilibrează reciproc, adică: 3 jII
115
M 1jII M 6jII 0 M 2jII M 5jII 0 271 M 3jII M 4jII 0
(4.197)
Prin urmare, momentul rezultant al forţelor de ordin doi pentru toţi cilindri este nul: M jII 0 272
Aşadar, motorul cu 12 cilindri în V la 900 este complet echilibrat.
4.5 Calculul volantului Variaţia momentului motor conduce la accelerări şi decelerări ale arborelui cotit. Aceasta conduce la acumulări sau restituiri de energie cinetică în mecanismul motor în perioada de accelerare respectiv decelerare. În fig.4.40 se evidenţiază influenţa neuniformităţii momentului motor asupra vitezei unghiulare a arborelui cotit. În regim staţionar de funcţionare a motorului, variaţiile vitezei unghiulare se apreciază prin gradul de neuniformitate , care reprezintă raportul dintre amplitudinea maximă a vitezei unghiulare şi valoarea sa medie, adică: max - min 273 (4.198) =
med
Gradul de neuniformitate a vitezei unghiulare se alege din condiţii funcţionale impuse motorului sau autovehiculului, corelându-se cu valoarea momentului de inerţie a volantului. În general pentru se recomandă următoarele valori:
Fig.4.40. Influenţa neuniformităţii momentului motor asupra vitezei unghiulare a arborelui cotit 116
Fig. 4.41 Elementele dimensionale ale volantului
Fig. 4.42 Dependenţa dimensiunilor relative ale volantului de numărul de cilindri
= 1/180…1/300 = 1/80…1/150
pentru motoare de automobile; pentru motoare de tractoare şi maşini agricole. Pentru alegerea volantului se determină prin planimetrare mărimea lucrului mecanic suplimentar A12 (fig.4.40). Momentul de inerţie necesar al volantului se poate determina cu relaţia următoare: m D2 A12 274 (4.199) Jv v m 2 med 4 unde mv - masa volantului; Dm =(D1+D2)/2 - diametrul mediu al volantului (vezi fig.4.41) Deci, dimensiunile principale ale volantului pot fi determinate cu relaţia următoare: 4 A12 275 (4.200) mv Dm2 2 med Pentru un grad de neuniformitate a vitezei unghiulare impus, dimensiunile volantului vor depinde de neuniformitatea momentului motor prin mărimea ariei A12, care la rândul său depinde de numărul cilindrilor. Dependenţa dimensiunilor relative ale volantului de numărul de cilindri se reprezintă în fig.4.42. Se constată că la creşterea numărului de cilindri se poate obţine acelaşi grad de neuniformitate a vitezei unghiulare cu un volant de dimensiuni mult mai mici. Diametrul volantului se limitează astfel încât viteza periferică să nu depăşească 65 [m/s] pentru volanţi din fontă, respectiv 100 [m/s] pentru volanţi din oţel.
117
5. PROIECTAREA BLOCULUI MOTOR 5.1 Principii de proiectare a blocului motor Din punct de vedere structural blocul motorului îndeplineşte rolul de schelet al motorului, el servind la fixarea şi amplasarea diverselor mecanisme şi subansamble. În timpul funcţionării blocul motorului preia forţele şi momentele dezvoltate în diferitele mecanisme. De aceea principalele condiţii pe care trebuie să le îndeplinească sunt: rigiditate optimă şi stabilitate dimensională. La proiectarea blocului motor se va avea în vedere că rigiditatea motorului poate fi obţinută prin următoarele metode: nervurarea pereţilor transversali în special în zona de sprijinire a arborelui cotit; mărirea numărului de lagăre al arborelui cotit; prin turnarea într-o piesă monobloc a blocului cilindrilor cu carterul; prin utilizarea soluţiei de carter tunel. Formele constructive ale blocului motorului diferă în funcţie de tipul motorului; numărul şi dispunerea cilindrilor; tipul de răcire; tipul cămăşilor de cilindri.
5.1.1 Blocul motor al motorului răcit cu lichid La motoarele răcite cu lichid cilindrii sunt grupaţi în blocul cilindrilor care împreună cu carterul se constituie într-o singură piesă (fig.5.1.) Construcţiile cu blocul cilindrilor şi carterul ca piese separate sunt utilizate numai la motoare de mare putere. Asamblarea în acest caz se realizează cu şuruburi lungi, care asigură montajul chiulasei cu blocul şi carterul. Blocul motorului poate fi proiectat cu cilindri nedemontabili soluţie la care cilindri şi
Fig.5.1.Bloc motor 116
blocul se constituie într-o piesă unică şi cu cilindri demontabili, când cilindri se constituie în piese separate care se montează în bloc. Blocul motorului cu cilindri nedemontabili are costul de fabricaţie şi de montaj mai redus, în schimb este mai complicat constructiv. În plus soluţia determină apariţia de tensiuni interne după turnare datorită duratelor şi vitezelor inegale de răcire a pereţilor exteriori şi interiori, de asemenea în timpul funcţionării apar tensiuni termice mai mari datorită gradientului de
Fig.5.2.Schema dispunerii elementului blocului motor 117
temperatură axial şi radial. Blocul cu cilindri nedemontabili se utilizează la motoarele de autoturisme şi autovehicule uşoare. Blocul cu cilindri demontabili prezintă o serie de avantaje faţă de blocul cu cilindri nedemontabili dintre care cele mai importante sunt: confecţionarea cilindrilor din materiale cu calităţi superioare de rezistenţă la uzură; simplificarea turnării blocului motor; menţinerea blocului în cazul uzurii sau defectării unuia din cilindri; reducerea tensiunilor termice ale cilindrului; se uşurează remedierea în cazul uzurii cilindrilor în exploatare. În cazul motoarelor cu alezaje mai mari de 120 mm se utilizează soluţia cu cilindri demontabili. Cilindrii demontabili pot fi de două tipuri: umed sau uscat. Cilindrul demontabil umed este udat la exterior de către lichidul de răcire. Soluţia asigură o bună transmitere a căldurii la lichidul de răcire. Cilindrul uscat se montează cu strângere sau liber în cilindrul prelucrat în bloc, astfel că el nu este udat de lichidul de răcire. Utilizarea cilindrului demontabil de tip uscat măreşte rigiditatea blocului motor ceea ce determină mărirea durabilităţii mecanismului motor. La proiectarea elementelor blocului motor cu cilindri demontabili se are în vedere lungimea cilindrului. Aceasta este determinată ţinând seama de condiţia ca mantaua pistonului să nu depăşească marginea inferioară a cilindrului cu mai mult de 10-15 mm. În cazul utilizării cămăşii demontabile în blocul motor se prevede un locaş inelar de sprijin a cămăţii. La proiectare se are în vedere că presiunea dezvoltată pe suprafaţa de sprijin nu trebuie să depăşească 380-420 N/mm2 la blocul din fontă şi 140-180 N/mm2 la blocul din aliaje de aluminiu. Analiza structurii blocului motor arată că acesta este constituit dintr-o placă superioară (fig.5.2.) pe care se aşează chiulasa, o placă intermediară în care se fixează partea inferioară a
Fig.5.3.Schema dispunerii nervurilor blocului motor 118
Fig.5.4.Schema stabilirii formei carterului blocului motor
cilindrilor şi care închide cămaşa de lichid de răcire. Aceste plăci sunt legate între ele prin pereţii transversali interiori şi pereţii exteriori longitudinali, uniţi cu pereţii carterului şi corpul lagărelor paliere ale arborelui cotit. Pentru a asigura rigiditatea necesară pereţii blocului motor se nervurează atât la interior cât şi la exterior (fig.5.3.) astfel încât aceasta se constituie sub formă de corp zăbrelat. Proiectarea blocului motor începe de la secţiunea primului cilindru şi se dezvoltă în direcţie longitudinală având în vedere datele constructive obţinute în urma calcului termic şi dinamic. Forma carterului se stabileşte pornind de la traiectoria descrisă de punctele exterioare ale bielei în mişcarea sa (fig.5.4.). Grosimea pereţilor se adoptă cât mai subţiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul funcţionării. Se recomandă pentru blocurile din fontă grosimi de perete de 4…5 [mm] şi 6…8 [mm] pentru blocurile din aliaje de aluminiu. Nervurile prevăzute pentru mărirea rigidităţii blocului vor avea grosimi cu 1…2 [mm] mai mari decât grosimea pereţilor exteriori, ele se racordează la pereţi şi suprafeţele de sprijin cu raze mari.
Fig. 5.5 Schema centrării capacului lagărului palier 119
Pentru răcirea cilindrilor se prevede o cameră de răcire cu grosime a stratului de lichid de 4…8 [mm]. Secţiunea camerei de răcire trebuie să ia în consideraţie faptul că viteza lichidului de răcire nu trebuie să depăşească 3,5 [m/s], pentru a nu antrena depunerile care pot obtura canalele de circulaţie. Forma camerelor de răcire se adoptă în aşa fel încât să se elimine posib ilitatea de formare a pungilor de vapori. În funcţie de cerinţele privind exploatarea motorului, camerele de răcire pot fi prevăzute cu ferestre de vizitare închise cu capace. La proiectarea plăcii superioare se va avea în vedere ca bosajele pentru şuruburile chiulasei şi şuruburile pentru capacele lagărelor paliere să fie cât posibil colineare. Diametrul şuruburilor pentru chiulasă se situează între 8…12 [mm], iar adâncimea de înşurubare este (1,5…2,0)dşurub pentru bloc din fontă şi de (2,5…3,0)dşurub pentru bloc din aliaj de aluminiu. Lagărele arborelui cotit se prevăd în pereţii transversali ai blocului şi sunt constituite din două părţi, separate printr-un plan care trece prin axa fusului palier şi este normal la pereţii transversali. Lagărele arborelui cotit pot fi proiectate în două variante: lagăre suspendate şi lagăre rezemate. Motoarele de autovehicule sunt prevăzute cu lagăre din prima categorie. Capacele lagărelor se centrează lateral în bloc (fig.5.5.), înălţimea de centrare fiind de 10…15 [mm], pentru blocul din fontă şi 15…30 [mm] pentru blocul din aliaj de aluminiu. Pentru centrarea capacelor se pot adopta şi soluţii cu ştifturi sau bucşe prizoniere. În cazul în care se adoptă soluţia constructivă cu arborele cu came amplasat în bloc, lagărele acestuia sunt prevăzute în pereţii transversali ai carterului, au forma unor orificii şi sunt într-un număr mai redus faţă de numărul lagărelor paliere. În blocul motor se amplasează o parte din canalizaţia instalaţiei de ungere. Rampa de ulei străbate întregul bloc şi este amplasată în general la baza cilindrilor având diametrul de 12...14 mm; din ea pornesc ramificaţii către lagărele paliere, lagărele arborelui cu came şi axul culbutorilor, diametrul acestora fiind de 6…8 [mm]. Pe suprafeţele laterale ale blocului motor se prevăd bosaje pentru asamblarea organelor anexe. Pentru a răspunde cerinţelor impuse privind siguranţa în funcţionare, blocul motor se toarnă din fontă cenuşie. În cazul proiectării soluţiei cu cilindri demontabili pentru bloc se prevede o fontă ieftină m\rcile Fc200, Fc240, Fc280; iar când cilindrii sunt nedemontabili se utilizează fonta de calitate sau fonta uşor aliată. Aliajele de aluminiu sunt utilizate pentru motoare pentru autovehicule uşoare.
Fig.5.6.Schema asamblării chiulasei cu blocul cilindrilor şi carterul motorului cu şuruburi lungi
Fig. 5.7.Schema asamblării chiulasei carterul cu cu blocul cilindrilor şi carterul motorului cu şuruburi scurte 120
Fig. 5.8 Secţiune prin motorul răcit
5.1.2 Blocul motoarelor răcite cu aer La motoarele răcite cu aer cilindri sunt individuali şi sunt montaţi în carterul motorului. Asamblarea cilindrilor cu carterul motorului se poate realiza după două scheme: a) cu şuruburi lungi care trec prin chiulasă până la suprafaţa de aşezare a carterului (fig.5.6.); b) cu şuruburi scurte printr-o flanşă de reazem (fig.5.7.). Uleiul necesar ungerii organelor montate pe chiulasă se trimite prin conducte exterioare sau prin tijele împingătoare.
5.2 Calculul blocului motor În cazul în care se consideră blocul motor sub forma de corp zăbrelat, se calculează zabrelele după modelele staticii grafice, construcţia fiind formată din elemente ce sunt imaginate ca fiind solicitate numai la tracţiune sau compresiune. Rigiditatea blocului se calculează convenţional cu următoarea relaţie: R = F/f.10-3 [N/mm] (5.1) unde: F - forţa de încărcare pe mijloc; f - săgeata maximă la sprijinirea pe lagărele externe [mm]. Rezultatul nu trebuie să fie mai mic de 20…25 [N/mm] Dacă R este mai mare de 100…150 [N/mm] pericolul apariţiei vibraţiilor la încovoiere este mai redus. Datorită faptului că blocul motorului este o piesă complicată şi supusă la solicitări statice şi dinamice este dificil de realizat un calcul exact prin metode tradiţionale. Dezvoltarea programelor de calculator cu element finit permite analiza solicitărilor şi optimizarea soluţiei constructive a blocului motor încă din faza de proiectare.
121
6. PROIECTAREA CILINDRULUI 6.1 Principii de proiectare a cilindrului 6.1.1 Cilindrul motorului răcit cu lichid La motorul răcit cu lichid se disting trei soluţii constructive de cilindri: cilindru prelucrat direct în bloc, cămaşă umedă şi cămaşă uscată. Soluţia cilindrului prelucrat direct în bloc se aplică în general motoarelor de autoturism şi necesită utilizarea pentru turnarea blocului de fonte care să corespundă cerinţelor impuse de siguranţa de funcţionare. Cămaşa este de tipul umed când este spălată la exterior de lichidul de răcire. Ea este demontabilă şi se utilizează la motoarele cu aprindere prin scânteie şi motoare cu aprindere prin comprimare de putere medie şi mare. În funcţie de modul de fixare şi de etanşare a cămăşii de lichid de răcire se deosebesc următoarele soluţii constructive: - cămaşă cu umăr de sprijin la partea superioară (fig.6.1.a); - cămaşă cu umăr de sprijin la partea inferioară (fig.6.1.b.); - cămaşă cu umăr de sprijin amplasat la (1/3...1/2)D de partea superioară (fig.6.1.c.). La cămaşa cu umăr de sprinjin la partea superioară pentru asigurarea stabilităţii şi păstrării formei geometrice în timpul funcţionării se prevăd două brâuri de ghidaj; la partea superioară şi la
Fig.6.1. Cămaşă de cilindru umedă a) cu sprijin la partea superioară; b) cu sprijin la partea inferioară; c) cu sprijinul într-o zonă mediană 122
Fig.6.2.Elemente constructive ale cămăşii umede
partea inferioară. La această soluţie etanşarea se realizează cu inele din cauciuc. Diametrul în zona de etanşare se adoptă la o valoare superioară diametrului exterior al cămăşii (De = D1 + 3…5 [mm]). Cămaşa cu umăr de sprijin la partea inferioară oferă o bună răcire a părţii superioare a acesteia. Datorită faptului că forţa normală dă naştere unui moment încovoietor pot apare deformaţii ale cămăşii, soluţia se aplică la motoarele cu aprindere prin scânteie de putere mică. Etanşarea la partea inferioară se asigură cu un inel de hârtie sau de cupru. Soluţia cu umărul de sprijin coborât la (1/3…1/2)D de suprafaţa superioară asigură o bună răcire a părţii superioare a cămăşii şi elimină dezavantajul deformării cămăşii. Pentru a asigura etanşeitatea spre partea chiulasei la toate soluţiile de cămaşă umedă, partea superioară depăşeşte suprafaţa blocului cu
0,05…0,15 [mm]. La proiectarea cămăşii trebuie ca trecerea de la umăr la partea cilindrică să se realizeze cu o porţiune conică cu înclinare de 2…50 pe o lungime 20…30 [mm] iar racordarea cu o rază de 1…2 [mm]. Cămaşa uscată nu este în contact direct cu lichidul de răcire. Soluţia se aplică la motoarele cu aprindere prin comprimare cu diametrul alezajului până la 125 [mm]. Cămăşile uscate pot fi montate prin presare în bloc sau liber. Cămăşile uscate presate în bloc au o construcţie simplă având forma unei bucşe cu grosimea peretelui de 2…4 [mm] (fig.6.3.a.). Cămăşile uscate montate liber în bloc sunt prevăzute cu sprijin la partea superioară
Fig. 6.3 Cămăţi uscate: a) presată; b) liberă cu sprijin la partea superioară; c) liberă cu sprijin la partea inferioară. 123
(fig.6.3.b.) sau la partea inferioară (fig.6.3.c.). La strângerea şuruburilor chiulasei gulerul cămăşii trebuie să dezvolte pe suprafaţa de reazem o presiune de 3,8…4,2 [MPa] la blocul din fontă şi de 1,4…1,8 [MPa] la blocul din aliaje de aluminiu. Lungimea cămăşii se determină ţinând seama de condiţia ca montarea pistonului să nu depăşească marginea inferioară cu mai mult de 10…15 [mm]. Cămaşa de răcire se proiectează ţinând seama de condiţiile de preluare a căldurii, deci la partea superioară trebuie să depăşească nivelul primului segment de compresie când pistonul se află la PMS iar la partea inferioară să depăşească nivelul segmentului de ungere când pistonul se află la PMI.
6.1.2 Cilindrul motorului răcit cu aer Cilindri motorului răcit cu aer sunt de tipul independent şi se fixează separat pe carter. Particularitatea principală o constituie nervurile exterioare care măresc suprafaţa de transfer de căldură. Dimensionarea aripioarelor trebuie să se realizeze în aşa fel încât temperatura cămăşii să nu depăşească 473 [K]. Înălţimea şi numărul aripioarelor depind de debitul de aer al ventilatorului şi de posibilităţile tehnologice de realizare a acestora. Ţinând cont de distribuţia câmpului de temperatură în lungul cămăşi, gradul de nervurare trebuie să fie maxim la nivelul părţii superioare a cilindrului şi minim la partea inferioară a acestuia. La proiectare se ţine seama că la turnarea în formă sau în cochilă se obţine un pas al aripioarelor de 6…8 [mm] şi grosimi la vârf de 1,5 [mm], la cilindri cu diametrul alezajului sub 100 [mm] şi 2,0…2,5 [mm] în cazul cilindrilor cu diametre mai mari. La motoarele de mică cilindree se pot alege şi cilindri turnaţi din aliaje de aluminiu având depus la interior un strat de crom poros având grosimea de 50…60 [mm] sau pe o cămaşă de fontă se poate presa sau turna mantaua de aluminiu cu aripioarele de răcire (fig.6.4.b.)
Fig.6.4. Cilindri pentru motoarele răcite cu aer a) din fontă cu nervuri turnate; b )combinate din fontă şi aluminiu. 124
La proiectare se va adopta grosimea pereţilor de (0,06…0,07)D. La partea de fixare în carter cilindrul este prevăzut cu un guler având lăţimea de (0,05…0,06)D iar sub guler diametrul exterior al cilindrului va fi mai mic cu 0,5…1,0 [mm]. La partea de asamblare cu chiulasa, grosimea peretelui cilindrului se va adopta cel puţin (0,03…0,04)D iar înălţimea părţii de centrare de 10…15 [mm].
6.2 Calculul cilindrului 6.2.1 Calculul cilindrului cu cămaşă umedă În timpul funcţionării pereţii cilindrului sunt solicitatţi de forţa de presiune a gazelor, forţa normală de sprijin a pistonului şi dilatării. La proiectarea cămăşii umede, grosimea pereţilor se adoptă din condiţii de rigiditate [ d = 0,06D+2 [mm] pentru MAS şi d = (0,065…0,075)D pentru MAC ]. Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza şi din relaţia tensiunilor în plan longitudinal. 0,5 D pg 1 (6.1) l
rezultă
0,5 D pg
l
2
(6.2)
Pentru cilindrul din fontă l = 38…59 [N/mm2]. Cămaşa umedă a cilindrului se verifică ca tensiunile sumare să nu depăşească valorile admisibile (fig.6.5.). Tensiunea de întindere în secţiunea transversală Dmed 3 (6.3) t 0,25 p g
D D1 4 2 Tensiunea de încovoiere este dată de relaţia (N h )max 5 (6.5) i = W unde: D14 - D4 6 W= 32 D1 Tensiunea totală are următoarea expresie: (6.6) = t + i 7 În relaţiile de mai sus mărimile sunt: pg - presiunea maximă a gazelor [N/mm2]; d - grosimea peretelui cilindrului [mm]; N - forţa normală pe peretele cilindrului [Nm]; h - distanţa din P.M.I. până la axa bolţului [mm]. În cazul că soluţia constructivă adoptată este de tipul cu sprijin şi etanşarea la partea inferioară tensiunile sumare nu trebuie să depăşească 59 N/mm2. La proiectarea cilindrilor care se sprijină pe un guler la partea Dmed
Fig.6.5. Schema dispunerii forţelor pentru calculul cămăşii de cilindru
125
Fig.6.6. Schema de calcul a gulerului cămăşii umede superioară, înălţimea H a gulerului cămăşii (fig.6.6) se consideră desfăşurată. Pe unitatea de lungime acţionează forţa: F [N/mm] (6.7) Dm unde: F - forţa de strângere a cămăşii pe bloc şi este egală cu forţa ce acţionează asupra şuruburilor de chiulasă ale unui cilindru; Dm - diametrul mediu de etanşare. Momentul încovoietor care acţionează în gulerul cămăşii este dat de relaţia: Fy 8 (6.8) Mi Dm Tensiunea pentru o porţiune egală cu unitatea este: 6 F y 9 (6.9) i Dm H 2 Valoarea tensiunii se calculează pentru secţiunea x-x a cămăşii.
6.2.2 Calculul cilindrului cu cămaşă uscată Un caz aparte îl reprezintă cămaşa uscată montată presat deoarece trebuie să se obţină o interferenţă a dimensiunilor exterioare ale cămăşii şi interioare ale cilindrului din bloc pentru a se
Fig.6.7. Tensiunile care apar la montajul cămăşii uscate presate 126
obţine o presiune de strângere între cilindru şi bloc, p = 4…5 [N/mm2]. La montajul cu strângere se produc pe suprafeţele de contact dintre cilindru şi bloc, deformaţii (fig.6.7). Deformaţia sumară produsă de presiunea (p) de strângere poate fi redată prin expresia: R R2 + R23 R2 R22 + R12 (6.10) p 2 22 + - c 10 2 b 2 2 E c R2 - R1 Eb R3 - R2
devine:
unde: Eb, Ec - module de elasticitate ale materialului blocului motor şi căm\şi de cilindru; b, c - coeficienţii lui Poisson. Pentru motoarele la care blocul motor şi cămaşa se realizează din fontă relaţia (6.10)
p E R22 R12 R32 R22 2 3
2 3
2 1
2 R R R
11
(6.11)
La cămaşa uscată se adoptă o grosime de perete de 1,5…3,5 [mm]. Pentru a se realiza strângerea adoptată, diametrul exterior al cămăşii cilindrului se calculează cu relaţia: (6.12) Dce 2 R2 [mm]12 Diametrul exterior al cămăşii din bloc se determină din posibilităţile tehnologice de turnare a grosimii pereţilor. Tensiunile care apar în pereţii blocului şi ai cămăşii sub influenţa presiunii de strângere şi presiunii gazelor se calculează separat: 1. Tensiunile care apar datorită presiunii de strângere (p): a) Pentru cămaşa cilindrului - la interior: R2 2 (6.13) r 0; t 2 p 2 2 2 [N/mm ]13 R2 R1 - la exterior: 2 2 R2 R1 [N/mm2]14 (6.14) p ; p r t 2 2 R2 R1 b) Pentru cilindrul din bloc - la interior: 2 2 R3 R2 [N/mm2]15 (6.15) r p; t p 2 2 R3 R2 - la exterior: 2 R2 [N/mm2]16 (6.16) r 0; t 2 p 2 2 R3 R1 Pe baza teoriei tensiunii tangenţiale maxime se calculează tensiunea maximă pe suprafaţa interioară a cilindrului unde se întâlnesc valori superioare: 2 p R3 t r 2 [N/mm2]17 (6.17) max 2 2 R3 R2 2. Tensiunile care apar datorită presiunii gazelor: a) la interiorul cămăşii: 2 2 R2 R1 ; [N/mm2]18 (6.18) p p r g t g 2 R2 R1 b) la suprafaţa de separaţie dintre exteriorul cămăşii şi suprafaţa interioară a cilindrului din bloc: 127
2 2 2 2 2 2 R1 R3 R2 R1 R2 R3 [N/mm2]19 (6.19) ; p t g 2 2 2 2 2 R2 R3 R1 R2 R3 R1 c) la exteriorul cilindrului din bloc: 2 R1 20 (6.20) 0 ; 2 pg 2 r t 2 R3 R1 În figura 6.7. curbele din poziţia a, reprezintă tensiunile produse de presiunea p, cele din b,c reprezintă tensiunile produse în cămaşa cilindrului respectiv cele din bloc. Poziţia d reprezintă însumarea tuturor tensiunilor.
r pg
6.3 Elemente de etanşare a cilindrilor Etanşarea cilindrului la partea superioară faţă de gazele arse se realizează cu garnitura de chiulasă iar faţă de lichidul de răcire în partea inferioară cu garnituri a căror formă depinde de soluţia constructivă adoptată. Garnitura de chiulasă se deformează sub efectul de strângere a chiulasei, în timpul arderii când presiunea gazelor tinde să îndepărteze chiulasa, materialul garniturii trebuie să posede o elasticitate suficientă pentru a urmării deplasarea chiulasei şi, să nu se compromită etanşarea. Temperaturile înalte cu care vine în contact garnitura de chiulasă nu trebuie să afecteze rezistenţa şi elasticitatea materialului. În funcţie de materialul din care se confecţionează garnitura de chiulasă acesta poate fi: metalopastică, plastică sau metalică. Garnitura metaloplastică este constituită dintr-o foaie de azbest armată cu o ţesătură din fire metalice sau o placă (inimă) din cupru sau oţel cu conţinut scăzut de carbon. Protecţia garniturii Fig.6.8. Garnitura metaloplastică
Fig.6.9.Bordurarea garniturii metaloplastice 128
Fig.6.10.Inele de etanşare pentru fiecare cilindru contra gazelor arse se realizează prin bordurare cu tablă din cupru sau aluminiu. La unele garnituri se bordurează şi orificiile de trecere ale lichidului de răcire. Tabla de bordurare a orificiilor depăşeşte nivelul materialului garniturii cu 0,10…0,15 [mm] (fig.6.8). Garnitura plastică se realizează din foi de azbest grafitat sau din cauciuc siliconic. Garniturile din azbest grafitat au o bună adaptabilitate la suprafeţele de etanşare. Orificiile acestor garnituri se bordurează cu tablă cositorită. La motoarele cu chiulase individuale etanşarea poate fi realizată cu ajutorul unui inel profilat din cauciuc siliconic plasat într-un canal executat în cămaşa cilindrului (fig.6.10). În acest caz strângerea chiulasei se realizează direct pe gulerul cămăşii cilindrului, ceea ce conduce la eliminarea arderii garniturii de chiulasă. În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare supraalimentate, datorită presiunilor din cilindru de valori mari garnitura de chiulasă este prevăzută în interiorul armăturii cu un inel de protecţie din oţel care este mai subţire decât garnitura în stare montată cu 0,05…0,15 [mm]. Orificiile garniturii pentru circulaţia uleiului şi lichidului de răcire se execută cu diametre mai mari cu 2…3 [mm] faţă de cele din bloc sau chiulasă pentru a se elimina efectul de diafragmă la curgerea acestora. Orificiile pentru şuruburile (prezoanele) de chiulasă sunt cu 1…2 [mm] mai mari decât diametrul acestora. În cazul unor suprafeţe mari ale garniturii de chiulasă se execută decupări pentru a se
Fig.6.11.Etanşarea cămăşii cilindrului la partea inferioară a) inele de etanşare în cămaşă; b) inele de etanşare în bloc.
129
realiza presiuni medii de strângere de 15…30 [N/mm2]. La motoarele răcite cu aer, datorită faptului că se utilizează chiuloase individuale se utilizează garnituri confecţionate din aluminiu sau cupru de formă inelară. Garniturile metalice se execută din tablă de oţel cu conţinut produs de carbon cu grosimi de 0,4…0,6 [mm], pe suprafaţa acesteia se trasează conturul orificiilor de etanşat din cauciuc siliconic cu înălţimea de 0,6…1,2 [mm] şi lăţime 1,5…3,0 [mm].
Fig.6.12. Etanşarea cămăşii cilindrului cu sprijin la partea inferioară 130
Etanşarea faţă de lichidul de răcire se realizează cu inele din cauciuc montate fie în canale executate în cămaşe (fig.6.11) fie în bloc pentru cămăşile cu guler de sprijin la partea superioară, sau mediană şi cu garnituri din hârtie sau cupru la cămăşile cu sprijin la partea inferioară (fig.6.12). În proiectare se pot alege formele şi dimensiunile pentru canale şi inele prezentate în figura 6.13 şi
Fig.6.13.Elemente constructive ale canalelor şi inelelor de etanşare tabelul 6.1.
Tabelul 6.1.
Dimensiunile canalelor pentru inele de etanşare Dimensiuni 131
Dm [mm] d [mm] d după SAE 3,00 2,62 120 100…150 4,00 3,53 4,00…5,70 3,53…5,33 150 Inel O Lăţimea canalului Adâncimea d [mm] Toleranţe b [mm] Toleranţe t [mm] Toleranţe 2,62 3,60 2,30 0,07 0,10 0,05 3,00 4,20 5,20 0,10 0,10 0,05 3,53 4,80 3,10 0,10 0,10 0,05 4,00 5,40 3,50 0,10 0,10 0,05 5,53 7,20 4,80 0,12 0,20 0,10 5,70 7,70 5,00 0,12 0,20 0,10 0 Presiunea [MPa] Duritatea Sh până la 10 55 10…20 65…70 peste 20 80…85 Diametrul porţiunii cilindrice a cămăşii pe care se execută canalele de etanşare se execută cu 0,5…1,0 [mm] mai mic decât diametrul de centrare superior.
132
7. PROIECTAREA CHIULASEI 7.1 Principii de proiectare a chiulasei La proiectarea motorului cu ardere internă soluţia constructivă adoptată pentru chiulasă depinde: de tipul motorului; tipul răcirii, forma camerei de ardere; numărul şi amplasarea supapelor şi a arborelui de distribuţie; numărul şi amplasarea canalelor de admisie şi evacuare; amplasarea bujiilor sau a injectoarelor, şi eventual de amplasarea unor dispozitive de uşurare a pornirii motorului.
7.1.1 Chiulasa motorului răcit cu lichid La motoarele pentru autoturisme şi autoutilitare se folosesc în general chiulase monobloc, chiulasele individuale fiind utilizate la motoarele cu aprindere prin comprimare de mare putere şi la motoarele răcite cu aer. La motoarele cu aprindere prin scânteie, solicitările mecanice fiind relativ mici, se adoptă soluţia cu chiulasa monobloc. Camerele de ardere cu largă răspândire datorită performanţelor energetice obţinute şi a nivelelor de noxe scăzut sunt: de tip pană (fig.7.1), în acoperiş (fig.7.2), sau semisferică (fig.7.3). La motoarele cu aprindere prin comprimare pentru autoturisme se utilizează chiulase monobloc sau pentru un grup de cilindri. La motoare cu alezaje mari de 130 [mm] se utilizează chiulase individuale care au avantajul unor tensiuni termice mai reduse. La motoarele cu injecţie directă chiulasele au o construcţie relativ simplă deoarece camerele de ardere sunt amplasate în pistoane (fig.7.4). Utilizarea camerelor de ardere divizate complică construcţia chiulasei. Camerele de vârtej se realizează din două părţi: partea superioară se toarnă împreună cu chiulasa; partea inferioară se constituie ca o piesă separată confecţionată din oţel termorezistent sau material ceramic (fig.7.5). Camerele de preardere sunt realizate din oţel termorezistent, ca o piesă separată faţă de chiulasă (fig.7.6). Construcţia chiulaselor la motoarele în patru timpi prezintă particularităţi comune
Fig.7.2. Cameră de ardere tip acoperiş
Fig.7.1. Cameră de ardere tip pană 132
Fig.7.3. Cameră de ardere de tip semisferic
Fig.7.4a. Cameră de ardere la MAC cu injecţie directă
indiferent de tip. Canalele de admisie trebuie să posede o geometrie şi un traseu care să asigure umplerea cât mai bună a cilindrilor cu încărcătură proaspătă, de asemenea să genereze şi să organizeze mişcarea încărcăturii din cilindru. La proiectarea canalelor de admisie se ţine seama de reducerea pierderilor gazodinamice, aceasta realizându-se printr-o secţiune variabilă descrescătoare spre poarta supapei, iar raza de curbură spre poarta supapei se adoptă 0,5…0,6 din diametrul talerului supapei. La motoarele cu aprindere prin scânteie cu carburator canalele de admisie şi evacuare se dirijează pe aceiaşi parte a chiulasei pentru a favoriza vaporizarea combustibilului. În cazul
Fig.7.4b. Cameră de ardere la MAC cu injecţie directă
Fig.7.5. Cameră de vârtej 133
Fig.7.6. Chiulasa cu antecameră injecţiei cu benzină şi la motoarele cu aprindere prin comprimare canalele de admisie se dirijează pe o parte, iar cele de evacuare pe cealaltă parte a chiulasei. La proiectarea cămăşii de apă se ţine seama că trebuie să se găsească acele soluţii constructive care să asigure răcirea pe o suprafaţă cât mai mare a camerei de ardere, canalului de evacuare, bosajelor ghidului supapei de evacuare, bujiei sau injectorului. La nivelul chiulasei circuitul de răcire trebuie să fie simplu fără ramificaţii importante şi să asigure o viteză de-a lungul pereţilor de minim 15 [m/s]. La proiectarea chiulasei trebuie să se ţină seama de asigurarea rigidităţii acesteia în acest scop, la adoptarea peretelui de aşezare cu blocul cilindrilor se au în vedere valori de (0,08…0,10)D iar pentru ceilalţi pereţi de 5…7 [mm], luând în considerare ca element principal valoarea dimensională a alezajului. Schimbul de gaze prezintă pentru motor o importanţă deosebită, iar etanşarea supapelor un aspect particular, la chiulasele la care scaunul supapei se prelucrează direct, grosimea peretelui este de (0,08…0,10)dc (dc - dimetrul canalului de admisie şi poarta supapei) iar înălţimea adoptată trebuie să se încadreze în limitele (0,22…0,25)dc. La chiulasele confecţionate din fontă cenuşie scaunele avomibile se utilizează numai pentru supapele de evacuare. Scaunele se montează cu o strângere mică pentru a asigura reparabilitatea chiulasei (0,045…0,115 [mm]). La chiulasele realizate din aliaje de aluminiu se prevăd în mod obligatoriu scaune de supapă din material termorezistent la ambele supape. Pentru proiectarea ghidului supapei de admisie şi evacuare trebuie să se respecte condiţia de ghidare şi de răcire a tijei supapei, în acest sens, lungimea ghidului se adoptă de peste şapte ori mai mare decât valoarea diametrului tijei supapei. Cunoscând faptul că ghidul supapelor se montează prin presare, ajustajul adoptat se situează în limitele (0,003…0,050)diametrul exterior al ghidului. Având în vedere condiţiile grele de ungere, jocul dintre tija supapei şi ghid se adoptă între (0,005…0,010)dts (dts - diametrul tijei supapei) pentru supapa de admisie şi (0,008…0,120)dts pentru supapa de evacuare. Grosimea peretelui chiulasei pentru montajul ghidului supapei se prevede la 2,5…4,0 134
[mm].
7.1.2 Chiulasa motorului răcit cu aer La motoarele răcite cu aer chiulasele se execută individual. Proiectarea chiulasei motorului răcit cu aer trebuie să asigure condiţia de a dirija aerul spre camera de ardere. Pentru a uşura accesul aerului la camera de ardere la M.A.S. se adoptă camera semisferică (fig.7.7.) În cazul M.A.C. răcite cu aer se adoptă injecţia directă. Forma şi dimensiunile nervurilor pentru răcire se adoptă pentru a asigura un câmp uniform de temperatură şi al cărui nivel maxim să nu depăşească 500…530 [K] în zonele cele mai fierbinţi. Pentru a realiza acest deziderat nervurile
Fig.7.7. Chiulase răcite cu aer 135
se dispun perpendicular pe suprafeţele care trebuiesc răcite.
7.2 Calculul chiulasei 7.2.1 Calculul camerei de ardere Volumul camerei de ardere se calculează pornind de la raportul de comprimare adoptat în cadrul calculului termic şi volumul generat de cursa pistonului. V s 1 (7.1.) Vc 1 unde: Vc - volumul camerei de ardere; Vs - volumul descris de piston; - raportul de comprimare. Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie şi motoarele cu aprindere prin comprimare cu injecţie directă în funcţie de volumul şi forma camerei de ardere se pot determina dimensiunile constructive ale camerei de ardere. În cazul camerei de preardere dimensiunile principale se pot determina ţinând seama de volumul camerei (format din două semisfere şi un cilindru) plus canalul considerat cilindric. Camera de vârtej prezintă un caz aparte deoarece trebuie să ţină seama de mişcarea încărcăturii din cameră " ".
k 2 (7.2.) unde: k - viteza unghiulară a aerului din camera de ardere; - viteza unghiulară a arborelui motor.
Viteza unghiulară de rotaţie a încărcăturii în camera de turbulenţă se determină din condiţia egalităţii momentului cantităţii de mişcare a aerului care se găseşte în camera de ardere, cu integrala momentului cantităţii de mişcare a aerului care intră în cameră de la începutul procesului. La proiectare se adoptă raportul de vârtej = 25…40, iar pentru coeficienţii de debit ai canalului de legătură = 0,7…0,8, iar aria secţiunii canalului de legătură se situează între 0,8…2,7% din aria capului pistonului. Viteza încărcăturii proaspete prin canalul de legătură trebuie să se situeze în limitele a 100…200 [m/s]. La proiectarea antecamerei se vor adopta valori pentru aria relativă dintre antecameră, camera principală şi aria capului pistonului, cuprinse între 1/100…1/400. Aria secţiunii canalului de legătură se calculează în general cu formule empirice.
7.2.2 Calculul chiulasei la solicitări mecanice În timpul funcţionării motorului, chiulasa suportă un complex de solicitări variabile în timp datorate: variaţiei presiunii gazelor din cilindru, tensiunilor apărute la strângerea chiulasei pe bloc, tensiunilor termice remanente în chiulasă după turnare şi tensiunilor termice determinate de încălzirea inegală a diferiţilor pereţi. Se consideră că chiulasa este supusă la un ciclu de solicitare la oboseală, pentru a analiza aceste solicitări se consideră chiulasa ca o placă echivalentă circulară încastrată la diametrul mediu de strângere al şuruburilor pe fiecare cilindru. Grosimea plăcii echivalente trebuie să asigure rigiditatea chiulasei reale. Cercetările 136
Fig.7.8. Schema de calcul a chiulasei experimentale au arătat că luarea în considerare la stabilirea rigidităţii a grosimii reale şi a întăriturilor datorate canalelor şi pereţilor interiori se evaluează printr-un spor de rigiditate de 100%. 2
200% h 2 3 (7.3.) hreal 100% Rezultă grosimea plăcii echivalente. h 2 hreal 4 (7.4) Placa echivalentă se consideră ca fiind solicitată la o sarcină uniform distribuită pe suprafaţa delimitată de aria cilindrului (fig.7.8.) Tensiunile în secţiunea de încastrare sunt date de următoarele relaţii: 2 3 F D [N/mm2]5 (7.5) 1 r 2 h2 2 Dm2 2
t 0,5 r [N/mm ]6 (7.6) 2
unde: F = p D pg / 4 [N]; h - grosimea plăcii echivalente. În centrul plăcii tensiunile se calculează cu relaţiile: 2 3 F Dm D [N/mm2]7 1 4 ln r t 8 h2 D D2m
137
(7.7)
8. PROIECTAREA PISTONULUI 8.1 Funcţiunile pistonului Pistonul este reperul mecanismului motor, care îndeplineşte următoarele funcţii: - transmite bielei,prin intermediul bolţului, forţa de presiune a gazelor; - transmite cilindrului reacţiunea normală, produsă de bielă; - etanşează, împreună cu segmenţii, camera de ardere; - evacuează o parte din căldura degajată în procesul de ardere; - contribuie la dirijarea gazelor în cilindru; - are rolul de a asigura distribuţia amestecului gazos, în cazul motorului în doi timpi; - în cazul motorului cu aprindere prin compresie, poate influenţa favorabil randamentul arderii prin participarea sa la procesul de formare a amestecului; - conţine, parţial sau integral, camera de ardere; - împreună cu segmenţii şi peretele cilindrului controlează grosimea filmului de ulei şi deci consumul de ulei.
8.1.1 Dimensiunile principale ale pistonului Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmtătoarele elemente funcţionale (fig.8.1) Pistonul, segmenţii, bolţul, biela, cilindrul şi arborele cotit formează mecanismul motor(fig.8.2.)
Fig.8.1. Părţile componente ale pistonului: camera de ardere (1); capul (2); bosajele pentru bolţ (3); fusta (4); inserţiile din oţel sau fontă (5); bolţul (6); siguranţele bolţului (7); segmenţii (8).
Fig.8.2. Elementele dimensionale ale mecanismului motor 138
Principalele repere dimensionale ale acestui ansamblu sunt prezentate în figura 8.2. unde: D- diametrul cilindrului; Hk - distanţa de la axa bolţului la partea superioară a capului pistonului; L - lungimea bielei; R - raza manivelei; S - cursa pistonului (S=2R); Hz - distanţa de la axa arborelui cotit la suprafaţa frontală a blocului cilindrilor; H - înălţimea pistonului; Hko -înălţimea de compresie; Hs - înălţimea fustei pistonului; Hso - distanţa de la axa bolţului la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere; Hsu - distanţa de la marginea inferioară a fustei pistonului la axa bolţului; DB - diametrul exterior al bolţului; A - distanţa dintre bosajele alezajelor pentru bolţ; B - lăţimea piciorului bielui; SB - distanţa de la fundul pistonului la muchia superioară a canalului segmentului de foc; RG - raza exterioară a contragreutăţii; AZ -distanţa dintre axele cilindrilor. Parametrii dimensionali ai capului pistonului depind (fig.8.3.) de caracteristicile constructiv-funcţionale ale motorului, pe care urmează să-l echipeze. HRB - distanţa de la generatoarea alezajului pentru bolţ la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere; HRF - înălţimea zonei "port-segmenţi"; HFS - înălţimea de protecţie a segmentului de foc; HN - distanţa de la generatoarea alezajului pentru bolţ la fundul pistonului; SB - grosimea capului pistonului; HM - înălţimea camerei de ardere din capul pistonului. Pentru dimensionarea pistonului se pot folosi informaţiile rezultate în urma prelucrărilor statistice (tabelul 8.1). Modul în care se repartizează masa pe diferitele elemente componente ale pistonului este prezentat în tabelul 8.2. şi figura 8.4. O evaluare a masei, în funcţie de diametrul pistonului se poate realiza pornind de la diagramele din figura 8.4.
a) b) Fig.8.3. Elementele dimensionale ale capului pistonului: piston pentru motor cu aprindere prin scânteie; piston pentru motor cu aprindere prin compresie 139
Caracteristica dimensională a pistonului HK/D DB/D A/D HKO/D HS/D H/D HFS/D SB/D Zona
Motor cu aprindere prin scânteie 0,350…0,450 0,235…0,270 0,270…0,340 0,200…0,285 0,430…0,520 0,640…0,800 0,060…0,120 0,080…0,100
Parte din masa grupei piston [%]
Tabelul 8.1. Motor cu aprindere prin compresie injecţie directă 0,49…0,53 0,29…0,35 0,26…0,37 0,30…0,34 0,52…0,57 0,82…0,90 0,10…0,18 0,15…0,20
Parte numai din masa pistonului [%]
Fig.8.4.Diagrame pentru evaluarea maselor pistonului şi bolţului: a) piston pentru m.a.s.; b) piston pentru m.a.c. cu injecţie directă; c) piston pentru m.a.c. cu injecţie indirectă. 140
injecţie indirectă 0,63…0,75 0,35…0,40 0,33…0,37 0,34…0,37 0,63…0,81 0,98…1,16 0,15…0,22 0,14…0,17 Tabel 8.2
Fig.8.5. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin scânteie: a) piston cu capul plat; b)piston cu capul concav; c) piston cu capul profilat. 1. Fundul pistonului 2. Zona portsegmenţi 3. Bosajele bolţului 4. Fusta pistonului 5. Bolţul 6. Inserţii 7. Siguranţele bolţului 8. Segmenţii
14 17 22 17 21 2 7
19 24 30 24 29 3 10
8.1.2 Principii de bază ale proiectării pistonului 8.1.2.1 CAPUL PISTONULUI Partea pistonului, care vine în contact cu gazele fierbinţi sub presiune, în timpul funcţionării motorului, este capul acestuia. Profilul lui depinde de tipul motorului, de dispunerea supapelor şi de arhitectura camerei de ardere. La motoarele cu aprindere prin scânteie se utilizează, în mod frecvent, pistonul cu capul plat (fig.8.5,a.), datorită simplităţii constructive şi suprafeţei minime de schimb de căldură. Forma concav\ a capului pistonului (fig.8.5,b.) apropie camera de ardere de o semisferă. Pe de altă parte, forma bombată asigură o rezistenţă ridicată la solicitările mecanice, dar determină o majorare a suprafeţei de schimb de căldură. La motoarele convertibile m.a.s.- m.a.c., camera de ardere, poate fi realizată parţial în capul pistonului (fig.8.5 c.). Pistoanele motoarelor cu aprindere prin compresie, cu injecţie directă, au în cap o degajare (fig.8.6,a.) al cărui volum reprezintă 20...30% din cel al camerei de ardere. La motoarele cu injecţie directă capul este prevăzut cu o degajare, ce poate avea diferite forme (fig.8.6,b,c,d), în funcţie de particularităţile procedeului de formare a amestecului. La motoarele cu aprindere prin compresie, puternic solicitate termic, în capul pistonului se prevede o inserţie de fontă cenuşie sau austenitică cu coeficient de dilatare apropiat de cel al aluminiului (fig.8.7,a,b,c,d,).
141
a)
b)
c)
d)
e)
f)
g)
142
Fig.8.7. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin compresie cu inserţii de fontă în cap
h) i) Fig.8.6. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin compresie: a) -injecţie indirectă; b,c,d,e) -injecţie directă - formarea în volum a amestecului; f,g,h) -injecţie directă - distribuţia mixtă a amestecului; i) - injecţie directă - distribuţia peliculară a combustibilului. Armarea marginii superioare a camerei de ardere înlătură neajunsurile pentru o durată limitată de funcţionare. După parcursulri de 300.000…400.000 [km] se constată apariţia de fisuri în inserţie şi desprinderea de bucăţi din aceasta. Materialul austenitic are o dilatare mai redusă ca a aliajului de aluminiu, dar se încălzeşte mult mai puternic. Datorită deformaţiilor remanente, după o funcţionare îndelungată, apare un volum gol între inserţie şi fundul pistonului. Alte dezavantaje cauzate de folosirea inserţiei sunt determinate de dificultatea amplasării unui canal de răcire într-o poziţie eficientă, precum şi de creşterea costurilor de fabricaţie şi a greutăţii pistonului.
143
Realizarea pistonului, sau numai a camerei de ardere, (fig.8.8) din materiale ceramice (nitruri de siliciu, oxizi de zirconiu ş.a.) este o realitate. Cercetările intreprinse de Cummins Engine Company şi Taradcom, Ford, AVL, Perkins, VW, Porsche, Isuzu, Kyocera, Mazda, Toyota, Renault ş.a. au condus la rezultate deosebit de interesante, astfel încât motorul adiabatic a devenit o realitate. 8.1.2.2 ZONA PORT-SEGMENŢI Durabilitatea, siguranţa în funcţionare şi economicitatea unui motor sunt influenţate de performanţele ansamblului piston-segmenţi. Necesitatea de reducere a volumului constructiv al motorului şi creşterea puterii, prin majorarea turaţiei, au impus pistoanele mai scurte şi mai uşoare (fig.8.9). Aceestea sunt capabile să asigure: - jocuri mici între piston şi cilindru; - diminuarea cantităţii de gaze scăpate în carter; - ungerea satisfăcătoare a suprafeţelor în mişcare relativă şi un consum redus de ulei;
a) nitrură de siliciu;
Fig.8.8. Pistoane din: b) 1-aluminiu; 2-oţel; 3-nitrură de siliciu;
c) 4-nitrură de siliciu.
- rezistenţe ridicate la solicitările mecanice şi termice. La reducerea înălţimii constructive a pistonului, trebuie avut în vedere faptul că temperatura în zona canalului segmentului nu poate depăşi 480 K, când se folosesc uleiuri normale, şi 510 K când se utilizează uleiuri înalt aditivate. Lungimea zonei port-segmenţi este determinată de numărul segmenţilor necesari pentru a asigura o bună etanşare a camerei de ardere şi un consum redus de ulei. Opinia specialiştilor este aceea că exigenţele funcţionale pot fi asigurate de trei segmenţi (doi de compresie şi unul de ungere). Pentru a împiedica orientarea fluxului de căldură, de la capul pistonului către primul segment, canalul segmentului de foc se plasează sub nivelul fundului pistonului (8.10,a). În acelaşi scop, se racordează larg, la interior, regiunea port-segment cu fundul pistonului (fig.8.10,b).
144
Fig.8.10. Particularităţile constructive ale capului pistonului
Fig.8.9. Evoluţia pistoanelor pentru motoarele cu aprindre prin compresie Deoarece materialul din dreptul canalului primului segment îşi pierde mai uşor duritatea şi suportă atacul agenţilor corosivi, o soluţie eficientă de protejare a lui este cea a utilizării unei inserţii de fontă, de forma unui inel (fig.8.10,c), sau a unui disc inelar din oţel (fig.8.10,d). Evaluarea temperaturii inserţiei port-segment din fontă austenitică, şi a regiunii imediat învecinate din piston, arată că aceasta, în zona canalului segmentului, este cu aproxinmativ 10 K mai redusă ca cea a materialului de bază. Suprafaţa frontală a inelului port-segment este retrasă faţă de cea a pistonului, pentru a evita contactul acestuia cu peretele cilindrului şi din condiţii tehnice de prelucrare. Pentru diminuarea scăpării de gaze muchia inferioară a canalului trebuie executată ascuţit (execuţiile 2 şi 3 fig.8.11.). O altă soluţie pentru reducerea gazelor scăpate este aceea a micşorării jocului funcţional în zona segmenţilor. Astfel, prin diminuarea jocului de la 0,35 mm la 0,30 mm cantitatea de gaze scăpate poate fi redusă cu aproximativ 30% (fig.8.12.). 8.1.2.3 FUNDUL PISTONULUI Fundul pistonului este solicitat mecanic şi termic de gazele aflate sub presiune şi la temperatură ridicată.
145
Pentru a controla temperatura în zona canalului primului segment de compresie pistoanele, supuse unei solicitări termice înalte, sunt concepute cu o cavitate de răcire, prin care circulă ulei. Aceasta, în general, nu contribuie la diminuarea tensiunilor termice, deoarece în vecinătatea ei se măreşte gradientul de temperatură. De aceea, este necesar să se optimizeze forma şi poziţia sa. Evaluarea tensiunilor termice a arătat că: - Odată cu creşterea grosimii fundului pistonului, tensiunile termice se majorează. De aceea, fundul trebuie să se dimensioneze din condiţia de a rezista forţelor datorate presiunii gazelor. - În cavitatea de răcire pot apare tensiuni înalte de margine, dacă grosimea peretelui dintre aceasta şi camera de ardere este prea mică. Valoarea de referinţă este, în acest caz, aproximativ 7% din diametrul pistonului. În cazul în care cavitatea camerei de ardere este foarte adâncă, marginea superioară a acesteia poate fi supusă la solicitări critice. Datorită scurgerii accelerate a gazului, transferul de căldură, în această zonă, este mare, dar evacuarea sa este stânjenită, îndeosebi la unghiuri mici de deschidere a cavităţii. Astfel se majorează temperatura muchiei superioare a camerei de ardere, fapt ce determină o solicitare supraelastică a acesteia (fig.8.13). La răcire, prin modificarea sarcinii sau oprirea motorului, apar tensiuni de întindere. Dacă acest proces se repetă de multe ori, aşa cum se întâmplă al motoarele de autovehicule, pot să apară fisuri termice de oboseală. Într-o măsură limitată, marginea camerei de ardere poate fi descărcată prin optimizare constructivă (rotunjirea muchiilor şi a buzunarelor supapelor). Din partea materialului, o importantă influenţă o exercită dilatările termice. Cercetările comparative au atestat avantajele aliajului entectic faţă de cel hiperentectic şi superioaritatea celui presat faţă de cel turnat. Pentru a elimina dezavantajele menţionate s-au aplicat, pe capul pistonului, cu ajutorul jetului de plasmă, straturi metalice sau metaloceramice. În acest caz au apărut două probleme: - depunerea stratului este dificilă în zona muchiilor; - aderenţa este insuficientă pentru anumite sorturi de materiale ceramice.
Fig.8.11. a) Soluţii constructive ale inserţiei segmentului de foc; b) Influenţa inserţiei asupra scăpărilor de gaze din carterul motorului.
Fig.8.12. Influen]a jocului dintre capul pistonului şi cilindru asupra scăpării de gaze 146
Fig.8.13. Influenţa formei camerei de ardere asupra distribuţiei câmpului termic în capul pistonului
Fig.8.14. Tensiunile care apar în bosajele alezajelor pentru bolţ la sprijin: a) rigid; b) elastic. 8.1.2.4 BOSAJELE ALEZAJELOR PENTRU BOLŢ Datorită înălţimii mici de compresie şi cavităţii camerei de ardere pistoanele motoarelor de autovehicule au spaţiul interior redus. Astfel, distanţa dintre bolţ şi fundul pistonului, denumită şi lungime de dilatare, este prea mică pentru a permite execuţia unui bosaj elastic, care să se sprijine prin nervuri, deoarece razele de racordare devin prea mici, iar concentratorii de tensiuni mari (fig.8.14,a). De aceea, pistoanele motoarelor pentru autovehicule se execută cu bosaje cu sprijin masiv. Sprijinul masiv asigură o rigiditate înaltă şi evită deformarea sub acţionarea forţelor de presiune a gazelor (8.14,b). Pentru diminuarea deformaţiilor pistonului, se caută soluţii care să permită realizarea unei distanţe cât mai mici între bosaje. La bolţ se poate obţine o îmbunătăţire prin mărirea diametrului său exterior. Majorarea diametrului bolţului nu este întotdeauna posibilă. În acest caz, realizarea unei biele cu piciorul teşit şi a unui bosaj trapezoidal, reprezită o soluţie interesantă şi de efect (fig.8.15). Prin această construcţie se măresc suprafeţele portante ale lagărelor şi se reduce încovoierea bolţului. De asemenea, se obţine o diminuare însemnată a tensiunilor în toate punctele critice (fig.8.16).
147
La pistonul cu bosaje cu sprijin masiv centrul de oscilaţie (O - fig.8.17.) se situează deasupra mijlocului mantalei (O1). Prin deplasarea pistonului, forţele de frecare (Ff = mN) produc un moment de basculare (Mb = m×N×D/2), în apropierea punctului mort superior. Momentul de basculare (Mtb = Ff×D/2 + N'a) este pozitiv când pistonul urcă şi negativ când el coboară. Pentru a se atenua efectul de basculare, la motoarele moderne se dezaxează axa alezajului pentru bolţ (e=0,014...0,025D) în sensul forţei normale, pentru cursa de destindere. Această soluţie constructivă asigură păstrarea semnului momentului de basculare în punctul mort superior. 8.1.2.5 FUSTA PISTONULUI
Fig.8.16. Repartizarea tensiunilor într-un piston cu bosaje drepte şi trapezoidale
Fig.8.15.Deformarea Piston cu bosaje trapezoidale şi bielăa)cutemperaturii;Fig.8.17. Fig.8.19. pistonului sub acţiunea: b) forţei Influenţa de presiune poziţiei a gazelor; umerilor c) piciorul teşit. forţei normale asupra basculării pistonului 148
Fig.8.20. a) Forma pistonului în secţiune transversală; b) legea de distribuţie a ovalităţii pistonului. Fig.8.18. Distribuţia forţei normale pe suprafaţa cilindrului: a) în plan axial; b) în plan normal la axa cilindrului Fusta pistonului are rolul de a transmite eforturile rezultante din mecanismul bielămanivelă, către punctele cilindrului. Calitatea de ghidare a pistonului, prin intermediul fustei, este un element determinant pentru următorii factori: fiabilitate; consum de ulei; reducerea zgomotului; Ghidarea pistonului cu ajutorul fustei, este funcţie de: jocul dintre piston şi cilindru şi temperatura de funcţionare; profilul fustei; materialul pistonului; poziţia axelor; forma cilindrului. Forţa normală este transmisă cilindrului numai de o parte a suprafeţei mantalei pistonului (b=90…1000). De aceea, pentru reducerea masei pistonului se degajă zona corespunzătoare unghiului complementar după direcţia axei bolţului (fig.8.18,b). Lungimea mantalei trebuie să fie suficientă pentru a asigura un bun ghidaj, presiuni laterale reduse (0,4…0,6 MPa) şi a limita bascularea. Pe de altă parte, ea nu trebuie să fie exagerat de mare, pentru a nu mări, în mod inutil, înălţimea motorului. Datorită dilatării termice, a acţiunii forţelor de presiune a gazelor şi normală (fig.8.19), pistonul se deformează eliptic în acţiune transversală (axa mare după direcţia bolţului). Pentru a compensa această deformare, pistonul se execută sub formă eliptică, în acţiune transversală, cu axa mare a elipsei normală pe cea a alezajului pentru bolţ (fig.8.20,a).
Fig.8.21. Pistoane cu decupare în fustă sub formă de: a) T; b) P 149
Fig.8.22. Piston autotermic La pistoanele motoarelor cu aprindere prin scânteie, pentru a reduce fluxul de căldură către manta, cu scopul diminuării jocului dintre aceasta şi cilindru, în ea se execută o decupare sub formă de T (fig.8.21,a) sau P (fig.8.21,b) imediat după canalul pentru segmentul de ungere. Dezavantajul acestei soluţii constă în aceea că regiunea port-segment are un nivel ridicat de temperatură, iar pistonul, în ansamblu, o rigiditate scăzută. Ultimul dezavantaj se elimină prin conceperea unor nervuri, care leagă mantaua de capul pistonului. Cerinţa de a realiza jocuri mici (0,08…0,10 mm), la montaj, între piston şi cilindru poate fi satisfăcută prin introducerea în regiunea bosajelor pistonului a unor plăcuţe de invar (oţel aliat cu mult nichel) sau oţel de calitate (fig.8.22). Inserţia de invar sau oţel şi aliajul de aluminiu lucrează ca o lamă bimetalică, astfel încât, prin încălzire, sistemul se curbează foarte puţin în sensul evazării. Pistoanele astfel obţinute se numesc autotermice. 8.1.2.6 EFECTELE TERMICE ASUPRA PISTONULUI Obţinerea unor performanţe ridicate la motoarele cu aprindere prin compresie este condiţionată şi de valoarea jocului, la rece, dintre mantaua pistonului şi cămaşa cilindrului. Pentru ca jocul la rece să fie cât mai mic, iar zgomotul în timpul funcţionării cât mai redus, trebuie ca mantaua să se dilate puţin. Acest deziderat este realizabil dacă se reduce fluxul termic de la capul pistonului către manta. Pe de altă parte, decisivă pentru funcţionarea unui motor cu aprindre prin compresie este temperatura pistonului în zona canalului segmentului de foc. Aceasta nu trebuie să depăşească 450…510 K, pentru a nu facilita cocsarea uleiului şi griparea segmentului. La depăşirea unui
Fig.8.23. Distribuţia câmpului de temperatură în capul pistonului pentru diferite tipuri de camere de ardere 150
Fig.8.24. Influenţa răcirii cu ulei, asupra temperaturii pistonului maximum de temperatură pot apare fisuri termice, în capul pistonului, datorită suprapunerii tensiunilor termice peste cele dinamice datorate presiunii gazelor. De aceea, trebuie ca valorile locale ale temperaturii să nu depăşească 630 K. Dar, mărimea tempereturii locale a capului pistonului este influenţată de forma camerei de ardere (fig.8.23). De asemenea, temperatura capului pistonului este influenţată şi de tipul aspiraţiei. Astfel, creşterea presiuni medii efective, de la 0,84 [MPa] la 1,43 [MPa], prin supraalimentare fără răcire intermediară, atrage după sine majorarea temperaturii muchiei camerei de ardere cu 80K şi cu 45K în zona canalului primului segment de compresie. Dacă aerul de supraalimentare este supus unei răciri intermediare, de la 475 K la 380 K, aceste creşteri de temperatură pot fi reduse la 43K în zona muchiei şi la 27 K în regiunea învecinată cu segmentul de foc. Evacuarea căldurii din zona capului pistonului se poate realiza pe mai multe căi. Cea mai simplă este aceea care asigură răcirea forţată a capului pistonului prin proiectarea unor jeturi de ulei în fundul lui. Uleiul necesar răcirii poate fi dirijat printr-o duză montată în piciorul bielei sau printr-un pulverizator plasat în apropierea rampei centrale de ungere. Soluţia este aplicabilă la pistoanele motoarelor cu putere specifică de 30…40[kW/dm2]. Ea asigură reducerea temperaturii la marginea camerei de ardere cu 3…5K (fig.8.24), în zona atinsă de jetul de ulei cu 10…14K, iar în partea opusă jetului de ulei cu 3…7K. Un grad mai înalt de răcire se realizează dacă se practică în capul pistonului un canal de formă circulată (obţinut cu ajutorul: miezurilor confecţionate din amestecuri de săruri solubile în apă sau spumă de grafit ce poate fi arsă; locaşului din tablă de oţel, care se include în capul pistonului; prelucrării prin strunjire şi sudării cu fascicul de electroni - fig.8.25.), prin care circulă uleiul sub presiune. Poziţia canalului de răcire influenţează şi ea temperatura capului pistonului (fig.8.27). Astfel, prin plasarea, în raport cu poziţia de referinţă, cu 12 mm mai sus a canalului de răcire, se 151
Fig.8.25. Piston:a) cu miez din săruri; b) cu canal de răcire din tablă pot obţine temperaturi mai joase cu 15…25 K, la marginea camerei de ardere, şi cu 3…10 K în zona canalului segmentului de foc, în condiţiile majorării, cu 3…8 K, a temperaturii uleiului evacuat. Temperatura capului pistonului este influenţată şi de debitul uleiului circulat prin canalul de răcire (fig. 8.28). Pe de altă parte, temperatura capului pistonului este determinată şi de diametrul duzei pulverizatorului (fig.8.29). O analiză globală a influenţei diferiţilor factori asupra temperaturii pistonului este prezentată în tabelul 8.3
152
Fig.8.26. Comparaţie între temperatura pistonului: fără răcire (1), răcit prin stropire (2) şi răcit forţat (3), măsurată în: a) marginea camerei de ardere; b) inserţia segmentului de foc, la partea opusă jetului de ulei; c) inserţia segmentului de foc, în apropierea canalului de trimitere a jetului de ulei 8.1.2.7 PROFILUL PISTONULUI Soluţiile constructive folosite la pistoanele motoarelor cu aprindere prin scânteie nu se utilizează la cele ale motoarelor cu aprindere prin compresie, deoarece conduc la obţinerea unei rigidităţi insuficiente şi la o încălzire a regiunii port-segmenţi. Pentru a se obţine o rigiditate maximă a pistonului, alezajele pentru bolţ se plasează la o distanţă cât mai mică de capul său. Ca urmare a acţiunii presiunii gazelor şi a încălzirii pistonul se deformează. Datorită caracterului repartiţiei fluxului termic, pistonul se va deforma neuniform. Pentru a realiza jocuri uniforme între piston şi cilindru, la diferite orizonturi, profilul longitudinal al pistonului se poate realiza în diverse variante (fig.8.30.).
153
Fig.8.28. Influenţa debitului de ulei prin canalul de răcire asupra temperaturii pistonului la marginea camerei de ardere Caracteristicile motorului
Modificarea condiţiilor de funcţionare
Răcire cu apă
Temperatura apei cu 10K 50% antigel 10K Duză în piciorul bielei Duză fixă Conul de răcire Marginea camerei de ardere
Temperatura băii de ulei Răcirea pistonului cu ulei
Tabelul 8.3. Modificarea temperaturii pistonului în canalul segmentului de foc 8…10K 5…10K 1…3K 8…15K 10…30K 30…60K 80K
Fig.8.27. Influenţa poziţiei canalului de răcire asupra temperaturii: a) muchiei camerei de ardere; b) inserţiei segmentului de foc; c) uleiului la ieşirea din canalul de răcire. 154
Temperatura uleiului de răcire Presiunea medie a pistonului(n=ct) Pistoanele cu canal de răcire Momentul aprinderii Turaţia(p=ct) Raportul de comprimare
10K în canalul de răcire
4…8K
1.105 N/m2
5…10K
1.105 N/m2
5…10K
1oRAC Marginea camerei de ardere 100 rot/min creşterea cu o unitate
1…2K <4,5K 2…4K +4…12K
8.1.2.8 MATERIALE PENTRU PISTOANE O altă soluţie eficientă pentru evacuarea căldurii din piston este cea a utilizării unor materiale cu conductibilitate termică ridicată. Faţă de condiţiile de funcţionare ale pistonului, aliajele de aluminiu sunt cele mai satisfăcătoare. Totuşi ele prezintă dezavantajul, în comparaţie cu fonta, că au rezistenţa mecanică mai mică, coeficientul de dilatare mai ridicat şi costul mai mare. Aliajul de aluminiu pentru pistoane reprezintă o combinare judicioasă a elementelor de aliere principale (Si, Cu, Mg, Ni) cu elementele de aliere secundare (Fe, Ti, Mu, Zu), în vederea obţinerii unui material care să satisfacă condiţiile impuse. Siliciul, cuprul şi magneziul majorează rezistenţa la tracţiune a aliajului şi reduc alungirea, iar nichelul măreşte rezistenţa la temperatură. Fierul formează cu aluminiul cristale dure rezistente la uzură, iar titanul determină o cristalizare fină a aliajului. Manganul şi zincul apar ca impurităţi.
155
Fig.8.29. Influenţa diametrului duzei asupra temperaturii pistonului: A) marginea camerei de ardere; B) canalul segmentului de foc, în zona de ieşire a uleiului de răcire; C) canalul segmentului de foc, în zona de intrare a uleiului de răcire; D) temperatura uleiului ce iese din piston. După conţinutul elementului de aliere de bază, aliajele de aluminiu pentru pistoane se împart în două grupe: aliaje pe bază de siliciu (Al-Si-Mg-Ni- silumin) şi aliaje pe bază de cupru (Al-Cu-Ni-Mg- aliaje y). Dintre aliajele pe bază de siliciu, pentru pistoane se utilizează cele eutectice şi hipereutectice. Principalele caracteristici ale aliajelor de aluminiu pentru pistoane sunt date în tabelul 8.4. Aliajele pe bază de siliciu posedă coeficient de dilatare termică redus, care se micşorează pe măsura creşterii conţinutului de siliciu. Aliajele hipereutectice corespund cel mai bine cerinţei de a avea un coeficient de dilatare cât mai apropiat de cel al cilindrului. Datorită acestui fapt
Fig. 8.30. Profilul pistonului în secţiune longitudinală 156
jocurile la rece pot fi mai mici, din care cauză uzurile, îndeosebi ale segmenţilor şi ale canalelor, vor fi mai reduse. Majoritatea constructorilor utilizează aliaje eutectice datorită dilatării reduse a acestora şi calităţilor bune în ceea ce priveşte frecarea. Totodată aliajele eutectice sunt mai puţin sensibile la formarea fisurilor. Tabelul 8.4. Grupa Aliaje entectice Aliaje hiperentectice Aliaje y ATC Si12CuMgNi ATCSi18CuMgNi KS 282 ATCCu4Ni2Mg2 Mărci echivalente
El.aliere de bază [%] Alte elemente de aliere [%]
KS 1275 MAHLE 124 NURAL 3210
11,0…13,5Si
Ks281,1 MAHLE 138 NURAL 1761
16…19Si
0,18…1,5Cu; 0,8…1,3Ni; 0,8…1,3Mg; 0,2Mn; 0,7Fe; 0,2Ti; 0,22 altele 2,67…2,68 125…147
MAHLE 244
KsK MAHLE y
23…26Cu
3,5…4,5Cu 1,7…2,3Ni; 1,2…1,8Mg; 0,2Mn; 0,7Fe; 0,1…0,2Ti; 0,22 altele
2,68…2,70 2,65 2,80…2,82 Densitatea kg/dm3 Conductivitatea 138…155 117…134 138…160 termică [W/mK] 20,5…21,5 18,5…19,5 17…18 23…24 Dilatarea termică [1/k] E [daN/mm2] 7500 8000 8600 7600 [HB] la 293°K 90…120 90…125 90…125 90…125 423°K 70…90 70…90 75…90 75…90 523°K 30…40 35…45 35…45 35…45 Starea TC M TC M TC TC M Rezistenţa de rupere la tracţiune [daN/cm2] la 20…25 30…37 18…22 23…30 18…22 23…28 35…42 :293°K 18…23 17…30 17…20 20…24 17…20 22…26 30…37 :423°K 10…15 11…17 10…14 11…17 10…14 16…20 15…26 :523°K Alungirea relativă A5 min [%] 0,3...0,3 1....3 0,2...0,7 0,5...1,5 0,1...0,3 0,3...10 5...12 Rezistenţa de rupere la oboseală [daN/mm2] la 8…12 11…14 8…11 9…12 7…10 8…12 12 293°K 5 9,5 5 9 2 4,5 10 573°K Aliajele pe bază de cupru au coeficientul de dilatare cel mai mare, din care cauză pistoanele se prevăd cu jocuri mărite, ceea ce favorizează intensificarea uzurilor grupului pistonsegmenţi-cilindru. Datorită proprietăţilor mecanice ridicate, aliajele pe bază de cupru se utilizează pentru execuţia pistoanelor pentru motoarele cu aprindre prin compresie. Pistoanele din fontă se întâlnesc mai rar în construcţia motoarelor de automobile. Ele au pereţi mai subţiri şi masa apropiată de cea a pistoanelor din aliaje de aluminiu. Se fabrică prin turnare în nisip. Cele din aliaje de aluminiu se obţin prin turnare în cochile sau prin matriţare. Constructorii de pistoane şi-au intensificat cercetările în direcţia găsirii unor noi materiale 157
pentru pistoane, cu calităţi tehnico-economice superioare. Astfel, ei studiază în prezent posibilităţile de fabricare a pistoanelor din pulberi sinterizate. Pentru sporirea durabilităţii pistoanelor, suprafaţa exterioară se acoperă cu straturi protectoare, care au calitatea de a mări aderenţa uleiului la metal şi de a îmbunătăţii calităţile antifricţiune. În acest sens pistonul se acoperă cu un strat de 5…30 [mm] de staniu, plumb, grafit, sau oxizi de aluminiu (eloxare).
8.2 Calculul pistonului 8.2.1 Calculul pistonului la solicitările mecanice 8.2.1.1 Calculul capului pistonului Pistonul se schiţează în raport cu soluţiile constructive alese. Dimensiunile principale se adoptă pe baza datelor statistice (tabelul 8.5.) Tabelul 8.5. Nr. Tip motor m.a.s. m.a.c. crt Denumirea D=65…100 mm D=90…180 mm D=180…355 mm 1 Lungimea pistonului H 0,800…1,100D 0,800…1,500D 1,200…1,800D 2 Lungimea mantalei L 0,500…0,800D 0,500…1,000D 0,800…1,200D 3 Înălţimea de compresie 0,500…0,700D 0,550…0,850D 0,700…1,100D l1 4 Înălţimea de protecţie a 0,060…0,120D 0,100…0,180D 0,150…0,220D segmentului de foc h 5 Grosimea flancului hc 0,035…0,450D 0,045…0,055D 0,045…0,055D 6 0,080…0,100D 0,140…0,170D 0,150…0,200D Grosimea capului 7 Distanţa dintre bosajele 0,250…0,400D 0,250…0,500D 0,250…0,500D alezajului bolţului b
Fig. 8.31. Elementele de calcul ale pistonului 158
După ce s-au adoptat principalele dimensiuni ale pistonului, capul şi mantaua se supun unui calcul de verificare. Profilul longitudinal şi radial se trasează în raport cu dilatările admise. Capul pistonului se verifică în ipoteza că acesta este o placă circulară încastrată pe contur, de grosime constantă, încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru: 2 di 2 (8.1) rl 0,1875 p gmax 1 2 [N/m ]2
unde: di - diametrul interior al capului pistonului [m]; rl - efortul unitar(a=200…300 105 [N/m2] pentru aluminiu); pgmax- presiunea maximă a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].
8.2.2 Calculul zonei port-segmenţi Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere şi forfecare de către forţa de presiune a gazelor scăpate prin interstiţiul dintre piston şi cămaşa cilindrului, care acţionează asupra segmentului. Valorile eforturilor unitare se calculează astfel: - la încovoiere: 2 Rp r Mi 2 (8.2) 2,28 p gmax i [N/m ]3 Wz hc R r unde: Mi 0,76 p gmax Rp2 r 2 p 4[Nm] 2 este momentul încovoietor care solicită umărul canalului segmentului; R p r h2c 3 2 Wz Rp 5[m ] 2 2 modul de rezistenţă la încovoiere; - la forfecare: 0,76 p g Rp2 r 2 (8.3) f 0,76 p g [N/m2]6 2 2 Rp r
Efortul unitar echivalent este: 2 (8.4) ech 2i 4 2 [N/m ]7 5 2 Pentru pistonale din aliaje de aluminiu sc = 300-400.10 N/m . În regiunea port-segment, secţiunea A-A (fig.8.31.) din dreptul segmentului de ungere este redusă din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului.Ea se verifică la compresie: D2p [N/m2]8 (8.5) c p gmax 4 AA unde: AA - aria secţiunii reduse [m2]. Efortul unitar admisibil la compresie este: ac = 200-400.105 [N/m2]. Cunoscându-se coeficientul de dilatare termică al materialului pistonului, modulul de elasticitate şi alţi factori, se poate calcula grosimea peretelui pistonului în zona port-segment, respectiv diametrele. Pentru partea superioară a capului pistonului: 2 Dp 0 , 02135 pme d1 d l
2
2
[mm]9
unde: l -distanţa de la fundul pistonului la generatoarea alezajului bolţului [mm]. Pentru partea inferioară a zonei port-segment: 159
(8.6)
2 Dp 0 , 0513 pme d2 d l
2
[mm]10
2
(8.7)
unde: l'- distanţa dintre planul care delimitează zona port-segment şi generatoarea alezajului pentru bolţ [mm]. pme -presiunea medie efectivă [daN/cm2].
8.2.3 Calculul mantalei pistonului Presiunea specifică pe mantaua pistonului pentru a preveni întreruperea pelicului de ulei, nu trebuie să depăşească o anumită valoare determinată convenţional: N max [N/mm2]11 (8.8) psm Dp LN Aev unde: Nmax - forţa normală care acţionează într-un plan perpendicular pe axa bolţului [N]; LN - lungimea mantalei [m]; Aev - aria suprafeţei evazate proiectată pe un plan normal pe axa bolţului [m2]. Pentru a asigura funcţionarea motorului în condiţii de deplină siguranţă este necesar ca: psm < 3,0…5,0.105 [N/m2] la motoarele de autocamioane şi tractoare; psm < 4,0…7,0.105 [N/m2] la motoarele de autoturisme; psm < 10.105 [N/m2] la motoarele supraalimentate cu pistoane matriţate din aliaje de aluminiu. Grosimea peretelui mantalei (fig.8.32.), respectiv diametrele interioare se determină cu următoarele relaţii: - în planul axei bolţului: 2 Dp , 0 02135 pme d3 d l1
2
2
[mm]12
(8.9)
unde: l1 - distanţa de la partea inferioară a pistonului la axa bolţului [mm]; - la partea de jos a mantalei; 2 Dp , 0 00772 pme d4 d l1
2
2
13[mm]
Fig. 8.32 Grosimea peretelui mantalei 160
(8.10)
unde: l1' - distanţa de la partea inferioară a pistonului la planul în care se calculează grosimea mantalei [mm]. Grosimea pereţilor bosajelor pentru bolţ (fig.8.32.) se determină rezolvând următoarele ecuaţii: - la interiorul pistonului: d s d a 2 0,126 p D 14 (8.11) me db da - la suprafaţa din exterior: db d a 2 0,174 p D 15 (8.12) me db d a
8.2.4 Calculul jocurilor segmentului în canal Grosimea segmentului fiind:
p 1 Dp 16[mm] K gmax 2 100 a unde: K= 0,08 - constantă; pgmax - presiunea maximă din cilindru [daN/mm2 ] a - efortul unitar admisibil [daN/mm2 ] a = 5,5…6,5 [daN/mm2] se poate calcula distanţa dintre segment şi umărul din piston (fig.8.32.): t j a f T Dp [mm]17 b unde: f -constantă f=0,075 pentru segemntul de foc, f=0,028 pentru ceilalţi segmenţi de compresie, f= 0,046 pentru segmentul de ungere); t - grosimea radială a segmentului [mm]; b - grosimea axială a segmentului [mm]; - coeficient de dilatare pentru materialul pistonului [1/oC]; T - temperatura segmentului de foc [oC]. Valorile recomandate pentru acest joc se dau în tabelul 8.5. b
(8.13)
Tabelul 8.6.
Jocul dintre segmenţi şi umărul canalului din piston Diametrul pistonului 100 150 200 250 300 [mm] Tipul segmentului Jocul dintre segmentul de 0,04…0,10 0,05…0,1 0,06…0,18 0,07…0,22 0,08…0,25 foc şi umărul canalului 5 [mm] Jocul dintre segmenţii de 0,02…0,06 0,02…0,0 0,03…0,09 0,03…0,11 0,04…0,13 compresiune şi umărul 8 canalului [mm] Jocul dintre segmentul de 0,02…0,04 0,02…0,0 0,03…0,06 0,03…0,07 0,04…0,07 ungere şi umărul 5 canalului [mm] Distanţa radială dintre segment şi peretele canalului se calculează cu următoarea relaţie: 161
jr D p 2 t 0,041 Dp [mm]18
(8.15)
Dat fiind faptul că sub acţiunea forţei de presiune a gazelor, forţei normale şi temperaturii agentului de lucru, pistonul se deformează, acesta se concepe eliptic în secţiune transversală (axa mică a elipsei după axa alezajului pentru bolţ).
8.2.5 Calculul profilului pistonului Ovalitatea mantalei pistonului este: 1 (8.16) x [mm]19 2 unde: t (8.17) A 1 B log y log y [mm]20 t o D - diferenţa de la diametrul nominal al pistonului, măsurată pe axa alezajului pentru bolţ; A = 0,002...0,004Dp; B = 0,001...0,0024Dp; y = distanţa de la marginea superioară a mantalei până la planul în care se calculează ovalitatea [mm]; to - grosimea peretelui la partea superioară a mantalei [mm]; ty - grosimea peretelui mantalei pentru poziţia y [mm]; Pentru asigurarea unei funcţionări normale a pistonului este necesar ca jocul relativ în stare caldă, dintre piston şi cilindru, să fie în limitele următoare: 's = 0,002…0,003 în zona superioară a pistonului; 'I = 0,001…0,002 în zona inferioară a mantalei. Jocurile diametrale în stare caldă în zona superioară şi inferioară se determină cu expresiile: s s Dp [mm]21 i i Dp Jocurile diametrale în stare rece în zona superioară şi inferioară se determină sub formă de diferenţe: s Dp Dps [mm]22 i Dp pi unde: Dps - diametrul pistonului în stare rece la partea superioară [mm]; Dpi - diametrul pistonului în stare rece la partea inferioară [mm]. Diametrul pistonului în stare rece la partea superioară şi inferioară se determină cu relaţiile: Dp 1 c tc t0 s Dps [mm]23 (8.18) 1 p t ps t0
Dpi
Dp 1 c 1 p
t t i [mm]24 t t c
pi
0
(8.19)
0
unde: c , p - coeficientul de dilatare termică al materialului cămăşii cilindrului, rspectiv pistonului [l/k]; to - temperatura la care se efectuează măsurarea pieselor (to = 288K) [K]; tc - temperatura pereţilor cilindrului în timpul funcţionării motorului [K]; tps - temperatura pistonului în timpul funcţionării, în zona superioară, respectiv inferioară [K]. 162
Forma câmpului de distribuţie termică din capul pistonului şi partea de ghidare se prezintă în figura 8.20.
163
9. PROIECTAREA SEGMENŢILOR 9.1 Principii de proiectare Segmenţii au rolul de a realiza etan[area camerei de ardere, de a uniformiza pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului şi de a transmite cilindrului o parte din căldura preluată de piston de la gazele fierbinţi. Segmenţii care împiedică scăparea gazelor din cilindru în carterul motorului se numesc segmenţi de compresie iar segmenţii care distribuie uniform şi elimină excesul de ulei de pe suprafaţa cilindrului se numesc segmenţi de ungere. Soluţiile care se adoptă la proiectarea segmentului trebuie să ţină seama de cerinţele impuse de siguranţa în funcţionare, durabilitate, eficienţa etanşării şi preţul de cost. Eficienţa etanşării realizate de segment depinde de presiunea medie elastică (pe) aplicată de acesta pe oglinda cilindrului în corelaţie cu presiunea gazelor din spatele segmentului. Elasticitatea segmentului se opune tendinţei de întrerupere a contactului provocată de deformările de montaj şi termice, de uzura suferită de cilindru. Segmentul exercită presiunea pe pe oglinda cilindrului numai dacă este liber în canal, pentru a putea urmări deformaţiile cilindrului. La motoarele de turaţie ridicată datorită presiunii radiale mici a gazelor şi vibraţiei trebuie să se asigure segmentului presiuni medii elastice mărite. Mărirea presiunii medii elastice a segmenţilor diminuează pulsaţia acestora şi măreşte coeficientul de transfer de căldură spre cămaşa cilindrului. Valori prea ridicate ale presiunii pot provoca uzuri importante ale segmentului şi cămăşii. La proiectarea segmentului trebuie să se adopte o grosime radială de valoare redusă pentru a micşora masa acestuia. Dacă nu se pot utiliza materiale cu calităţi elastice superioare, se vor adopta segmenţi cu grosimi radiale mărite, ceea ce facilitează evacuarea căldurii de la pistoane la cilindri şi elimină vibraţiile radiale. Mărirea grosimii radiale conduce la creşterea tensiunilor de încovoiere în secţiune, de aceea se impune utilizarea unor materiale cu rezistenţa admisibilă la încovoiere ridicată. Adoptarea grosimii axiale a segmentului trebuie să ţină seama de o serie de factori. Astfel, pentru a realiza a bună răcire a pistonului, segmentul trebuie să aibă o grosime axială cât mai
Fig.9.1. Evoluţia grosimii axiale funcţie de turaţia motorului 162
Fig. 9.2. schema acţiunii de etanşare a segmenţilor mare. La motoarele de turaţie ridicată creşterea grosimii axiale determină creşterea zonei portsegmenţi a pistonului, cu efecte negative asupra masei inerţiale ale acestuia, în plus creşte şi masa segmentului şi acesta intră uşor în pulsaţie şi vibraţie. De aceea se recomandă reducerea grosimii axiale a segmentului odată cu creşterea turaţiei motorului (fig.9.1.). Până la un alezaj de 90 mm se recomandă funcţie de turaţia motorului a trei clase de segmenţi cu grosimi axiale b= 1,5; 2,0; 2,5 mm. Pentru alezaje cuprinse între 90…200 [mm] se confecţionează segmenţi cu grosimi axiale b= 2…4 [mm].
Fig.9.3.Forme constructive de segmenţi 163
Alegerea numărului de segmenţi ai pistonului trebuie să ţină seama de următoarele considerente: un număr mare de segmenţi nu îmbunătăţeşte etanşarea, ci măreşte numai înălţimea pistonului cu efecte negative asupra masei acestuia; un număr prea mic de segmenţi nu realizează siguranţa în funcţionare. Numărul de segmenţi poate fi mărit când se urmăreşte reducerea nivelului termic al pistonului. Rolul principal în etanşarea camerei de ardere o are primul segment (fig.9.2.), ceilalţi segmenţi având o eficienţă mai redusă. Se apreciază că se realizează o etanşare optimă dacă presiunea gazelor după ultimul segement este de 3…4% din presiunea gazelor din camera de ardere, iar volumul de gaze scăpate spre carter este cuprins între 0,2…1,0% din volumul încărcăturii proaspete admise în cilindrul motorului. La motoarele cu aprindere prin scânteie este suficient un singur segment de ungere care se plasează la partea inferioară a regiunii portsegment, asemenea soluţie se aplică şi la motoarele cu aprindere prin comprimare de turaţie ridicată. În cazul M.A.C. de cilindree mare deoarece jocul între piston şi cilindru este mare, se folosesc doi segmenţi de ungere, dintre care unul la partea inferioară a mantalei. În ceea ce priveşte forma constructivă în prezent există o mare varietate de tipuri (fig.9.3). Segmentul cel mai simplu este cel cu secţiunea dreptunghiulară (P01). Muchiile ascuţite ale segmentului curăţă pelicula de ulei, iar perioada de rodaj este mare deoarece segmentul se aplică pe cămaşa cilindrului cu toată grosimea axială. Primul dezavantaj se înlătură prin racordarea muchiilor segmentului; al doilea dezavantaj se înlătură dezvoltând o presiune specifică mai mare pe suprafaţa laterală. În acest scop se micşorează înălţimea de reazem a segmentului pe cilindru. Pentru a reduce înălţimea segmentului o primă soluţie constă în înclinarea suprafeţei laterale cu un unghi de 25'…45' (T01…B73). În acelaşi scop se prevede pe suprafaţa laterală o porţiune cilindrică de 0,4…0,8 [mm] şi una înclinată cu 2…10o (P22, P23, P24, T23, T24). Deschiderea unghiului este îndreptată totdeauna spre chiulasă pentru a reduce consumul de ulei. Pentru a se asigura o bună curăţire a uleiului se realizează segmenţi cu degajări de (0,25…0,30)b pe suprafaţa
Fig.9.4. Segmentul trapezoidal 164
laterală (P20, P21, P23, P24, T20, T23, T24). Realizând teşirea ambelor muchii ale segmentului se reduce înălţimea de reazem şi se creează efectul de pană la deplasarea segmentului în ambele sensuri; forma optimă fiind dată de segmentul bombat (B01…B73). Segmen]ii cu secţiune nesimetrică (P10, P11, P12, P30, P32, P60, T10, T11, T30, B10, B11, B12) se numesc segmenţi de torsiune sau de răsucire. O soluţie eficientă contra blocării segmentului în canal o constituie segmentul trapezoidal realizat prin înclinarea feţelor cu 5…100 (fig.9.4.) (P31, T31, B31). Durabilitatea segmenţilor se măreşte dacă suprafaţa laterală se acoperă cu un strat protector de crom. În acelaşi scop se prevăd canale pe suprafaţa laterală în care se introduc inserţii de cositor, bronz sau oxid de fier cu grafit, inserţii care depăşesc suprafaţa segmentului cu 0,05…0,10 [mm] şi au dimensiunile în secţiune de 0,5 x 0,6 mm. Pentru a mări rezistenţa la solicitări mecanice segmenţii se pot executa din două sau trei piese (P60…P65). Mărirea presiunii elastice exercitate de segment pe oglinda cilindrului, se poate realiza prin utilizarea şi la segmenţii de compresie a unor expandori (P81, P82). Segmenţii de ungere se clasifică în: segmenţi cu secţiune unitară sau neperforaţi şi segmenţi cu secţiune perforată. Segmentul neperforat evacuează o cantitate mai mică de ulei, segmenţii se perforează când este necesar să se evacueze o cantitate sporită de ulei. La segmenţii neperforaţi, suprafaţa de reazem pe oglinda cilindrului se micşorează prin prelucrare conică sau teşirea muchiilor (020, 023, 030...043, 051, 052, 061...063, 070) la care se adaugă degajarea pentru raclarea energică (020...024, 031, 050...073). La segmenţii perforaţi înălţimea de reazem se micşorează prin practicarea unor degajări şi reducerea adecvată a suprafeţei de reazem. La aceşti segmenţi presiunea elastică are valori cuprinse între 0,14…0,70 [N/mm2]. Ca segmenţi de ungere se folosesc şi segmenţii cu expandor (050…082). Expandorul este un element elastic care se montează în spatele segmentului în canal. Expandorul contribuie la sporirea şi uniformizarea presiunii elastice aplicate de segment pe oglinda cilindrului (pe = 0,55…1,10 [N/mm2] expandor arc spiral). Principalele perticularităţi constructive sunt prezentate în figura 9.5. Materialul pentru segmenţi trebuie să posede următoarele proprietăţi: 1) calităţi bune de alunecare; 2) duritate ridicată; 3) rezistenţă la coroziune; 4) rezistenţă mecanică ridicată la
Fig.9.5.Segmenţi de ungere din oţel 165
Fig.9.6. Dimensiunile segmentului şi canalului din piston temperaturi ridicate; 5) modul de elasticitate superior la temperaturi mari; 6) calităţi bune de adaptabilitate la forma cilindrului. Fonta cenuşie constituie materialul care realizează un bun compromis între aceste cerinţe. Se utilizează fonta cenuşie cu grafit lamelar. În unele cazuri când este necesară o rezistenţă mecanică ridicată se utilizează oţelul. Aplicarea pe segment a unor straturi superficiale dure măreşte rezistenţa la uzare, cromarea poroasă reduce uzura segmentului de 2…5 ori, şi se aplică în general segmentului de foc. La proiectare se va ţine seama de recomandările din figura 9.6 şi tabelele 9.1…9.3. R - raza fundului canalului; t - grosimea radială a segmentului; Ja - jocul pe flancurile segmentului (Ja = hcd1s - diametrul interior al segmentului; b); d1c - diametrul canalului de segment; JP - jocul piston-cilindru; Dcil - alezajul cilindrului; Jr - jocul radial al segmentului; Jr =1/2(disb - grosimea axială a segmentului; dic) hc - înălţimea canalului de segment; tc - dimensiunea radială a canalului;
Înălţimea canalului de segment (hc) Varianta Nr.canal 1 Canal 1 1,50 Canal 2 1,50 Canal 3 2,50 Diametrul Canalul 1 şi 2 dreptunghiular Canalul 1 şi 2 trapezoidal
D100 mm 2,0 2,5
Tabelul 9.1. 2 1,50 1,75 3,00
MAS
3 1,75 2,0 2,50/3,50
MAC D(100…140] D(140…180] 3,5 3,0 3,0 166
3,5
4 1,75 2,50 4,0 D>180 mm 3,5 4,0
Canalul 3
4,0
4,0
5,0
5,0 Tabelul 9.2
Jocul pe flancurile segmentului ja şi jocul radial jr [mm] Jocul pe flancuri MAS ja [mm] Jocul radial jr [mm] Tip canal răcit cu lichid răcit cu aer segment 1 0,030…0,005 (0,07) 0,050…0,070 (0,09) 0,800 segment 2 0,020…0,040 (0,06) 0,030…0,050 (0,07) 0,800 segment 3 0,010…0,030 (0,05) 1,000 de ungere fontă segment 3 0,030…0,050 (0,08) de ungere oţel MAC Jocul pe flancuri ja [mm] Jocul radial jr [mm] Tip canal răcit cu apă răcit cu aer * ** segment 1 dreptunghiular 0,06…0,08 0,10…0,12 1,3 sau 1,4 * ** segment 2 dreptunghiular 0,04…0,06 0,06…0,08 1,3 sau 1,4 segment 3
dreptunghiular
0,04…0,06
0,04…0,06
unghi 6°
trapezoidal
0,040
0,040
unghi 15°
trapezoidal
0,030
0,030
* ** 1,3 sau 1,4 * ** 1,3 sau 1,4 * ** 1,3 sau 1,4
*diametrul interior al segmentului < 100 mm **diametrul interior al segmentului 100 mm
Tabelul 9.3. Înălţimea capului de piston până la primul segment Înălţimea spaţiului dintre primul şi al doilea segment h1 = 4,5%D MAS aspiraţie naturală cu 9,5 h1 = 5,0%D MAS cu > 9,5 sau supraalimentate MAC pentru autoturism sau autocamion cu aspiraţie naturală h1 = 6,0%D MAC cu supraalimentare şi răcire intermediară a aerului h1 = 8…9%D MAC supraalimentat h1 = 7…8%D Înălţimea spaţiului dintre al doilea şi al treilea segment MAS şi MAC h2 = 3,5%D MAC pentru autocamion h2 = 4,5%D
9.2 Calculul segmenţilor Calculul segmentului urmăreşte următoarele obiective: 1. Să se stabilească forma în stare liberă şi mărimea fantei astfel încât prin strângere pe 167
Fig. 9.7.Curba de reparti]ie a presiunii segmentului pe oglinda cilindrului cilindru segmentul să dezvolte o repartiţie de presiune determinată; 2. Să se stabilească cele două dimensiuni de bază ale segmentului, t şi b; 3. Să se verifice ca tensiunile care apar în segment la deschiderea lui pentru montaj să nu depăşească limita admisibilă; 4. Să verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor în timpul funcţionării.
9.2.1 Distribuirea presiunii radiale
168
Fig. 9.9 Schema de calcul a segmentului Pentru stabilirea formei segmentului în stare liberă se pleacă de la acceptarea unei epure de presiune variabilă (fig.9.7). Curba de repartiţie a presiunii dezvoltate de elasticitatea proprie a segmentului se exprimă print-o serie trigonometrică de forma: (9.1) pe ( ) p0 p2 cos p3 cos 3 pn cos n 1 Termenul iniţial (po) reprezintă presiunea medie pe care o dezvoltă segmentul 1 p0 pe ( )d 2 şi este partea constantă a presiunii, restul expresiei fiind corecţia ei. 0 În aceste condiţii expresia generală a curbei devine: n p (9.2) pe ( ) pe 1 i cos i 3 i 2 pe Dacă numărul armonicilor pentru care se dezvoltă calculul relaţiei convergente (9.2) este n=2, distribuţia de presiune reprezintă o variaţie lină (fig.9.8)
Fig.9.8.Curba de repartiţie lină a presiunii Fig.9.10. Schema de calcul a momentului încovoietor segmentului pe oglinda cilindrului 169
Curba ce se obţine se caracterizează prin raportul Alegându-se presiunii:
pemax pe
pemax pe
2,25 4
1,60 5 se obţine următoarea expresie pentru curba de repartiţie a
pe ( ) 1 0,42 cos 2 0,18 cos 3 6
(9.3)
9.2.2 Calculul profilului segmentului în stare liberă La calculul formei libere a segmentului se urmăreşte deplasarea relativă din poziţia de montaj în cea destinsă, a unui punct de fibra medie. Deplasarea relativă a unui punct N(R,y), (fig.(9.9) faţă de poziţia No(Ro,yo) se compune din deplasarea radială u şi deplasarea unghiulară definită prin relaţiile: R R0 7 (9.4) 0 Ecuaţia diferenţială a deplasării radiale este următoarea: d 2 R2 M 8 (9.5) u EI d2 Pentru calculul deplasării se calculează momentul încovoietor într-o secţiune M . Momentul elementar produs într-o secţiune de o forţă elementară dF este: (9.6) dM N 0 H 0 dF 9 unde: N 0 H 0 10- distanţa de la braţul forţei la punctul No din secţiunea considerată (fig.9.10.a) Deoarece: N 0 H 0 R0 sin 11 rezultă: (9.7) dM R0 sin dF 12 Forţa elementară într-o secţiune (fig.9.10.a) în fibra medie a segmentului poate fi exprimată prin relaţia: (9.8) dF pe b R0 d 13
0
unde: b - grosimea axială a segmentului. Deoarece forţa în fibra exterioară (9.9) dF pe b R1 d 14 trebuie să fie egală cu cea din fibra medie, rezultă: R (9.10) pe pe 1 15 0 R0 Deci: R1 b pe R02 sin d 16 (9.11) dM R0 Pentru calcule se defineşte un parametru constructiv: R D D c b 1 b 1 1 1 17 (9.12) t t R0 unde: t - grosimea radială a segmentului. Astfel, se poate scrie expresia momentului produs în secţiunea de suma tuturor forţelor din dreapta secţiunii:
170
=
2 M c R0 pe sin d 1819
(9.13)
Pentru curba de presiune descrisă de ecuaţia (9.3) se obţine următoarea expresie pentru momentul M. =
2 M c R0 = pe 1 0,8375 cos 0,14 cos 2 0,022 cos 3 d 20
(9.14)
iar pentru cazul general: i 1 n n - 1 pi 2 (9.15) cos 2 1 pi cos i 21 M c R0 pe 1 cos 2 i 2 i 1 pe i 2 i 1 pe Dacă se substituie relaţia (9.15) în ecuaţia diferenţială a deplasării date de relaţia (9.5), se obţine: i 1 n n - 1 pi d 2u R02 1 pi 2 u c R cos cos cos i 1 p 22 0 e 2 2 d 2 E I i 2 i 1 pe i 2 i 1 pe (9.16) Înlocuind: 3 R0 (9.17) c pe K 23 EI Se obţine ecuaţia: i 1 n n - 1 pi d 2u 1 pi (9.18) u K R cos cos cos i 1 24 0 2 2 d 2 i 2 i 1 pe i 2 i 1 pe
Ecuaţia (9.18) este neomogenă şi se rezolvă cu următoarele condiţii limită pentru segmentul montat: - secţiunea A-A (fig.9.10.b) fiind pe axa de simetrie nu poate efectua deplasări unghiulare, =0 şi du/d=0; - deplasarea radială a segmentului după axa X-X (fig.9.10.a) este aceeaşi la cele două extremităţi, adică U =0 U 25 În aceste condiţii se obţine următoarea expresie generală a deplasării radiale: i 1 n - 1 pi 1 2 i=2 i 1 pe sin u R0 K 26 (9.19) 2 n n pi pi cos i cos 2 2 2 i=2 i 1 pe i=3 i 1 p e i=3,5, 7,9,11 Deplasarea radială pentru segmentul cu distribuţia presiunii după o curbă simplă este: 1 0,41875 sin 0,0028125 cos u R0 K (9.20) 27 0,046 cos 2 0,0028125 cos 3 Lungimea fibrei medii a segmentului este aceiaşi în stare liberă şi în stare montată: Rd R0 d 0 28 (9.21) sau (9.22) R0 u d 0 R0 d 0 29
(9.23).
Neglijând termenii mici de ordinul doi, rezultă u d d 0 30 (9.23) R0 Deplasarea unghiulară a segmentului de presiune variabilă se obţine rezolvând ecuaţia 171
Fig.9.11. Scheme de repartiţie a presiunii segmentului i 1 n n - 1 pi - 1i1 pi 1 2 2 i 2 i 1 pe i 2 i 1 pe cos sin K 2 2 n n pi pi sin i sin 2 2 2 2 i2 i 1 p i 3 i 1 p e e
31 (9.24) i=3,5, 7,9,11
Deplasarea unghiulară pentru segmentul cu distribuţia presiunii după o curbă lină este: (9.25) K 0,41825 cos 0,42106 sin 0,2239 sin 2 32
Deplasarea unghiulară a capetelor în stare liberă se obţine pentru = i 1 n 1 pi K 33 (9.26) 3 2 i 1 p i=2 e 2 Distanţa dintre capete, măsurată pe fibra medie în stare liberă este: s 2 R 34 (9.27) Substituind pe din relaţia (9.26) în (9.27) şi neglijând u rezultă: n 1i1 pi 35 (9.28) S R0 K 3 2 i=2 i 1 pe Introducând în expresia lui S (9.28) valoarea explicită a termenului K, se obţine: c R04 pe S 36 (9.29) i 1 n EI 1 pi 3 2 i=2 i 1 pe În tabelul 9.4. se dau valorile rapoartelor pentru segmenţii cu distribuţie variabilă (fig.9.11.a.b.c.) pentru calculul deplasărilor unghiulare şi radiale. Tabelul 9.4. Valoarea rapoartelor pi/pe pentru diverse epure ale presiunii elastice Curba p2 p3 p4 p5 p6 p7 p8 p9 p10 p11 p12 3 3 3 4 4 42 4 4 4 presiunii pe pe pe pe pe pe pe pe pe pe pe
172
Fig. 9.11.a Fig. 9.11.b Fig. 9.11.c Fig. 9.8
7
8
9
0
1
0,309 0,205 0,254 0,420
-0,435 -0,571 -0,194 -0,180
0,287 0,472 0,243 0
-0,196 -0,322 -0,184 0
0,141 0,279 0,166 0
-0,108 -0,267 -0,159 0
3
4
5
46
47
0,097 0,256 0,158 0
-0,093 -0,214 -0,148 0
0,079 0,178 0,146 0
-0,071 -0,177 -0,147 0
0,014 0,094 0,076 0
Coordonatele u şi fiind cunoscute se trasează profilul segementului în stare liberă (9.30) R R0 u; 0 48
9.2.3 Calculul grosimii radiale a segmentului Grosimea axială a segmentului se determină din condiţiile de evacuare a căldurii din piston şi de a limita pulsaţiile pg 1 D [mm]49 (9.31) b p k max 2 100 a unde k=0,08 - constantă; pgmax- presiunea maximă din cilindru [N/mm2]; a - tensiunea admisibilă (55…65 [N/mm2]). Grosimea radială se calculează din formula lui Navier: (9.32) M max 10-6 [N/mm2]50 W unde: M - momentul încovoietor maxim al segmentului [N/m]; W - modul de rezistenţă al secţiunii [m3]. Momentul maxim se calculează pentru y = 0 i 1 n 1 pi 2 (9.33) 51 M max c R0 pe 2 2 i=2 i 1 pe Înlocuind în relaţia (9.33) presiunea obţinută din relaţia (9.29) rezultă: i 1 n 1 pi S E I 2 2 i=2 i 1 pe 52 (9.34) M max i 1 n 1 p i R02 3 2 i 1 p i=2 e
Înlocuind în relaţia lui Navier, şi având în vedere că I=Wt/2 iar D1 t t D1 53 1 R0 2 2 2 t se obţine: i 1 n 1 pi 2 2 i 2 i 1 pe E S 54 i max 2 2 i 1 n 1 pi D1 t 1 3 2 t i 2 i 1 pe
(9.35)
La proiectarea unui segment se impune valoarea presiunii medii elastice (pe) în raport cu condiţiile lui de funcţionare, aceasta se calculează din relaţia (9.29) 1 E SI 55 (9.36) pe i 1 2 n c R0 1 pi 3 2 i 2 i 1 pe 3
Cum momentul de inerţie este I= bt /12 substituind "c" din relaţia (9.16) şi pe Ro din relaţia 173
Fig.9.12. Scheme de aplicare a forţei de desfacere a segmentului Ro =f(D1,t), rezultă:
pe 0,424 E
S D D1 1 1 t
3
1
n
3 i2
1i1 pi
56
(9.37)
i 1 p 2
e
Introducând în relaţia (9.35) în locul tensiunii maxime tensiunea admisibilă şi împărţind relaţia (9.35) cu (9.37), se obţine: 1 a D1 57 (9.38) 0,816 i 1 n t pe 1 pi 2 2 i 2 i 1 pe
Raportul D1/t reprezintă un factor constructiv de bază al segmentului.
9.2.4 Calculul tensiunilor în segment la montaj Pentru montajul segmentului pe piston este necesar ca prin intermediul unui dispozitiv capetele acestuia să fie desfăcute atât cât este necesar pentru a îmbrăca pistonul. Prin desfacerea segmentului apar tensiuni care au valoarea maximă în secţiunea opusă forţei. Tensiunea maximă se determină cu următoarea relaţie de calcul: s 1 1 2 E t 1 58 (9.39) imax i 1 2 n m D 1 pi 1 3 2 t i 2 i 1 pe
unde: m - constantă care depinde de varianta dispozitivului care desface segmentul: m=1,00 pentru fig.9.12.a; m=1,57 pentru fig.9.12.b şi m=2,00 pentru fig.9.12.c. 2 a=230 [N/mm ] 59
9.2.5 Calculul fantei segmentului Fanta la rece dintre capetele segmentului se determină din condiţia ca fanta la cald să aibă 174
valoarea optimă. Lungimea segmentului la rece este: l s D s0 60 la cald lungimea va fi: ’ l s D s0 1 s t s t 0 61
(9.40)
(9.41)
Cum diametrul cilindrului are la cald valoarea dată de expresia: Dc D 1 c t c t 0 62 rezultă că: D s0 1 s ts t0 sc D 1 s ts t0 63
(9.42) (9.43)
unde: sc - fanta la cald. Rezultă: D s t s t 0 c t c t 0 sc 64 (9.44) s0 1 s t s t 0 Fanta la cald se stabileşte în funcţie de alezaj şi de tipul motorului. La proiectare pentru motoarele răcite cu apă se adoptă sc = (0,0015…0,0030)D iar pentru motoarele răcite cu aer sc =(0,0025…0,0040)D [mm].
175
10. PROIECTAREA BOLŢULUI 10.1 Principii de proiectare a bolţului Proiectarea bolţului trebuie să satisfacă cerinţele privind obţinerea unei mase cât mai reduse şi o rigiditate sufiecientă pentru funcţionarea mecanismului motor. Se adoptă forma tubulară în diferite variante (fig.10.1) funcţie de tipul motorului şi felul îmbinării cu biela şi pistonul. La motoarele de turaţie ridicată pentru a se reduce valorile forţei de inerţie se adoptă o grosime minimă a pereţilor (2…5 mm). La MAC datorită turaţiilor mai scăzute şi presiunii din cilindri mai ridicată se adoptă o grosime mai mare a peretelului bolţului (8…13 mm). Bolţul cu secţiune constantă (a) este soluţia tehnologică simplă şi aplicabilitatea cea mai largă. Pentru a se mări rigiditatea bolţului acesta se confecţionează sub forma unui solid de egală rezistenţă (b) sau cu secţiunea în trepte (c şi d). Îmbinarea bolţului cu piciorul bielei şi pistonul se poare realiza după una din soluţiile: - bolţ fix în piston şi liber în piciorul bielei (fig. 10.2.a.); - bolţ fix în piciorul bielei şi liber în piston (fig.10.2.b); - bolţ flotant (fig.10.2.c şi d). Utilizarea primei soluţii de montaj necesită asigurarea printr-un şurub care străpunge pereţii locaşului din piston precum şi pe cei ai bolţului sau presarea bolţului în pistonul încălzit la 423 - 473 K. Soluţia este punţin utilizată datorită dezavantajelor pe care le prezintă: concentrare de tensiuni la marginile găurii; măreşte lungimea piciorului bielei; reduce rigiditatea bolţului şi măreşte masa îmbinării. Soluţia a doua de îmbinare se realizează prin construcţia bielei cu picior elastic sau printrun montaj cu strîngerea piciorului bielei . Se încălzeşte la 510 ... 550 K. Montajul cu bolţ fix în piciorul bielei permite reducerea lungimii piciorului bielei şi a bolţului. De asemenea dezaxarea bielei se reduce la jumătate faţă de montajul bolţului flotant, ceea ce determină reducerea uzurii şi a nivelului de zgomot. Asamblarea cu bolţ flotant prezintă avantajul asigurării unor uzuri minime şi uniforme atât pe lungime cât şi pe circumferinţă deoarece se micşorează vitezele relative dintre suprafeţe şi
Fig.10.1. Forme constructive ale bolţului 176
Fig.10.2. Tipuri de îmbinări piston-bolţ bielă: a) bolţ fix în piston liber în piciorul bielei; b) bolţ fix în piciorul bielei şi liber în piston; c,d) bolţ flotant permite realizarea unei rotaţii complete a bolţului după un număr de cicluri. Deplasarea axială a bolţului este înmpiedicată prin montarea a două inele de siguraţă în locaşuri speciale practicate în piston (fig.10.2.c), întrucât inelele elastice îngreunează trecerea uleiului spre zonele de ungere de pe suprafaţa bolţului în capetele lui. Se presează dopuri din materiale moi care nu produc uzuri cămăşii cilindrului. (fig.10.2.d). Bolţul trebuie să aibă un miez tenace pentru a rezista la solicitări cu şoc şi o duritate mare a suprafeţei exterioare pentru a rezista la uzură. Materialele care satisfac cel mai bine aceste condiţii sunt oţelurile carbon de calitate şi oţeluri aliate de cementare (Cr, Ni, Mo, V). Suprafaţa bolţului se cementează pe întreaga lungime şi pe adâncime de 0,5…1,5 mm (Stratul superficial are o duritate de 55…65 HRC iar miezul 35…45 HRC). Tratamentul de cementare este o operaţie scumpă şi se înlocuieşte cu călirea superficială prin CIF, pe o adâncime de 1,0…1,5 mm. Pentru a se asigura jocurile de montaj se impun condiţii stricte privind precizia dimensională şi de formă ale bolţului. Bolţul se execută în câmpul de toleranţă corespunzător clasei 1 de precizie. Abaterea de la forma cilindrică se limitează la 2,5…3,0 mm iar a suprafeţei interioare 3,2…6,3 mm.
177
Fig. 10.3. Dimensiunile bolţului
10.2 Calculul bolţului Dimensiunile bolţului (fig.10.3.) se adoptă se baza datelor statistice (Tab.10.1.) şi se efectuează calculele de verificare a rezistenţei la uzură, a solicitărilor mecanice şi a deformaţiilor precum şi precizarea prin calcul a jocurilor de montaj. Tabelul 10.1. Dimensiunile constructive ale bolţului Dimensiunea M.A.S. M.A.C. Diametrul exterior de [mm] (0,24…0,28)D (0,34…0,38)D Diametrul interior di [mm] (0,65…0,75)de (0,60…0,75)de Lungimea bolţului l [mm] -bolţ flotant (0,80…0,87)D (0,80…0,87)D -bolţ fix (0,88…0,93)D (0,88…0,93)D Lungimea de contact cu piciorul bielei lb - bolţ flotant (0,30…0,40)D (0,32…0,42)D - bolţ fix (0,26…0,30)D (0,27…0,32)D
10.2.1 Verificarea la uzură Rezistenţa la uzură poate fi apreciată după mărimea valorilor presiunilor specifice în piciorul bielei (pb) şi în umerii pistonului (pp). Schema de calcul este arătată în fig.10.4. Convenţional se consideră că forţa care solicită bolţul este: D2 p g max mp r 2 1 1 F F g max F j p (10.1) 4 - presiunea în locaşurile din piston; F 2 (10.2) pp 2 d lp - presiunea în piciorul bielei; F 3 (10.3) pb d lp 178
Fig.10.4.Schema de calcul a bolţului Valorile calculate pentru presiunile specifice nu trebuie să depăşească 20…50 MPa pentru piciorul bielei şi 15…35 MPa pentru locaşurile din piston. Materialul bucşei are o rezistenţă la uzură superioară materialului pistonului, de asemenea ungerea bucşei se realizează mai uşor decât ungerea locaşurilor din piston, de aceea lungimea bucşei este mai mică decât lungimea bozajelor 2lp=(1,1…1,3)lb.
10.2.2 Verificarea la încovoiere Tensiunea maximă determinată de momentul încovoietor la mijlocul bolţului se calculează cu relaţia: F l 0,5 lb 4 j) 4 (10.4) i 1,2 de2 1 4
unde: d i 5 de Valoarea admisibilă a tensiunii unitare maxime de încovoiere este de 250…500 N/mm2 pentru oţel aliat şi de 120…150 N/mm2 pentru oţel carbon. În cazul bolţului flotant solicitarea variază după ciclu simetric, iar pentru determinarea coeficientului de siguranţă se utilizează ecuaţia: c1
-1 6 k a
(10.5)
Valoarea minimă a coeficientului de siguranţă trebuie să fie cuprinsă între 1,0…2,2. Pentru bolţul fix în bielă, ciclul este asimetric, iar coeficientul de siguranţă se calculează cu ecuaţia: c2
1
k a m
7
(10.6)
Valoarea admisibilă a coeficientului de siguranţă la încovoiere pentru bolţul fix în piciorul bielei este cuprinsă între 2…4. Efortul unitar mediu (m) şi amplitudinea eforturilor unitare (a) se determină cu 179
următoarele relaţii:
imax imin 8
(10.7) 2 imax imin 9 (10.8) a 2 şi imin se calculează cu relaţia (10.4) pentru valorile maxime şi minime ale
m
unde: imax forţei F. Pentru parametrii care intră în relaţiile de calcul ale coeficientului de siguranţă se pot folosi următoarele valori: - rezistenţa la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere: -1 = 180…250 N/mm2 pentru oţel carbon; -1 = 340…380 N/mm2 pentru oţel aliat. - rezistenţa la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere: 0 1,41,6 -1 10; 2 -1 0 - coeficientul tensiunilor 11;
0
- coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile: k=112; - factorul dimensional: = 0,8...0,9; - coeficientul de calitate al suprafeţei: - bolţ călit cu suprafaţă lustruită: = 1,1…1,5 - bolţ cementat cu suprafaţa lustruită: = 1,5…2,5
10.2.3 Verificarea la forfecare Verificarea la forfecare se realizează în secţiunile dintre părţile frontale ale bosajelor şi piciorul bielei. Tensiunea unitară la forfecare se determină cu relaţia: 0,85 F 1 2 13 (10.9) 4 2 de 1
Valoarea admisibilă a efortului unitar este de (150…220)N/mm2 pentru oţel aliat şi (80…120) N/mm2 pentru oţel carbon.
10.2.4 Calculul de ovalizare Pentru a se studia ovalizarea se consideră bolţul ca o grindă curbă în secţiune transversală încărcată cu o sarcină distribuită sinusoidal (p = p0sin). Deoarece ipoteza nu este riguros exactă, rezultatele se corectează prin majorarea forţei F cu un coeficient care ţine seama de raportul dimensiunilor (). Tensiunile unitare de încovoiere într-o secţiune oarecare iau următoarele valori în fibra interioară (i)_ şi în fibra exterioară (e). F r 6r h f ( i ) 2 f 2 1 K 14 (10.10) h l h 2 r h r F r 6r h f ( e ) 2 f 2 1 K 15 (10.11) h l h 2 r h r
180
f 1 0,5 cos 0,3185sin cos ; f 2 f 1 0,406; 1 ; 4 1 h de ; 4
unde: r d e
16
K 1,5 15 0,4 Valorile eforturilor unitare de ovalizare în secţiunile caracteristice se obţin din condiţiile 0 = 0 şi = 900. F 1 2 1 1 K F 17 (10.12) ( i ) 0 0,190 1 l de l de 1 2 1 F 1 2 1 0,636 K F 18 ( i ) 90 0,174 2 l de l de 1 2 1 (10.13) F 2 1 1 K F 19 (10.14) ( e ) 0 0,190 3 l de 1 l de 1 2 F 2 1 0,636 K F 20 ( e ) 90 0,174 4 l de 1 l de 1 2 (10.15) Pentru simplificarea calculelor funcţiile 1, 2, 3, 4 împreună cu factorul de corecţie K s-au reprezentat grafic în funcţie de raportul dimensional a în figura 10.6.b. Tensiunile unitare iau valori extreme în secţiunile longitudinale, paralele cu planul cilindrilor şi normale pe planul cilindrilor. În secţiunea =0°, în fibra exterioară apar tensiuni unitare de întindere iar în fibra interioară apar tensiuni unitare de compresiune. În secţiunea =90° eforturile unitare în cele două fibre schimbă semnul. Valoarea admisibilă pentru tensiunile unitare de încovoiere este cuprinsă în intervalul 140…300 N/mm2. Deformaţia maximă de ovalizare se produce într-un plan normal pe axa cilindrului şi se 3
Fig.10.5.Repartiţia sarcinii 181
Fig.10.6.Variaţia tensiunilor unitare de ovalizare în bolţ(a) şi valorile mărimilor K, 1, 2, 3,4 (b) calculează cu relaţia:
3
F 1 (10.16) max 0,09 K [m]21 l E 1 Se recomandă ca deformaţia de ovalizare să fie mai mică decât jocul radial la cald. max ’ /2 22 unde ’ = (0,0005...0,001) d e 23
10.2.5 Calculul jocului la montaj Pentru a menţine jocul la cald în limitele recomandate pentru o bună funcţionare este necesar să se calculeze jocul de montaj dintre bolţ şi locaşul său din piston:
de 0l tb t0 Al t p t0
1 Al t p t0
24
(10.17)
unde: 0l 12 106 25 [1/K] -coeficientul de dilatare al materialului bolţului; 6 Al 1725 10 [1/K] 26- coeficientul de dilatare al materialului pistonului; tb = 423 K -temperatura bolţului; tp = (423 ... 473) K - temperatura pistonului; t0 = 293 K - temperatura mediului ambiant. Deoarece AL > 0L 27 şi t p > t b 28este posibilă apariţia de jocuri negative. Când bolţul este flotant, la rece, ajustajul lui în locaşurile din piston trebuie să fie cu strângere. De aceea pentru a face posibilă funcţionarea la pornire bolţul se montează cu joc în piciorul bielei. În cazul în care bolţul este fix în piciorul bielei funcţionarea la pornire este posibilă numai dacă bolţul se montează cu joc în locaşurile din piston, joc care în timpul funcţionării se poate mări. Montajul dintre bolţ şi piston cu ajutaj cu strângere se poate realiza prin încălzirea pistonului la 353…393K. Jocul la cald în piciorul bielei nu diferă practic de jocul de montaj deoarece temperatura piciorului bielei şi temperatura bolţului au valori apropiate şi sunt confecţionate din acelaşi material. 182
183
11. PROIECTAREA BIELEI 11.1 Principii privind proiectarea bielei Condiţiile de solicitare la care este supusă biela în funcţionarea motorului, impun găsirea acelor soluţii constructive ale bielei care să asigure o rezistenţă şi o rigiditate maximă în condiţiile unei mase cât mai mici. În acest sens se constată o serie de tendinţe, care vizează scurtare lungimii bielei, renunţarea la bucşa de bronz din piciorul bielei prin utilizarea bolţurilor presate; înlocuirea bielelor forjate cu biele turnate din fontă maleabilă sau nodulară, utilizarea bielelor din materiale compozite. La motoarele cu aprindere prin scânteie sunt preferate bielele scurte (r/l = 1/4...1/3) care oferă o rigiditate satisfăcătoare, au o masă redusă şi determină diminuarea înălţimii motorului. Dezavantajele soluţiei sunt: creşterea uzurii cilindrului şi creşterea lungimii mantalei pistonului. În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare se utilizează biele lungi pentru diminuarea valorii forţei normale.
11.1.1 Piciorul bielei La proiectarea piciorului bielei trebuie să se ţină seama de dimensiunile bolţului şi de tipul îmbinării piston-bolţ-bielă. Pentru corectarea masei bielei în partea superioară sau cea laterală se prevede o proeminenţă (fig.11.1.a). Rigidizarea piciorului bielei se realizează prin adoptarea de raze mari de racordare între acesta şi corpul bielei (fig.11.1.b.) sau se deplasează centrul găurii bolţului faţă de centrul piciorului .
Fig.11.1. Tipuri constructive ale piciorului bielei 183
Fig.11.2. Dimensiunile corpului bielei În cazul montajelor cu bolţ fix în umerii pistonului şi cu bolţ flotant uleiul pentru ungerea cuplei bolţ piciorul bielei este colectat din ceaţa din carterul motorului prin intermediul unui orificiu (fig.11.1.a.) sau unei tăieturi. Ungerea sub presiune a bolţului presupune aducerea uleiului printr-un canal care străbate corpul bielei (fig.11.1.c). În cazul în care este necesar să se asigure răcirea capului pistonului se prevede în piciorul bielei un pulverizator iar bucşa trebuie prevăzută cu un canal colector (fig.11.1.d). Îmbinarea cu bolţ fix în bielă utilizează ajustajul cu strîngere, montajul fiind asigurat prin încălzirea bielei. Soluţia de bielă cu picior elastic este mai puţin utilizată la motoarele pentru autovehicule. La bolţul flotant şi bolţul fix în umerii pistonului, în piciorul bielei se montează cu
Fig.11.3. Forţele care apar la separarea capacului după un plan înclinat faţă de axa bielei 184
Fig.11.4;a;b;c;d. Capul bielei cu plan înclinat de secţionare strângere o bucşă din bronz. La motoarele în doi timpi îmbinarea bolţului cu biela se poate realiza prin intermediul unui rulment cu ace.
11.1.2 Corpul bielei Pentru a se asigura un moment de inerţie maxim atât în planul de oscilaţie cât şi în planul perpendicular pe acesta, secţiunea transversală a corpului bielei se adoptă în forma de dublu T (fig.11.2.). În cazul ungerii sub presiune a bolţului, corpul bielei este prevăzut cu un canal. La bielele lungi se poate utiliza o conductă prin care uleiul este transportat de la corpul bielei la piciorul bielei.
11.1.3 Capul bielei Capul bielei este secţionat, capacul se separă de partea superioară a capului, după un plan normal pe axa bielei sau după un plan oblic, înclinat cu 45o mai rar cu 30o sau 60o faţă de planul de
Fig.11.5 Concentrarea tensiunilor (1) şi metodele de înlăturare a lor 185
Fig.11.6.Capul bielei cu plan normal de secţionare încastrare. Soluţia se adoptă pentru a permite trecerea capului bielei prin cilindru la montaj. În cazul separării capacului după un plan înclinat faţă de axa bielei (fig.11.3) forţa care supune biela la întinderea se descompune în două componente, una axială şi una tangenţială. Deoarece nu este permisă solicitarea de forfecare a şuruburilor de bielă de componenta tengenţială, aceasta poate fi preluată de: renuri triunghiulare practicate în planul de separaţie (fig.11.4,a); praguri ale capacului, (fig.11.4,b,c); bucşe de centraj, (fig.11.4,d); ştifturi. Pentru a se micşora dimensiunile capului, distanţa dintre şuruburi trebuie să fie cât mai mică (grosimea minimă a peretelui interior în dreptul găurii şurubului finnd de 1,0...1,5 mm, iar
Fig.11.7 Ambielaj cu capul furcă 186
Fig.11.8 Ambielaj articulat grosimea peretelui exterior este de 2 mm). Muchiile ascuţite din partea superioară determină apariţia ruperilor de aceea ele se înlocuiesc cu racordări sau degajări (fig.11.5). La capacul bielei se prevăd nervuri de rigidizare şi un exces de material pentru ajustarea masei bielei (fig.11.6.). La motoarele cu cilindrii în V, dacă bielele sunt montate alăturat pe acelaşi maneton, ele sunt identice şi au capul asemănător cu cel al bielelor pentru motoarele în linie.
Fig.11.9.Soluţii constructive pentru şuruburile de bielă 187
În cazul soluţiei de ambielaj furcă, una din biele are capul în furcă (fig.11.7) iar cealaltă, bielă inferioară - are capul normal. Ambele biele lucrează asupra aceleaşi bucşe. La ambielajul articulat, biela 1 (fig.11.8) transmite mişcarea bielei mame 2. La această soluţie constructivă suprafaţa portantă a bielei se unge cu ulei sub presiune de la maneton. La motoarele în V pentru autovehicule datorită simplităţii constructive şi de montaj este aplicată cu preponderenţă soluţia cu biele alăturate.
11.1.4 Şuruburile de bielă Pentru prinderea capacului se utilizează două sau patru şuruburi, din partea capacului spre capul bielei. Utilizarea unor şuruburi fără piuliţe face posibilă micşorarea dimensiunilor capului de bielă. În cazul adoptării acestei, soluţii pentru şurub, se filetează gaura din partea superioară a capului bielei. O soluţie comodă o constituie folosirea unor şuruburi prizoniere prelucrate dintr-o bucată cu partea superioară a capului. Capul şi corpul şuruburilor de bielă pot avea diverse forme constructive în funcţie de soluţia adoptată pentru capul bielei (fig.11.9). Materialele care răspund cerinţelor impuse bielei sunt: oţelurile de îmbunătăţire cu conţinut mediu de carbon (0,35...0,45%) mărcile OLC 45 X, OLC 50 şi oţelurile aliate mărcile 40C 10, 41 MoC 11. Biela poate fi fabricată şi prin turnare din fontă maleabilă perlitică tratată termic.Şuruburile de bielă se execută de regulă din aceleaşi materiale ca şi biela. Bucşa din piciorul bielei se execută din bronz cu plumb, bronz cu staniu sau bronz fosforos.
Fig.11.10 Dimensiunile piciorului bielei 188
11.2 Calculul bielei 11.2.1 Calculul piciorului bielei Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei se determină iniţial pe baza datelor constructive obţinute prin metode statistice (tabelul 11.1). Tabelul 11.1. Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei. Dimensiunea \Tipul motorului
MAS
MAC
Diametrul exterior al piciorului de
(1,25...1,65)d
(1,30...1,70)d
Grosimea radială a piciorului hp
(0,16...0,27)d
(0,16...0,20)d
Grosimea radială a bucşei hb
(0,075...0,085)d
(0,080...0,085)d
În timpul funcţionării, în piciorul bielei iau naştere tensiuni determinate de: 1. Solicitarea de întindere produsă de forţa de inerţie a grupului piston; 2. Solicitarea de compresiune produsă de rezultanta dată de forţa de presiune a gazelor şi forţa de inerţie; 3. Solicitarea de fretare produsă la presarea bucşei sau a bolţului în picior. 11.2.1.1 Solicitarea de întindere Forţa de întindere are valoarea maximă când forţa datorată presiunii gazelor este minimă, deci când pistonul se află la PMS la începutul cursei de admisie. În aceste condiţii forţa de întindere se determină cu următoarea relaţie:
Fig.11.11.Schema de calcul a piciorului bielei la întindere. a) solicitare; b) dispunerea tensiunilor 189
Fî Fj p mp r 2 1 [N]
(11.1)
Tensiunile unitare produse de forţa de întindere se determină în următoarele ipoteze: a) piciorul bielei reprezintă o grindă curbă încastrată în zona de racordare a piciorului cu corpul bielei; b) forţa de întindere este distribuită uniform pe jumătatea superioară a piciorului. În cazul în care unghiul de încastrare î >90o, momentul încovoietor şi forţa normală în secţiunea de încastrare (fig.11.11) determinate de forţa de întindere, au următoarele expresii: (11.2) Mî M0 N0 rm 1 cos î 0,5 Fî rm sin î cos î Nî N0 cos î 0,5 Fî sin î cos î
(11.3)
unde: Mo- momentul încovoietor în secţiunea B-B determinat de forţa de întindere; No- forţa normală în secţiunea B-B determinată de forţa de întindere. Momentul încovoietor Mo şi forţa normală No se determină cu următoarele relaţii: (11.4) M0 Fî rm 0,00033 î 0,0297 N 0 Fî 0,572 0,0008 î
(11.5)
unde: î se introduce în radiani. În secţiunea de încastrare momentul încovoietor şi forţa normală solicită atât piciorul bielei cât şi bucşa sau bolţul presat, în aceste condiţii se utilizează un coeficient de proporţionalitate care are expresia: 1 (11.6) K A b E BZ 1 Ap Ea unde: Ab- aria secţiunii bucşei; Ap- aria secţiunii piciorului; EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucşei sau bolţului presat; EOL- modul de elasticitate al materialului bielei. Tensiunile în secţiunea de încastrare A-A pentru fibra interioară (sîi ) respectiv exterioară (sîe) produse de forţa de întindere se calculează cu relaţiile: EBZ 115 , 105 [N/mm2] 5 E OL 2,12,2 10 1 6 rm hp [N/mm2] (11.7) k Nî î i 2 M î a h h 2 r h p p m p 1 6 rm hp [N/mm2] (11.8) k Nî î e 2 Mî a h h 2 r h p p m p Dacă unghiul de încastrare î 90°, relaţiile pentru momentul încovoietor şi forţa normală în secţiunea de încastrare devin: Mî M0 N0 rm 1 cos 0,5 Fî rm 1 cos (11.9) Nî N0 cos 0,5 Fî 1 cos (11.10) Momentul încovoietor Mo, forţa normală No şi tensiunile în secţiunea de încastrare se calculează cu relaţiile determinate la analiza primului caz. La proiectare se adoptă î =90…1300.
11.2.1.2 Solicitarea de compresiune Forţa de compresiune are valoarea maximă când presiunea din cilindru are valoarea 190
Fig.11.12.Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune. a) solicitare; b) dispunerea tensiunilor maximă: Fc
D2
p g max mp r 2 1 [N]
(11.11) 4 Calculul tensiunilor produse în piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectuează în următoarele ipoteze: a) piciorul bielei se consideră o grindă curbă încastrată în zona de racordare cu corpul bielei; b) forţa de compresiune este distribuită sinusoidal (fig.11.12) pe jumătatea inferioară a piciorului. Momentul încovoietor şi forţa normală în secţiunea de încastrare A-A, determinate de forţa de compresiune pot fi calculate cu relaţiile: 1 sin c Mc M0 N 0 rm 1 cos c Fc rm sin c cos c 2 (11.12) 1 sin c (11.13) N c N 0 cos c Fc sin c cos c 2 unde: c se măsoară în radiani. Momentul încovoietor şi forţa normală în secţiunea B-B sunt calculate în tabelul 11.2., în funcţie de unghiul de încastrare. Tabelul 11.2. Valorile relative ale momentului Mo' şi forţei No' 90o
100°
105°
110°
115°
120°
125°
130°
Mo'/Fc rm.103
0
0,03
0,10
0,25
0,60
1,10
1,80
3,00
No'/Fc.103
0
0,10
0,50
0,90
1,80
3,00
6,00
8,50
Mărimea \Unghiul de încastrare
Valorile tensiunilor în secţiunea de încastrare determinate de forţa de compresiune se calculează cu următoarele expresii: a) pentru fibra interioară: 191
1 6 rm hp [N/mm2] (11.14) 2 M k N ci c c hp 2 rm hp a hp b) pentru fibra exterioară: 1 6 rm hp [N/mm2] (11.15) k Nc ce 2 Mc hp 2 rm hp a hp Variaţia tensiunilor în fibra interioară şi exterioară pentru diverse valori ale unghiului de încastrare duce la obţinerea unei variaţii asemănătoare celei prezentate în fig.11.12.
11.2.1.3 Solicitarea datorată presării bucşei În timpul funcţionării motorului la strângerea de montaj (Dm) se adaugă o solicitare suplimentară de compresiune (Dt ) datorată dilatării bucşei de bronz. Dilatarea termică a bucşei se determină cu următoarea relaţie: (11.16) t di BZ OL t tm [mm] unde: di- diametrul interior al piciorului bielei [mm] BZ= 18×10-6 1/K - coeficientul de dilatare al bucşei; OL= 10×10-6 1/K - coeficientul de dilatare al materialului bielei; t= 373…423 K - temperatura piciorului bielei tm= 293 K - temperatura mediului ambiant. Presiunea datorată strângerii poate fi obţinută cu expresia: m t [N/mm2] (11.17) pf 2 2 2 2 de di d d i 2 2 2 2 d d d e i i d d i EBZ E OL unde: = 0,3 - coeficientul lui Poisson. În cazul montajului cu bolţ fix în piciorul bielei, fixare obţinută prin presare, relaţiile de mai sus rămân valabile prin înlocuirea materialului pentru bucşe cu materialul din bolţ. Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt: a) în fibra interioară: 2 2 de di 2 (11.18) i p f 2 2 [N/mm ] de di b) în fibra exterioară: 2 d2 2 (11.19) e p f 2 i 2 [N/mm ] de - di Coeficientul de siguranţă al piciorului bielei se calculează în ipoteza unei solicitări de oboseală după un ciclu simetric de întindere - compresiune, pentru fibra exterioară în secţiunea de încastrare. Valorile maxime şi minime ale tensiunilor ciclului sunt: 2 (11.20) max e î e [N/mm ] 2 (11.21) min e ce [N/mm ] - iar amplitudinea sa şi tensiunea medie sm a ciclului: max min [N/mm2] (11.22) a 2 max min [N/mm2] (11.23) m 2 192
În aceste condiţii expresia coeficientului de siguranţă poate fi scrisă sub forma următoare: C
-1 k a m
(11.24)
t
unde: -1t = 180…250 [N/mm2] - pentru oţel carbon sau -1t= 340…400 [N/mm2] - pentru oţel aliat; - rezistenţa la oboseală pentru ciclul simetric de întindere - compresiune; k=1 - coeficient de concentrare ; = 0,8…0,9 - factorul dimensional; = 0,12…0,20 - coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului; = 0,70…0,80 - coeficientul de calitate al suprafeţei. Valorile coeficientului de siguranţă calculate trebuie să fie cuprinse în intervalul 2…5. Deformaţia produsă piciorului bielei sub acţiunea forţei de inerţie se determină cu relaţia: 8 Fjp rm3 c 90
2
[mm] (11.25) 106 EOL I unde: I- momentul de inerţie al suprafeţei secţiunii piciorului bielei. La montajul cu bolţ liber în piciorul bielei pentru a se preveni griparea, deformaţia produsă de forţa de inerţie nu trebuie să depăşească jumătate din valoarea jocului de montaj.
p
11.2.2 Calculul corpului bielei Dimensiunile caracteristice mai răspândite pentru profilul în dublu T al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrărilor statistice ale construcţiilor existente (Tab.11.3). Tabelul 11.3 Dimensiunile corpului bielei Hp
Hc
hi
B
a
(0,48…1,0)de
(1,10…1,35)Hp
0,666H
0,75H
0,167H
Corpul bielei se calculează la oboseală fiind supus la:
Fig.11.13.Dimensiunile corpului bielei a) parametrii constructivi
Fig.11.13 Dimensiunile corpului bielei b) Schema solicitării corpului la compresiune 193
-întindere de forţa de inerţie maximă a maselor aflate în mişcare de translaţie şi -la compresiune de rezultanta dintre forţa maximă a gazelor şi forţa de inerţie. Secţiunea de calcul a corpului bielei depinde de forma acestuia. în cazul unei secţiuni transversale constante sau uşor variabile pe lungime, secţiunea de calcul se alege la mijlocul lungimii bielei (secţiune A-A (fig.11.13); la o variaţie mai pronunţată a secţiunii transversale, secţiunea de calcul se adoptă secţiunea minimă aflată sub piciorul bielei (secţiunea B-B, fig.11.13). În cazul în care se adoptă ca secţiune de calcul secţiunea mediană a corpului bielei, aceasta este solicitată la întindere de forţa de inerţie a maselor ansamblului piston şi a masei situate deasupra ei (m1b=0,275mb) (11.26) Fî m1b mp r 2 1 [N]
Dacă calculul se realizează în secţiunea minimă atunci forţa care solicită corpul bielei la întindere este: (11.27) Fî mp r 2 1 [N] Tensiunile la întindere sunt: Fî 2 î [N/mm ] A unde: A- aria secţiunii de calcul a corpului bielei. Corpul bielei este supus la compresiune de către forţa determinată cu relaţia: D2 Fc pgmax m1b mp r 2 1 [N] 4 Tensiunea de compresiune este dată de relaţia: F c [N/mm2] c A iar cele de flambaj vor fi: a) în planul de oscilaţie 2 l e f0 Fc [N/mm2] 2 E Ix b) în planul de încastrare: l12 e ft F [N/mm2] 2 E Iy c
(11.28)
(11.29) (11.30)
(11.31)
(11.32)
unde: e- limita de elasticitate; Ix, Iy- momentele de inerţie în planul de oscilaţie, respectiv în planul de încastrare; l - lungimea barei cu capetele articulate; l1- lungimea barei cu capetele încastrate. În general este de dorit ca f0= fî ceea ce implică următoarea relaţie între momentele de inerţie ale secţiunii de calcul Ix = Iy (l/l1)2. La M.A.S. se adoptă l/l1 = 2,6…2,8 iar pentru M.A.C. l/l1 = 1,3…1,6. Însumarea tensiunilor de compresiune şi de flambaj poate fi realizată după următoarele relaţii: a) în planul de oscilaţie: l 2 A Fc 2 1 C (11.33) [N/mm ] t0 c f 0 A Ix b) în planul de încastrare: l12 A Fc 2 1 C (11.34) [N/mm ] tî c f î A Iy
194
C
unde:
e 0,000150,00050; 2
E
l 2 A l12 A 1 C 1 C , 115 , 110 Ix Iy Valorile rezistenţelor admisibile sunt de 160…250 N/mm2 pentru biele din oţel carbon şi 200…300 N/mm2 pentru biele din oţel aliat. Corpul bielei este supus la solicitări variabile, de întindere şi compresiune după un ciclu simetric. Coeficientul de siguranţă se determină cu relaţia: C
1 k a m
(11.35)
t
Tensiunea maximă, minimă, amplitudinea ciclului şi tensiunea medie se determină cu ecuaţiile: max t0 ; min c ;
a
max min ;
m
max min
2 2 Mărimile pentru k, , şi iau aceleaşi valori ca şi în cazul piciorului bielei. Valoarea coeficientului de siguranţă calculat pentru corpul bielei nu trebuie să fie inferioară coeficientului de siguranţă admisibil de 2,0…2,5.
11.2.3 Calculul capului bielei Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton. Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neînsemnată solicitarea de compresiune a acestuia. Solicitarea de întindere se transmite numai capacului şi este determinată de forţa de inerţie a pieselor aflate în mişcare de translaţie şi de forţa centrifugă a masei bielei care efectuează mişcarea de rotaţie mai puţin masa capacului bielei. (11.36) Fî r 2 mp m1b 1 m2b mcb [N]
Calculul tensiunilor se realizează admiţând următoarele ipoteze: a) Capul bielei este o bară curbă continuă; b) Secţiunea cea mai solicitată este secţiunea de încastrare A-A (fig.11.14); c) Capacul bilei are secţiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanţa dintre axele şuruburilor; d) Forţa de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege sinusoidală ; e) Cuzinetul se deformează împreună cu capacul şi preia o parte din tensiuni proporţională cu momentul de inerţie al secţiunii transversale. Tensiunea în fibra interioar_ în sec_iunea de calcul este dat_ de rela_ia: 0,023 dc 0,4 [N/mm2] (11.37) î I cuz Acp Acuz 1 W cp I cp unde: Icp, Icuz - momentele de inerţie ale capacului şi cuzinetului; Acp, Acuz - ariile secţiunilor capacului şi cuzinetului; Wcp- modulul de rezistenţă la încovoiere al secţiunii capacului; Rezistenţa admisibilă este de 100…150 N/mm2. 195
Solicitarea capului bielei se desfăşoară după un ciclu pulsator, coeficientul de siguranţă
C 2
calculându-se cu relaţia: ...3,0. corp.
-1t
max 1
Valoarea calculată pentru coeficientul de siguranţă trebuie să fie cuprinsă în intervalul 2,5 Sub acţiunea forţei de inerţie se produc deformaţii în secţiunea de separare a capacului de Deformaţia maximă poate fi determinată cu ecuaţia: 0,0024 Fî l 3 [mm] c E Icp Icuz
(11.39)
Valoarea deformaţiei calculate nu trebuie să depăşească jumătate din jocul de montaj D. La proiectare D se adoptă în limitele (0,0003…0,0030)dm, unde dm este diametrul fusului maneton. 11.2.3.1 Calculul şuruburilor de bielă Şuruburile de bielă sunt solicitate de forţa de strângere iniţială 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 separare dintre corp şi capac (F_). Dacă biela are z şuruburi, atunci forţa de inerţie care solicită un şurub este: F (11.40) Fî1 î [N] z Pentru a asigura strângerea necesară cuzineţilor, forţa de strângere iniţială a şurubului trebuie să fie mai mare decât forţa de inerţie care revine unui şurub: (11.41) Fsp 23 Fî1 [N] În timpul funcţionării, asupra şurubului de bielă acţionează forţa: Fs Fsp Fî1 [N]
(11.42)
unde: - este constanta care ţine seama de elasticitatea sistemului. Experimental s-a stabilit = 0,15…0,25. Ţinând seama de forţele care solicită şuruburile de bielă, acestea se dimensionează ţinând seama de solicitarea la întindere şi se verifică la oboseală. Diametrul fundului filetului se determină cu relaţia:
Fig.11.14 Schema de calcul a capului bielei
Fig11.15 Schema de determinare a coeficientului de siguranţă a şuruburilor de bielă 196
4 c1 F s [mm] (11.43) c2 c unde: cc= 1,25…3,00 - coeficientul de siguranţă c1= 1,3 - factor care ţine seama de solicitările suplimentare de torsiune care apar la strângerea piuliţei; c2= 1,2- factor care ţine seama de curgerea materialului în zona filetată; c=600…1400 N/mm2- limita de curgere a materialului şurubului. Diametrul părţii nefiletate se determină cu ecuaţia: 4 F (11.44) d s cc s [mm] ds cc
c
Verificarea la oboseală se face considerându-se că ciclul de solicitare este ondulant pozitiv sau pulsator. Tensiunile maxime sunt calculate cu relaţiile: Fs Fs (11.45) ; ’ max = max = A’ s As iar cele minime cu: F sp F sp (11.46) ; ’ min = min = A’ s As unde: As- aria secţiunii şurubului în partea filetată; As'- aria secţiunii şurubului în partea nefiletată. Coeficientul de siguranţă se determină pe baza diagramei schematizate prin două linii frânte a lui Serensen (fig.11.15). Identificarea tipului ciclului de solicitare se realizează cu următoarea relaţie: a (11.47) m 1 -1 / c ; 2 1 0 0 ; unde: a max min 2 ; m max min 2 Dacă este îndeplinită condiţia pusă prin relaţia (11.47) atunci ciclul este asimetric sau pulsatoriu, iar dacă nu este îndeplinită, ciclul de solicitare este ondulant. În cazul ciclului asimetric sau pulsatoriu (ciclu situat deasupra liniei OB) coeficientul de siguranţă se determină cu relaţia: C
1
(11.48)
k a m
Valorile coeficientului de siguranţă calculat trebuie să se încadreze în intervalul 2,5...4,0. C
c k a m
(11.49)
Dacă ciclul este ondulant (se află plasat sub linia OB) coeficientul de siguranţă se calculează cu ecuaţia: Valoarea calculată trebuie să se găsească în intervalul 1,3...2,0. Mărimile care intră în relaţiile (11.48) şi (11.49) au următoarele valori: -1= 300…700 N/mm2, k= 3,0…4,5 pentru oţel carbon şi k= 4,0…5,5 pentru oţeluri aliate; = 0,8…1,0; = 1,0…1,5 = 0,2. 197
198
12. PROIECTAREA ARBORELUI COTIT 12.1 Principii privind proiectarea arborelui cotit La proiectarea arborelui cotit se vor alege acele soluţii care să asigure o rigiditate maximă. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe construcţii fusurile paliere se amplasează după fiecare cot, diametrele acestora se măresc, iar lungimile acestora se micşorează, de asemenea aceste măsuri fac posibil mărirea dimensiunilor braţelor. Rigiditatea arborelui cotit poate fi îmbunătăţită şi prin mărirea suprapunerii secţiunilor fusurilor paliere şi manetoane, zonă cu cea mai ridicată concentrare de tensiuni. Solicitarea cu forţe variabile produce fenomenul de oboseală al arborelui cotit, periculos îndeosebi la trecerea de la fus la braţ, deoarece trecerea reprezintă un concentrator de tensiune (fig.12.1). În scopul atenuării efectului de concentrare a tensiunilor, racordările dintre fusuri şi braţe se realizează cu raze cât mai mari, după un arc de elipsă sau arc de parabolă (R=0,045D). Pentru mărirea suprafeţei de sprijin a fusului racordarea se poate executa sub forma unui arc cu raze variabile . O soluţie eficientă de diminuare a tensiunilor cu 20…30% o constituie racordarea cu degajare, dar această soluţie determină micşorarea suprafeţei portante a fusurilor. Pentru a uşura rectificarea fusurilor se prevăd praguri cu o grosime de 0,5…1,5 mm şi cu un diametru mai mare cu 8...15 mm decât diametrul fusului. Pragurile se racordează către braţ cu raze de 0,5...1,0 mm. Diametrul fusului maneton se stabileşte în aşa fel încât să se obţină dimensiuni pentru capul bielei care să permită trecerea acestuia prin alezajul cilindrului. De asemenea, diametrul fusului maneton trebuie să satisfacă condiţia ca viteza periferică să nu depăşească 11 m/s pentru a se asigura o bună comportare a cuzineţilor în exploatare. Reducerea greutăţii arborelui şi a forţelor centrifuge se poate obţine prin utilizarea fusurilor tubulare. Soluţia asigură o mai bună distribuire a fluxului de forţe, determinând o creştere a rezistenţei la încovoiere şi torsiune cu 20…30% iar a rezistenţei la oboseală cu până la 100%. Pentru a se asigura o ungere bună a fusurilor arborelui cotit raportul lungime/diametru trebuie să se înscrie în următoarele intervale: lm/dm = 0,5…0,6; lp/dp=0,4…0,5. Echilibrarea arborelui cotit şi descărcarea lagărelor paliere se realizează prin aplicarea de contragreutăţi în prelungirea braţelor. Contragreutăţile pot fi ataşate prin intermediul şuruburilor la arborii cotiţi forjaţi sau pot fi obţinute direct la turnarea arborelui cotit. Forma lor este foarte apropiată de cea unui sector de disc întrucât la un cuplu static mare prezintă un moment de inerţie mic. Capătul anterior al arborelui cotit se proiectează în trepte pentru a face posibilă montarea roţilor dinţate pentru antrenarea distribuţiei eventual a pompei de injecţie sau pompei de ulei; a roţilor de curea pentru antrenarea pompei de apă, ventilatorului, generatorului de curent, a compresorului sau a pompei de vid. La unele motoare pe capătul din faţă al arborelui cotit se prevede montarea amortizorului de vibraţii torsionale. O atenţie deosebită trebuie să se acorde etanşării capătului anterior pentru a prevenii scurgerile de ulei. Capătul posterior al arborelui cotit se proiectează cât mai scurt posibil şi el trebuie prevăzut cu o flanşă pentru montarea volantului. Etanşarea capătului posterior se poate realiza combinat prin inele deflectoare şi manşete de etanşare din cauciuc sau pâslă. De asemenea pentru a îmbunătăţii etanşarea pe ultima porţiune a 198
fusului se poate executa o porţiune de filet cu sens invers sensului de rotaţie al arborelui. La proiectarea arborelui cotit, în funcţie de turaţia maximă se va dimensiona diametrul suprafeţei care vine în contact cu garnitura deoarece viteza periferică este un factor limitativ în utilizarea diverselor garnituri de etanşare. Garniturile de etanşare din pâslă rezistă până la viteze periferice de 22 m/s, manşoanele din cauciuc nitrilic până la viteze periferice de 12 m/s şi temperaturi de 383 K; cele din cauciuc acrilic până 20 m/s şi temperatura de 423 K iar cel din cauciuc siliconic până la viteze de 35 m/s şi temperatura de 453 K. La trasarea canalelor de ungere dintre fusurile paliere şi manetoane se va evita planul înclinat la 45o faţă de planul cotului, deoarece în acest plan se produc tensiunile maxime de torsiune. Condiţiile tehnice impuse la proiectarea arborelui cotit trebuie să fie foarte severe, dată fiind importanţa lui în funcţionarea mecanismului motor. Abaterile de la limita impusă geometriei fusurilor condiţionează durabilitatea cuzineţilor, uzura fusurilor şi în consecinţă durabilitatea arborelui. Toleranţele privind poziţia spaţială se referă la concentricitatea fusurilor şi rectiliniaritatea axei arborelui cotit, care trebuie să fie în limitele 0,025…0,035 mm, precum şi la neparalelismul axelor fusurilor paliere şi manetoane care se admite de 0,015…0,050 mm/100 mm în planul perpendicular pe aceasta. Toleranţele la lungimea fusurilor paliere şi manetoane se admit în limitele 0,15…0,35 mm, iar pentru fusul palier de ghidare axială 0,05…0,15 mm. Pentru a asigura rezistenţa la uzură, duritatea fusurilor trebuie să fie de 52…65 HRC, iar
Fig.12.1 Arbore cotit cu contragreutăţi 199
adâncimea stratului durificat de 2,5…4,5 mm. Calitatea suprafeţelor fusurilor paliere şi manetoane este legată de asigurarea rezistenţei la oboseală şi de condiţiile de uzură a fusurilor şi cuzineţilor. De aceea rugozitatea suprafeţelor fusurilor se limitează la 0,1…0,4mm. Evitarea apariţiei unor dezechilibre se realizează prin aplicarea echilibrării dinamice a arborelui cotit, care constă în a corecta masa arborelui astfel încât axa principală de inerţie să coincidă cu axa de rotaţie. Pentru a satisface cerinţele impuse arborilor cotiţi, rezistenţa la oboseală, rigiditate, o calitate superioară a suprafeţelor fusurilor, aceştia se execută din fontă sau oţel. Fonta a dat bune rezultate la confecţionarea arborilor cotiţi pentru motoarele cu aprindere prin scânteie şi anume fonta modificată cu grafit nodular. De asemenea se poate folosi fonta aliată cu Cr, Ni, Mo, Cu. Semifabricatele din fontă se obţin prin turnare ceea ce conferă acestora o bună precizie micşorând volumul prelucrărilor mecanice cu 25-30%. Oţelurile folosite pentru obţinerea arborilor cotiţi sunt oţeluri de îmbunătăţire cu şi fără elemente de aliere. În mod obişnuit se folosesc oţeluri carbon de calitate OLC45 şi OLC60. Pentru arborii cotiţi puternic solicitaţi se utilizează oţeluri aliate cu Cr-Ni, Cr-Ni-Mo sau Cr-Mo.
12.2 Calculul arborelui cotit Având în vedere condiţiile de funcţionare, prin calcul, arborele cotit se verifică la presiune specifică şi încălzire, la oboseală şi la vibraţii de torsiune. Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându-se prin prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiţi existenţi. (Tabelul 12.1 şi fig.12.2). Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă şi configuraţia contragreutăţilor. (masa şi poziţia centrului de greutate se determină la calculul dinamic al motorului). Tabelul 12.1 Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit M.A.S. M.A.C. Dimensiunea caracteristică Lungimea cotului l Diametrul fusului palier dp Lungimea fusului palier lp -paliere intermediare -paliere extreme sau medii Diametrul fusului maneton dm Lungimea fusului maneton lm Diametrul interior dmi Grosimea braţului h Lăţimea braţului b Raza de racordare
în linie (0,90…1,20)Dl (0,60…0,80)D
în V (1,2…1,4)D (0,75…0,85)D
în linie (1,05…1,30)D (0,70…0,80)D
în V (1,20…1,35)D (0,70…0,85)D
(0,3…0,5)dp (0,5…0,7)dp (0,55…0,70)D (0,45…0,60)dm (0,60…0,80)dm (0,15…0,36)dm (1,17…1,90)dm (0,06…0,1)dm
(0,3…0,5)dp (0,5…0,7)dp (0,60…0,75)D (0,40…0,60)dm (0,6…0,8)dm (0,15…0,35)dm (0,7…0,9)dm (0,06…0,08)dm
(0,4…0,6)dp (0,6…0,7)dp (0,56…0,72)D (0,45…0,6)dm (0,6…0,75)dm (0,20…0,35)dm (1,5…2,0)dm (0,07…0,10)dm
(0,5…0,6)dp (0,6…0,86)dp (0,70…0,75)D (0,45…0,65)dm (0,6…0,75)dm (0,20…0,35)dm (1,5…2,0)dm (0,07…0,10)dm
12.2.1 Verificarea fusurilor la presiune şi la încălzire Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri şi cuzineţi trebuie să le limiteze presiunea maximă pe fusuri. Presiunea specifică convenţională maximă pe fusurile manetoane şi paliere se calculează cu relaţiile: R (12.1) pmmax mmax 1 d m lm 200
Fig.12.2.Dimensiunile relative ale arborelui cotit R p max 2 (12.2) dplp unde: Rmmax, Rp max sunt forţele maxime care încarcă fusurile manetoane şi respectiv paliere, valorile lor determinându-se din diagramele polare desfăşurate. Presiunea specifică medie convenţională pe fusurile manetoane şi palire se determină cu relaţiile Rm (12.3) pm d m lm Rp 3 (12.4) pp = dplp unde Rm şi Rp reprezintă mediile aritmetice ale valorilor forţelor care încarcă fusurile manetoane şi paliere. Tabelul 12.2. Valorile admisibile ale presiunilor pe fusurile arborelui cotit Presiunea specifică maximă [MPa] Presiuna specifică medie [MPa] Tipul fusului MAS MAC MAS MAC Maneton 4,0…8,0 7,0…15,0 3,0…7,5 3,0…10,0 Palier 2,0…7,5 4,5…15,0 2,0…3,5 2,0…7,5 p p max
Verificarea fusului la încălzire se efectuează iniţial pe baza unui calcul simplificat şi aceasta se referă la determinarea valorii coeficientului de uzură. Km
pm 3
dm n pm 60
Kp
pp
dp n pp 60
3
3
(12.5)
3
(12.6)
unde: = viteza relativă dintre fus şi cuzinet în m/s; - coeficientul de conectare a vitezei relative (pentru 1/l=3; =1,085; 1/l=4; =1,054; 1/l=5; = 1,037). Valorile limită pentru coeficientul de uzură sunt > 30 MPa pentru aliajele Al-Sn; 35...40 201
Fig.12.3.Schema forţelor carea acţionează asupra unui cot al arborelui cotit MPa pentru bronzurile pe bază de Pb cu acoperire; 25...30 MPa pentru aliajele pe bază de St; 25 MPa pentru bronzurile pe bază de Pb. Verificarea la încălzire prin această metodă nu ia în considerare factorii caracteristici ai regimului hidrodinamic de ungere.
12.2.2 Verificarea la oboseală Calculul arborelui cotit ca o grindă static nedeterminată implică dificultăţi. De aceea calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încărcare şi deformare care consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă alcătuită dintr-un număr de părţi egal cu numărul coturilor. Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în următoarele ipoteze simplificatoare: a) fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe două reazeme ; b) reazemele sunt rigide şi coaxiale; c) momentele încovoietoare în reazeme se neglijează; d) fiecare cot lucrează în condiţiile 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 Mpj egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta acţionează momentul Mp(j-1) (fig.12.3)
12.2.2.1 Calculul fusului palier Fusul palier este solicitat la torsiune şi încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusurilor este redusă, momentele încovoietoare au valori mici şi în aceste condiţii se renunţă la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit sunt solicitate la momente de răsucire mai mici decât acelea care acţionează în fusurile dinspre partea posterioară a arborelui şi mai ales în fusul final, deoarece în aceasta se însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus în parte, ceea ce 202
implică însumarea momentelor de torsiune. Momentele de intrare (Mpj) şi ieşire (Mpj-1) pentru fiecare cot sunt: i j
M p j Tj r
(12.7)
i n
M p j 1 M p j Tj r
i j 1
T r i n
j
(12.8)
Însumarea momentelor de torsiune trebuie să ţină seama de ordinea de aprindere, iar valoara momentului de torsiune pe fiecare fus se determină tabelar. Tabelul 12.3 Determinarea momentelor de torsiune pe fiecare fus palier Mn=Tn.r … M3=M4+T3.r M2=M3+T2.r M1=M2+T1.r O RAC N.m … N.m N.m N.m 0 10 … 720 M p min (12.10) p min W pp
M p max (12.9) W pp Din tabelul 12.3 se determină valorile momentelor maxime şi minime ale fiecărui fus, după care se determină tensiunile maxime şi minime. Aplitudinea tensiunilor şi valoarea tensiunii medii se calculează cu relaţiile p pmin p pmin 4 ; p m max pa max 2 2 Coeficientul de siguranţă se calculează cu relaţia:
p max
1
(12.11)
Cp k p pm a
k
2 1 0
0,080,10; 1 0,500,65 1; 0 5 0 1,72,0 1; 1 0,450,55 3; 110 , 1,28 pentru oţelurile aliate, ecruisate cu jet de alice : = 1,1…1,4 pentru fusurile călite prin CIF. -1 = 180…230 N/mm2; pentru oţel carbon de calitate; -1 = 280…320 N/mm2 pentru arbori
unde :
2,5;
cotiţi din oţel aliat. Valorile calculate pentru coeficientul de siguranţă trebuie să fie superioare valorilor de 3...4 pentru MAS, 4…5 pentru MAC şi 2…3 pentru MAC supraalimentat. 12.2.2.2 Calculul fusului maneton
Fusul maneton este solicitat la încovoiere şi torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot care se sprijină pe două reazeme şi este încărcat cu forţe concentrate (fig.12.4). Deoarece secţiunea momentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp, coeficientul de siguranţă se determină separat pentru încovoiere şi torsiune şi apoi coeficientul global de siguranţă. Reacţiunile în reazeme se determină din condiţiile de echilibru ale forţelor şi momentelor. Este convenabil ca forţele ce acţionează asupra fusului să se descompună după două direcţii: una 203
Fig.12.4 Schema de calcul a reacţiunilor în reazeme în planul cotului, cealaltă tangenţială la fusul maneton. În calculul se folosec următoarele simboluri pentru forţele care acţionează asupra cotului: Az,AT,Bz,BT - reacţiunile din reazemele A şi B în planul cotului şi în planul tangent la fusul maneton; Fbr - forţele de inerţie produse de masele neechilibrate ale braţelor; Fm - forţa de inerţie produsă de masa manetonului; F2b - forţa de inerţie produsă de masa bielei în mişcare de rotaţie;
Fig.12.5 Schema arborelui cotit cu contragreutăţi egale în prelungirea fiecărui braţ Fcg - forţele de inerţie produse de masele contragreutăţilor; Zk şi Tk - forţa normală şi respectiv tangenţială la fusul maneton k. Ţinând cont de configuraţia arborelui cotit, reacţiunile într-un reazem se determină în modul următor: Pentru arborele cotit cu contragreutăţi egale în prelungirea fiecărui braţ (fig.12.5), reacţiunile în planul cotului şi în planul tangent sunt date de relaţiile Bz 0,5 zk F2 b Fm Feg Fbr 6 (12.12)
BT 0,5 Tk 7 (12.13) Dacă arborele cotit are aceeaşi configuraţie cu cel din figură, dar nu se asigură descărcarea tuturor lagărelor paliere şi echilibrarea cot cu cot , atunci contragreutăţilr nu mai sunt în
Fig. 12.6 Schema arborelui cotit cu contragreutăţi egale care nu asigură descărcarea tuturor lagărelor paliere şi echilibrarea cot cu cot 204
Fig.12.7 Schema de calcul a reacţiunilor în reazemele cotului cu contragreutăţi care nu asigură descărcarea fusurilor paliere şi echilibrarea cotului
Fig.12.9 Schema de calcul a reacţiunilor în reazemele cotului cu contragreutăţi inegale
prelungirea braţelor (fig.12.6). Schema de încărcare a cotului pe braţul căruia s-a montat contragreutatea este diferită de schema reprezentată în figura 12.7. Reacţiunile în reazemul B vor fi: a (12.14) BZ 0,5 Z1 F2b Fm Fbr Fcg cos 1 8 l a (12.15) BT 0,5 T1 Fcg sin 1 9 l La arborii cotiţi dispunerea coturilor ca cei reprezentaţi în figura 12.7 şi se pot întâlni construcţii la care contragreutăţile de pe braţele aceluiaşi cot pot avea mase diferite (fig.12.8) În acest caz schema de încărcare a unui cot pe braţele căruia sunt montatecontragreutăţi de mase diferite se prezintă ca în figura 12.9. Expresiile reacţiunilor în reazemul B vor fi: a BZ 0,5 Z1 F2b Fm Fbr Fcg2 Fcg1 Fcg2 cos (12.16) l a BT 0,5 T1 Fcg Fcg1 Fcg2 sin (12.17) l În cazul în care construcţia arborelui cotit prevede ca fusurile paliere să fie amplasate după două coturi (fig.12.10). Schema de încărcare se prezintă ca în figura 12.11. Reacţiunile în reazemul din B vor avea următoarele expresii:
Fig.12.8 Schema arborelui cotit cu contragreutăţi inegale pe braţele aceluiaşi cot 205
Fig. 12.10 Schema arborelui cotit cu fusuri paliere plasate după două coturi
Fig.12.11 Schema de calcul a reacţiunilor din reazeme la arborele cu paliere după două coturi b c a (12.18) B2 Z2 Z1 Z2 F2b Fm Fbr Fcg 1 2 l l l b (12.19) BT T2 T2 T1 l La motoarele cu cilindri dispuşi în V cu biele alăturate (fig.12.12) şi schema de calcul este prezentată în figura 12.13. Reacţiunile pot fi calculate cu relaţiile: b (12.20) B2 Z5 Z1 Z5 0,5 Fm Z2 l b (12.21) BT T5 T1 T5 10 l
12.2.2.2.1 Calculul poziţiei centrului de greutate al părţii neechilibrate a braţelor Poziţia centrului de greutate al masei neechilibrate a braţului se determină astfel: - Se descompune suprafaţa părţii neechilibrate în suprafeţe simple pentru care poziţiile
Fig.12.12 Schema arborelui cotit pentru un motor în V
Fig.12.13 Schema de calcul a reacţiunilor din reazemele cotului motorului în V 206
centrelor de greutate sunt cunoscute în raport cu sistemul de axe xoy (O plasat pe axa palierului). - Deoarece braţul este simetric faţă de axa Oy de coordonate XG br = 0, iar i yi Ai 11 (12.22) y G br Ai i
Ai fiind suma ariilor suprafeţelor simple. Calculul se realizează tabelar. 12.2.2.2.2 Calculul fusului maneton la încovoiere Încovoierea fusului este dată în planul cotului de momentul (fig.12.4). iar în planul tangenţial de momentul încovoietor (12.24) MT 0,5 l BT Fusul maneton este prevăzut cu un orificiu pentru trecerea uleiului cu un unghi _ faţă de axa manivelei. Concentrarea maximă a tensiunilor se produce la marginea acestui orificiu. Momentul de încovoiere Mi (fig.12.14) care acţionează în planul orificiului de ungere U-U se calculează cu relaţia 12.25. (12.25) Mi MZ cos MT sin 12 Pentru simplificare calculul se realizează tabelar după următorul model Tabelul 12.4 Tabel pentru calculul momentului de încovoiere care solicită manetonul în secţiunea orificiului de ungere BZ MZ BT MT Mi MZ.cos MT.sin O RAC N N.m N.m N N.m N.m N.m 0 10 … 720 Cu valorile maxime şi minime ale momentului încovoietor extrase din tabelul întocmit se calculează valorile maxime şi minime ale tensiunilor. M M (12.26) max i max ; min imin Wm Wm
Fig.12.14 Schema pentru determinarea momentului în planul orificiului de ungere 207
Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere este dată de relaţia: C
1
k a m
13
(12.27)
La calculul coeficientului de siguranţă pot fi adoptate următoarele valori: k= 1,9…2,0; = 0,7…0,8; = 0,09…0,10; = 0,7…0,8; -1 = 250…350 N/mm2, oţel carbon; 500...550 N/mm2 oţel aliat; 260...280 N/mm2 fontă cu grafit nodular. 12.2.2.2.3 Calculul fusului maneton la torsiune Momentul care solicită fusul maneton la torsiune se calculează cu relaţia: MT M p j BT r
(12.28)
Calculul se organizează tabelar pentru a găsi valorile maxime şi minime ale momentului de torsiune care solicită fusul maneton. Tabelul 12.5 Calculul momentului de torsiune a fusului maneton Mpj BT.r MT O RAC N.m N.m N.m 0 10 … 720 Valorile maxime şi minime ale tensiunilor de torsiune se calculează cu relaţiile: M M (12.29) max T max ; min T min W pm W pm Modulul de rezistenţă polar pentru fusul maneton cu orificiu excentric se calculează cu relaţia: 3 d (12.30) W p m dm 1 mi 16 dm
- coeficientul de corecţie funcţie de excentricitatea relativă a găurii ( = 2./(dm-dmi))
(fig.12.15)
Fig.12.15. Coeficientul de corecţie pentru calculul modulului de rezistenţă polar al fusului maneton cu orificiu excentric 208
Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuaţia: C
k
1
(12.31)
a m
Pentru a calcula coeficientul de siguranţă C se pot adopta următoarele valori: k = 1,8…2,0; = 0,7…0,8; = 0,08…0,10; = 1,1…1,4; -1 = 180…220 N/mm2 - oţel carbon ; -1 = 280…320 N/mm2 - oţel aliat; - 1 = 160…180 N/mm2 - fontă cu grafit nodular. Coeficientul global de siguranţă al manetonului se determină cu relaţia: C C (12.32) Cm C2 C2 La motoarele cu aprindere prin scânteie valorile coeficientului global de siguranţă al manetonului, trebuie să fie cuprins între 2,5…3,0 iar la motoarele cu aprindere prin comprimare între 3,0…3,5. 12.2.2.3 Calculul braţului arborelui cotit Braţul arborelui cotit este solicitat de 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, punctul I (fig.12.16). unde apar cele mai mari eforturi unitare. În planul cotului ia naştere o solicitare compusă de încovoiere produsă de momentul Miz = Bz.a şi compresiune produsă de reacţiunea Bz. Tensiunea totală are expresia: M B 1 6a (12.33) iZ Z BZ 2 Wbr Abr b h b h Funcţie de valorile extreme ale reacţiunii Bz se calculează tensiunile normale de încovoiere şi compresiune maxime şi minime: 1 1 6a 6a (12.34) max BZmax ; min BZmin 14 2 2 b h b h b h b h Coeficientul de siguranţă la încovoiere se determină cu relaţia: C
k
1
15
(12.35)
a m
În calculele de proiectare la determinarea coeficientului de siguranţă se au în vedere
Fig.12.16. Schema de calcul a braţelor arborelui cotit 209
Fig.12.18 Valorile coeficientului K Fig. 12.17 Diagramă pentru determinarea k/ următoarele valori: =1,00…1,15; =0,1…0,2 iar k/ se adoptă din figura 12.17. d Momentul de încovoiere în planul braţului are expresia MiT M pi BT 16. Deoarece 2 efortul unitar i produs de momentul MiT în punctul I este nul, solicitarea la oboseală în planul braţului nu se ia în considerare. Braţul arborelui cotit este supus la solicitarea de torsiune dată de momentul MT=BT.a, care determină tensiunea tangenţială (12.36) MT 2 k b h K ia valori din figura 12.18. Pentru valorile extreme ale momentului de torsiune se calculează tensiunile tangenţiale maxime şi minime 0,5 a T max 0,5 a Tmin (12.37) ; min max 2 k b h k b h2 Coeficientul de siguranţă la solicitarea de torsiune se determină cu relaţia: C
k
1
(12.38)
a m
Se adoptă următoarele valori ale coeficienţilor: kt / 2,0 ; t = 0,1; t=1,00…1,15. Coeficientul global de siguranţă pentru braţ este calculat cu ecuaţia: C C Cbr (12.39) C2 C2 Valorile admisibile ale coeficientului global de siguranţă sunt: Cbr = 2…3 (MAS) şi Cbr = 3,0…3,5 (MAC).
210
13. PROIECTAREA MECANISMULUI DE DISTRIBUŢIE 13.1. Principii de proiectare Mecanismul de distribuţie este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigură realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor şi mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă şi evacuarea produselor de ardere. Această funcţie este realizată prin deschiderea şi închiderea periodică a orificiilor de admisie şi evacuare. Mecanismele de distribuţie pot fi clasificate din punct de vedere al modului de realizare a schimbului de gaze în mecanisme de distribuţie cu supape, folosite la toate motoarele în 4 timpi realizate în prezent, şi mecanisme de distribuţie cu lumini (sau ferestre), folosite la unele mecanisme de distribuţie la motoarele în doi timpi. La motoarele cu mecanism de distribuţie cu supape transmiterea mişcării la supape se face de la un arbore special numit arbore cu came. Arborele cu came al mecanismului de distribuţie poate fi dispus în blocul motor sau în chiulasă. Dispunerea în blocul motor oferă avantajul antrenării directe de la arborele cotit printr-o pereche de roţi dinţate această variantă asigurând o legătură rigidă şi fiabilă între arborele cu came şi arborele cotit dar zgomotul în timpul funcţionării este relativ mare. În cazul în care arborele cu came este prea depărtat de arborele cotit se foloseşte pentru transmisie un lanţ sau o curea dinţată. Acest tip de dispunere se foloseşte acum în special la motoarele mari, destinate echipării autocamioanelor, şi la modelele vechi de motoare pentru autoturisme. Dispunerea arborelui cu came în chiulasă oferă avantajul reducerii numărului de componente al mecanismului de distribuţie ( nu mai sunt necesare tijele împingătoare), are un zgomot mult mai redus în timpul funcţionării şi asigură o antrenare elastică a mecanismului de distribuţie, în cazul folosirii curelelor dinţate elastice. Un dezavantaj al acestui tip de angrenare este necesitatea schimbării după perioade riguroase de timp a curelei de distribuţie. De regulă antenarea arborelui cu came se face de la partea opusă a volantului deoarece aceasta permite montarea unei roţi dinţate conducătoare mai mici. La unele motoare în doi timpi cu roţi dinţate conducătoare de dimensiuni mari se poate folosi antrenarea din partea volantei care prezintă avantajul că fazele de distribuţie nu sunt influenţate de oscilaţiile torsionale, acestea fiind absorbite de către volant. Pentru îmbunătăţirea coeficientlui de umplere al cilindrului se pot folosi mai multe supape pe cilindru ca în figura 13.1. La aceste construcţii însă se pun probleme la antrenarea arborilor cu came în cazul acţionării directe. O metodă foarte simplă de a asigura antrenarea unei
Fig.13.1. Îmbunătăţirea coeficientului de umplere folosind mai multe supape pe cilindru.
Fig.13.2. Soluţie compactă de antrenare a doi arbori cu came dispuşi în cap. 211
Fig.13.3. Supapă cu Sodiu în interior.
Fig.13.4. Dimensiunile orientative ale supapei.
perechi de arbori cu came este prezentată de firma TOYOTA care propune antrenarea celui de-al doilea arbore cu came folosind mişcarea primului arbore de la care, prin antrenare folosind o pereche de roţi dinţate, mişcarea ajunge la cel de-al doilea arbore cu came. Soluţia constructivă este prezentată în figura 13.2. Construcţia principalelor elemente ale distribuţiei se determină din condiţiile de funcţionare astfel: Supapele sunt supuse unor sarcini dinamice şi temperaturi ridicate, aceste condiţii necesitând un material foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oţeluri aliate cu Cr (9%) şi Si (3,5%). Forma supapei trebuie aleasă astfel încât să asigure o rigiditate ridicată şi în acelaşi timp să provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie. Supapele dispuse în evacuare trebuie să aibă tija cu un diametru mai mare şi bucşa de ghidare cât mai lungă pentru a uşura evacuarea căldurii. La motoarele cu încărcare termică ridicată se introduce în interiorul tijei supapei Na care se topeşte la o temperatură de 970Celsius şi favorizează evacuarea căldurii prin tijă după cum se arată în fig. 13.3. La supapele de admisie bucşa de ghidare nu trebuie să intre mult în canal pentru a nu provoca pierderi gazodinamice pe traseul de admisie. Construcţia unei supape normale este prezentată în fig. 13.4. Unghiul este de obicei de 45 grade, dar la unele supape de admisie poate fi şi de 30 grade. Acest unghi la supapă de face cu 0,5…1,0 grad mai mic decât unghiul scaunului de supapă pentru a asigura un contact bun între supapă şi scaun şi în acelaşi timp pentru a proteja suprafaţa conică a supapei de gazele arse în timpul cât aceasta este închisă. Lăţimea suprafeţei de etanşare se recomandă să fie în următoarele limite: b (0,050,12) dc (13.1) unde: dc-diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supapei. 212
Diametrul dc trebuie să fie între anumite limite, respectiv: (13.2) dc (0,500,54) D unde: D-alezajul cilindrului. Raza de racordare a capului supapei cu tija se recomandă să fie: (13.3) rc (0,160,25) dc Diametrul tijei d se alege după mărimea forţelor laterale la care este solicitată tija. În cazul acţionării prin tachet, caz în care nu apar forţe laterale, se recomandă: (13.4) d (0,16..0,25) dc În cazul acţionării directe de la camă, (distribuţie în cap), grosimea tijei se măreşte astfel: (13.5) d (0,300,40) dc Lungimea tijei depinde de dispunerea supapelor şi variază în limite largi, funcţie de mărimea arcurilor, de lungimea bucşelor de ghidare, etc.. În general se recomandă: (13.6) l (2,53,5) dc Scaunul supapei se recomandă să aibă o grosime radială de (0,08…0,15) d c şi o înălţime de (0,18…0,25) d c şi se montează cu o strângere de (0,0015…0,0035) din diametrul său exterior. Bucşele de ghidare au grosimi de perete între (2,5…4,0)mm şi lungimi de (1,75…2,50) dc, în funcţie de lungimea tijei supapei. Arcurile se fac din sârmă de oţel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)mm diametru şi se montează uneori câte două pentru a reduce înălţimea chiulasei. La motoarele de turaţii foarte ridicate se pot folosi în locul arcurilor două came alăturate, una pentru deschiderea supapei şi cealaltă pentru închiderea ei. Arborele cu came se sprijină pe trei fusuri. În cazul amplasării lui în interiorul blocului motor trebuie avut în vedere ca razele fusurilor să fie mai mari decât raza maximă a camei iar pentru uşurarea montării acestea trebuie să aibă dimensiuni descrescătoare de la un capăt la celălalt. În cazul amplasării lor în chiulasă nu mai trebuiesc respectate aceste considerente dar fusurile trebuie să reziste solicitărilor complexe care apar în timpul funcţionării mecanismului de distribuţie. La motoarele cu cilindrii dispuşi în V, când supapele ambelor rânduri de cilindri sunt acţionate de un singur arbore cu came, dispus în carter deasupra arborelui cotit, la calculul unghiului de dispunere al camelor trebuie să se ia în considerare şi unghiul dintre axele tacheţilor dacă acesta este diferit de unghiul dintre axele cilindrilor. Unghiul dintre vârfurile camelor va fi în acest caz:
T
(13.7)
2
Fig.13.6. Jocul dintre tijă şi tachet prin folosirea razelor diferite de racordare.
Fig. 13.5. Secţiune printr-un tachet hidraulic. 213
unde: -este decalajul ciclurilor la doi cilindri cu funcţionare succesivă; T -unghiul dinre axele tacheţilor. Semnul '+' se ia când cilindrul ce urmează să intre în funcţiune este decalat înapoi faţă de sensul de rotaţie al arborelui cu came iar semnul '-' când acesta este în faţă. Tacheţii motoarelor pentru automobile şi tractoare sunt solicitaţi de forţe laterale transmise de la camă şi uneori au o formă bombată. În cazul dispunerii arborelui cu came în cap aceştia trebuie să fie prevăzuţi cu posibilitate de reglare a jocului dintre camă şi tachet (similar jocului culbutorFig.13.7. Culbutorul. supapă). Pentru aceasta există în prezent două soluţii uzuale: dispunerea în capul tachetului a unei plăcuţe de uzură calibrată, care atunci când este necesar poate fi schimbată sau folosirea unor tacheţi hidraulici care compensează prin construcţie jocurile ce apar în ansamblul tachet-supapă. Secţiunea printr-un astfel de tachet este prezentată în figura 13.5. Tacheţii hidraulici pot fi folosiţi pentru realizarea distribuţiei variabile controlând presiunea de ulei ce ajunge în tachet. Razele de curbură ale suprafeţei de lucru sunt în limitele R=(700…1000)mm, iar camele au în acest caz generatoarea înclinată faţă de axa arborelui cu unghiuri de (7…15)'. La motoarele cu arborele de distribuţie în bloc se presează uneori bucşe de ghidare pentru tacheţi sau se prelucrează direct în blocul motor aceste ghidaje. Bucşile de ghidare sunt folosite la motoarele cu blocul din aliaje de aluminiu. Tija împingătoare se foloseşte la motoarele cu supapele în cap şi arborele cu came dispus în bloc. Pentru a asigura jocul necesar între tijă şi tachet trebuie ca raza locaşului sferic din tachet să fie mai mare decât raza capului sferic al tijei ca in figura 13.6. Jocul trebuie să fie de (0,1..0,3)mm şi poate fi obţinut şi prin selectarea după toleranţe a tijelor şi tacheţilor. Tija împingătoare se construieşte tubulară pentru a fi de masă redusă, iar la ambele extremităţi se presează sau se ambutisează chiar din acelaşi tub, capete sferice prin care se articulează cu tachetul şi culbutorul. Se folosesc oţelui aliate Cr-Ni. Culbutorul se face în general sub forma celui prezentat în fig. 13.7. La capătul culbutorului acţionat de tijă se prevede un şurub pentru reglarea jocului iar cel care acţionează asupra tijei supapei se face sub formă semicilindrică. Raportul braţelor se alege între următoarele limite: ls (1,21,8) lt (13.8) Arborele culbutorilor este de obicei fix şi fiecare culbutor se sprijină pe arbore printr-o bucşă. La motoarele cu mai multe supape pe cilintru pentru admisie sau evaluare se folosesc uneori culbutori sub formă de furculiţă pentru acţionarea simultană a mai multor supape. Mişcarea de la camă ajunge la coada furculiţei iar degetele acesteia acţionează tijele supapelor.
214
13.2. Alegerea fazelor de distribuţie. Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse şi a unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obţinerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt direct dependente de fazele de distribuţie. Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse şi a se pierde cât mai puţin lucru mecanic de destindere a gazelor. Închiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o întârziere optimă pentru a se fructifica la maxim efectul inerţiei coloanei de gaze până ce acesta este anulat de depresiunea formată în cilindru. Deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea unei cantităţi cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie şi în final o umplere cât mai completă a cilindrului cu gaze. Închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întârziere încât să se utilizeze la maxim, în folosul umplerii, efectul inerţional al coloanei de gaze proaspete. Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere şi închidere a supapelor pentru fiecare regim de funcţionare (turaţie, sarcină). Valorile medii ale acestor unghiuri, pentru motoare în 4 timpi, sunt date în tabelul 13.1 iar pentru motoarele în 2 timpi în tabelul 13.2. Tabelul 13.1. Admisie Evacuare Avans la Întârzierea la Avans la Întârzierea la Tipul Motorului deschidere faţă închidere faţă deschidere faţă închidere faţă de PMI grade de PME grade de PME grade de PMI grade RAC RAC RAC RAC M.A.S. 10…14 20…45 30…50 10…35 M.A.C. 10…30 45…70 45…70 10…30 Motoare cu gaze 30…35 40…50 40…45 25…35 Tabelul 13.2. Deschiderea înainte Închiderea după de PME grade RAC PME grade RAC Evacuare prin lumini 50…65 50…65 M.A.C. Evacuare prin supape 80…90 55…65 Admisie prin lumini 30…50 30…50 Evacuare prin lumini 65 65 M.A.S. Admisie prin lumini 50 50 Admisie în carter 70 faţă de PMI 70 faţă de PMI O reprezentare sugestivă a fazelor de distribuţie pentru motorul în 4 timpi este prezentată în fig.13.8.. Tipul Motorului
Organul de distribuţie
13.3. Parametrii principali ai mecanismului de distribuţie. În acest subcapitol vom determina ariile necesare de curgere pentru gaze astfel încât să avem o umplere cât mai completă a cilindrului. Canalele de admisie şi evacuare se construiesc cu secţiuni cât mai mari pentru a se 215
d l
dc
l
d
h h' Fig.13.9. Schema pentru calculul secţiunii de trecere. Fig.13.8. Diagrama fazelor de distribuţie la motorul în 4 timpi. micşora pierderile gazodinamice. Diametrul canalului de admisie se face cu (10..20)% mai mare decât cel al canalului de evacuare şi aria secţiunii sale de trecere este de (15..20)% din aria pistonului. Aria secţiunilor de trecere a canalelor se verifică în primă aproximaţie la o viteză medie a gazelor în ipoteza că pistonul se deplasează cu viteză constantă, supapele nu există, iar gazele sunt incompresibile. Pe baza ecuaţiei de continuitate rezultă următoarele expresii ale vitezelor convenţionale: -pentru canalul de admisie: Ap D2 (13.9) Va Vp Vp ia Aca ia dca2 -pentru canalul de evacuare : Ap D2 (13.10) Ve Vp Vp ie Ace ie dce2 unde: V'a, V'e -vitezele convenţionale în canalele de admisie, respectiv de evacuare; Vp-viteza medie a pistonului; ia, ie-numărul supapelor de admisie, respectiv de evacuare; Aca, Ace-aria secţiunii de trecere a canalului de admisie, respectiv de evacuare; dca, dce-diametrele canalelor de admisie, respectiv de evacuare; Ap, D-aria capului pistonului, respectiv diametrul pistonului. Se recomandă următoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: Va (4080) m/s Ve (70100) m/s Înăţimea ridicării supapei este limitată de condiţiile egalităţii ariei de trecere pe sub supapă, la deschiderea completă a acesteia, cu aria secţiunii canalului înainte de supapă. Aria secţiunii de trecere pe sub supapă se calculează după schema din fig.13.9. de unde rezultă : A h (dc cos h sin cos 2 ) (13.11) Înălţimea maximă de ridicare hmax se verifică printr-o viteză medie convenţională a gazelor, calculată în ipoteza că supapa rămâne tot timpul complet deschisă, iar aria secţiunii de trecere devine: Amax hmax (dc cos hmax sin cos 2 ) (13.12) Vitezele convenţionale vor fi: 216
-pentru supapa de admisie: Ap Va Vp ia Aamax
(13.13)
-pentru supapa de evacuare: Ap Ve Vp ie Aemax
(13.14)
Limite mai restrânse se prevăd pentru supapa de admisie, viteza recomandată fiind Va 7090 m/s. Se recomandă pentru înălţimea maximă a ridicării supapei următoarele valori: hmax (0,180,30) dc . Aria reală a secţiunii de trecere la o supapă de diametru şi unghi date, variază cu înălţimea de ridicare, care la rândul ei depinde de fazele de distribuţie şi de profilul camei. Odată cu mărirea fazelor de distribuţie creşte înălţimea medie de ridicare a supapei. Profilul camei determină legea de ridicare a supapei în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui de distribuţie, astfel afectând caracteristica de debit a supapei măsurată prin crono-secţiune, adică: t2
A dt t1
unde: t1, t2-timpii de început şi sfârşit ai procesului de admisie sau evacuare. Volumul de gaze ce trece prin supapă fiind Vh crono-secţiunea reală se poate verifica printr-o viteză medie a curentului şi anume: A (t t ) Ap Vh (13.15) Va Vp p t2 2 1 Vp t2 ia Amed ia Aa dt ia Aa dt t1
t2
A
a
unde:
Aamed
t1
dt
t1
. t2 t1 Viteza Va variază în limite largi, respectiv pentru M.A.S. Va =(90…150)m/s iar pentru M.A.C. se recomandă Va =(80…110)m/s. Crono-secţiunea pentru supapa de evacuare la motoarele în patru timpi nu se verifică de obicei iar profilul camei se alege la fel ca la supapa de admisie. Determinarea numerică a cronosecţiunii se poate face prin calculul secţiunii Aa în funcţie de timp, care se poate determina analitic sau de pe curba de ridicare a supapei în funcţie de unghiul de rotaţie al camei.
13.4. Calculul cinematic şi dinamic al mecanismului de distribuţie. Calculul cinematic al mecanismului de distribuţie presupune determinarea profilului camei folosită pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variaţie a ridicării, vitezei şi acceleraţiei tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic şi de rezistenţă al pieselor ce compun mecanismul de distribuţie. După modul de variaţie al acceleraţiei tachetului camele pot fi "cu şoc", atunci când variaţia acceleraţiei prezintă puncte de discontinuitate, şi "fără şoc" atunci când aceasta nu are nici un punct de discontinuitate. Un punct de discontinuitate pe curba de variaţie a acceleraţiei înseamnă din punct de vedere practic un şoc foarte mare în funcţionarea mecanismului de distribuţie. Din acest motiv la motoarele de turaţie ridicată şi tot mai des la cele nou proiectate se folosesc came "fără şoc" al căror curbe de variaţie a acceleraţiei nu prezintă discontinuităţi şi deci nu vor genera şocuri mari în funcţionare. 217
Camele "fără şoc" sau cu variaţie continuă a acceleraţiei se profilează după diferite metode cum sunt: metoda Kurz, metoda Dulley, metoda sinusoidală, metoda parabolică, etc. Datele iniţiale de proiectare pentru profilarea camei sunt înălţimea maximă de deschidere a supapei hmax, în mm, şi durata deschiderii supapei , în 0RAC. Dacă este folosit un mecanism de antrenare cu pârghie (culbutor) de la tachet la supapă, din înălţimea maximă de ridicare a supapei l se deduce înălţimea ridicării tachetului hTmax hmax T altfel hTmax hmax . lS Durata deschiderii supapei serveşte la determinarea unghiului de acţiune al camei care se calculează după relaţiile din tabelul 13.3. Tabelul 13. 3. 4 Timpi 2 În paragrafele următoare sunt prezentate modalităţile de calcul pentru diferite profile de Tipul motorului
camă.
2 Timpi
13.4.1. Profilul din arce de cerc. A) Construirea profilului camei din arce de cerc Modul de construire al profilului camei din arce de cerc este prezentat în figura 13.10. Raza r0 determină cercul de bază al camei şi se stabileşte din condiţia obţinerii unei rigidităţi suficiente a arborelui de distribuţie. Ca valori pentru proiectare se pot lua: 13.16. r0 (1,52,0) hTmax În prelungirea unuia dintre diametrele cercurilor de bază, luat ca axă de simetrie a camei,
se adaugă înălţimea maximă de ridicare a tachetului. Folosind unghiurile 2 se determină punctele A şi A' din care se măsoară razele r1 şi se stabilesc centrele O1 ale cercurilor corespunzătoare. Din punctul C se măsoară raza r2 determinând centrul O2. Arcele de cerc de rază r1 se racordează la arcul de rază r2 în punctele B şi B'. Pentru asigurerea jocului necesar dilatărilor, din cercul O se trasează un cerc de rază rc r0 ( unde este mărimea jocului ) şi se racordează acest cerc la arcele de rază r1 prin arce de spirală sau
Fig.13.10. Construirea profilului camei în arce de cerc.
Fig.13.11. Schema de calcul pentru deplasarea tachetului la cama in arce de cerc. 218
parabolă. Racordarea corectă a arcelor de rază r0, r1 şi r2 necesită respectarea unor anumite rapoarte între ele în funcţie de şi hTmax date. Astfel r1 (1018) hTmax , r2 trebuie să fie mai mare de 2 mm iar valoarea sa maximă este limitată din condiţia r2max r0 hmax care permite obţinerea unor dimensiuni minime ale arcului. Razele respective se pot calcula şi folosind formulele următoare:
D2 r02 r22 2 D r0 cos( ) 2 r1 2 (r0 r2 D cos( )) 2
(13.17)
(r02 hTmax ) 2 (r1 r0 )2 r12 2 (r0 hTmax ) (r1 r0 ) cos( ) 2 r2 2 [r0 hTmax (r1 r0 ) cos( ) r1 ] 2 unde: D r0 hTmax r2
(13.18)
B) Calculul cinematic al tachetului. Spaţiul h parcurs de tachet sub acţiunea unei came din arce de cerc se calculează pe porţiuni în funcţie de raza cercului cu care tachetul se află în contact ( r1 sau r2 ), folosindu-se datele din fig.13.11. Prima porţiune de calcul corespunde arcului AB, respectiv unghiului la centru O1 max . Pentru un unghi oarecare ridicarea tachetului va fi: (13.19) hT1 (r1 r0 ) (1 cos( )) Unghiul maxim al primei porţiuni este determinat de relaţia: D (13.20) sin( max ) sin( ) 2 r1 r2 Deplasarea tachetului pe a doua porţiune, respectiv pe arcul de rază r2, se determină măsurând unghiul de rotire a camei de rază OC, considerând rotirea camei în sens invers. Pentru un unghi oarecare , spaţiul parcurs de tachet este: (13.21) hT2 hTmax D (1 cos( )) unde unghiul
max
2
max
(13.22)
a B
B'
O'
O b
Fig.13.12. Modul de calcul a razei minime a tachetului.
Fig.13.13. Variaţia grafică a parametrilor h, V, j pentru cama în arce de cerc. 219
Raza minimă a talerului tachetului se determină din condiţia ca în poziţie extremă cama să vină în contact cu tachetul pe toată lăţimea fig.13.12. Dacă cama este dezaxată longitudinal fată de axa tachetului cu distanţa a, raza minimă a talerului este: b (13.23) rTmin OB 2 (a ) 2 2 r r unde OB 1 0 D sin( ) 2 r1 r2 Relaţiile de calcul ale vitezelor, acceleraţiilor precum şi a acceleraţiilor maxime sunt prezentate în tabelul 13.4. Viteza
Acceleraţia
Tabelul 13.4. Acceleraţia maximă
Prima porţiune
VT1 k (r0 r1 ) sin
jT1 2k (r1 r0 ) cos
jT1max 2k (r1 r0 )
A doua porţiune
VT2 k D sin
jT2 2k D cos
jT2 max 2k D
În cazul folosirii unui mecanism de distribuţie cu culbutori, înălţimea de ridicare, viteza şi acceleraţia, în cazul neglijării deformaţiilor elastice care apar în mecanism, pentru supapă vor fi: l l l h hT S ; V VT S ; j jT S . Reprezentarea grafică a parametrilor h, V şi j este dată lT lT lT în fig.13.13.
13.4.2. Profilul camei fără şoc polinomial. Metoda polinomială W. Dulley consideră pentru fiecare porţiune a camei o variaţie a acceleraţiei de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresii aritmetice. Astfel pentru calculul cinematic al tachetului se folosesc următoarele relaţii: i h hTmax 1 Ci (13.24) i 2 , p ,q ,r , s V hTmax
k
i Ci i 2 , p ,q ,r , s
i 1
(13.25)
i2 i ( i 1) Ci (13.26) i 2 , p ,q ,r , s unde: p,q,r,s sunt exponenţi succesivi determinaţi în progresie aritmetică de raţie p-2; este unghiul curent al camei considerat de la vârful acesteia; este unghiul total al profilului camei; C2 , Cp , Cq , Cr , Cs sunt constante ce se determină din condiţiile iniţiale. Aceştia au
j hTmax k
2
următoarele expresii:
C2
pqr s ( p 2) ( q 2 ) ( r 2) ( s 2) 220
13.27)
25,00
200,00 180,00
20,00
160,00 h (p-2=4) h (p-2=8) h (p-2=12) j (p-2=4) j (p-2=8) j (p-2=12) V (p-2=4) V (p-2=8) V (p-2=12)
140,00
15,00 10,00
100,00 80,00
5,00
mm/s
mm, m/s2
120,00
60,00 0,00
40,00 20,00
-5,00
0,00 -10,00
-20,00 -60
-50
-40
-30
-20
-10
0
alfa raportat la vârful camei
Fig. 13.14. Variaţia grafică a parametrilor h, V, j pentru cama polimomială
2qr s ( p 2) (q p) (r p) (s p) 2 p r s Cq ( q 2 ) ( q p) ( r q ) ( s q ) Cp
(13.28) (13.29)
Cr
2 pqs ( r 2 ) ( r p) ( r q ) ( s r )
Cs
2 p q r ( s 2 ) ( s p) ( s q ) ( s r )
Variaţia grafică a mărimilor h, V şi j pentru diferite valori ale raţiilor progresiei aritmetice este prezentată în figura 13.14. La motoarele cu turaţii ridicate se obţin rezultate mai bune folosind p cât mai mare. De asemenea p trebuie să fie un număr par.
13.4.3. Profilul camei fără şoc Kurz. Pentru determinarea cinematicii camelor după metoda Kurz se impune pentru legea acceleraţiei următoarea formă: sfert de cosinusoidă, jumătate de
Fig.13.15. Variaţia grafică a parametrilor h, V, j pentru cama Kurtz 221
sinusoidă, sfert de sinusoidă şi o ramură de parabolă. Reprezentarea grafică a legilor de mişcare pentru tachet conform metodei Kurz este prezentată în figura 13.15. Pentru descrierea matematică a relaţiilor se folosesc următoarele notaţii: HT-înăţimea maximă de ridicare a tachetului; H0 (0,150,40) [mm]-înălţimea de preluare a jocului de pe partea tachetului; -este unghiul curent al camei considerat de la începutul profilului; -este unghiul total al profilului camei; 0 -intervalul de preluare al jocului H 0 ; 1,2 ,3-zonele active ale camei. Pentru acestea se recomandă următoarele valori: 0 30o..40o ; (13.32)
2 (0,1..0,15) 3 ;
2 3 (1,5..3,0)1. Pentru calculul unghiurilor camei trebuie considerată următoarea relaţie: (13.33) 2 (0 1 2 3) Calculul mărimilor cinematice pentru cele 4 zone ale profilului de ridicare al camei se poate efectua după relaţiile prezentate în tabelul 13.5 a, b, c. Tabelul 13.5. Zona Ridicare 0 H0 (1 cos( )) 2 0 1 H0 C11 C12 sin( ) 1 2 ) H1 f C21 C22 sin( 2 2 2 2 3 H2 f C31 ( i ) 4 C32 ( i ) 2 C33 i 0
i 0
a) Zona 0
1 2 3
H0
Viteză sin(
2 0
C11 C12 C21 C22
1
2 2
)
2 0
cos( cos(
1
)
2 2
)
2
2
i0
i 0
4 C31 ( i )3 2 C32 ( i )
b) Zona 0
1 2
Acceleraţie H0 2
2 4
C12
C22
2
4
cos(
sin(
2 1 2
2 0
2 2
2 0
1
sin(
)
)
2 2
)
222
3
2
12 C31 ( i )2 2 C32 i0
c) Coeficienţii ce fac parte din aceste ecuaţii se găsesc din condiţiile de capăt puse la integrare: K1 S0 f K2 HT (13.34) C11 2 K1 K2 1 (13.35) C12 (C11 S0 f ) 1
unde:
C21 C32 k3 C22 C32 k1 1 z C31 C32 6 32 2 C11 S0 f C32 K2 C33 C32 k 2
(13.36) (13.37) (13.38) (13.39) (13.40)
K1 k1 k2 k3 2 K2 k3 4 z 2
(13.41) (13.42)
unde: z
a2 f a3 f
(13.43)
0,625 2
k1 8 z 2 5 z 2 k2 3 6 4 2z k3 3 3
S0 f H0
(13.44) (13.45) (13.46)
(13.47) 2 0 În toate aceste relaţii unghiurile se introduc în radiani altfel rezultatele calculului vor fi eronate. Legile de mişcare obţinute din relaţiile de mai sus sunt corecte pentru tachet. Pentru supapă ele sunt corecte doar dacă se consideră mecanismul de antrenare de la camă la supapă ca un mecanism rigid. În realitate, acesta este un sistem elastic, cu mai multe mase, rigidităţi şi frecvenţe proprii de oscilaţie. Din acest motiv ridicarea supapei nu se "suprapune" perfect peste ridicarea tachetului. Utilizarea legilor "fără şoc" necesită un volum de calcul foarte mare care implică folosirea unui calculator electronic. Datorită răspândirii calculatoarelor personale de tip IBM PC este recomandabilă folosirea unui program de tip "SpreadSheet", fişă de calcul, care nu necesită cunoştinţe laborioase de programare pentru executarea rapidă a calculelor. Dacă se doreşte şi optimizarea rezultatelor atunci este recomandabil să se lucreze folosind parametri de calcul. Astfel pentru cama polinomială ca parametri de calcul pot fi consideraţi: HTmax - înălţimea maximă de ridicare a tachetului; n - turaţia motorului;
223
- unghiul total al profilului camei; I - raţia progresiei aritmetice pentru calculul coeficienţilor; Pas - pasul de calcul pentru mărimile cinematice. Pentru calculul cinematicii tachetului prin metoda Kurz mai sunt necesare următoarele date: H0 - înălţimea de preluare a jocului de pe partea tachetului; 0,1,2,3 - unghiurile ce delimitează zonele în cadrul legilor cinematice. Pentru exemplele din îndrumar a fost folosit programul EXCEL versiunea 5.0 sub WINDOWS. Există şi alte programe asemănătoare care rulează sub DOS cum Fig.13.16. Construcţia grafo-analitică a camei. sunt WORKS-ul şi LOTUS-ul. Pentru determinarea profilului camei, având determinată legea de ridicare a tachetului se poate folosi metoda grafică de trasare a profilului camei ca înfăşurătoare a poziţiilor succesive ale tachetului, considerând cama fixă şi tachetul în mişcare, ca în figura 13.16. sau se poate determina pe cale analitică folosind un program mai laborios de calcul care intersectează dreapta generată de talpa tachetului, pentru fiecare poziţie de ridicare, cu toate razele posibile ale camei şi se reţine cea mai mică. Această din urmă metodă necesită cunoştinte mai profunde de programare şi geometrie analitică, dar este la fel de corectă ca şi prima şi prezintă avantajul că odată pusă la punct se pot trasa profile de camă mult mai rapid decât folosind metoda grafo-analitică.
13.4.4. Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuţie. Pentru calculul forţelor de inerţie ce intervin în mecanismul de distribuţie, masele tuturor elementelor aflate în mişcare se înlocuiesc printr-o masă redusă md dispusă pe axa supapei. În acest caz forţa de inerţie care acţionează la supapă va fi: Fj md j (13.48) unde j este acceleraţia supapei. La sistemele fără culbutori masa md se obţine prin însumarea maselor supapei, ms, a talerului pentru arc, mt, a tachetului , mT, şi masa redusă a arcului. Pentru calculul masei reduse a arcului se scrie bilanţul energiilor cinetice a masei reale a arcului şi a masei reduse r care se mişcă cu viteza supapei, Vs. Pentru proiectare se recomandă: 1 r mr (13.49) 3 unde mr -masa arcului. Astfel masa redusă a întregului mecanism este: 1 md ms mt mT mr (13.50) 3 La sistemele cu culbutori masa tachetului se înlocuieşte cu o masă redusă care se mişcă împreună cu supapa, respectiv: l T mT T ls
2
(13.51) 224
Pentru tija împingătoare masa redusă va fi: 2
l (13.52) tija mtija T ls Pentru culbutor masa redusă va fi: i (13.53) C IC 2 ls unde IC- momentul de inerţie al culbutorului în raport cu axa sa de rotaţie. i - raportul de transmitere al culbutorului. Masa redusă pentru un astfel de mecanism de distribuţie va fi: l 1 i md ms mt mr IC 2 (mtija mT ) T 3 ls ls
2
(13.54)
La calcule prealabile când masa elementelor distribuţiei nu se cunoaşte, masa redusă se alege în raport cu secţiunea de trecere a canalului în care se montează supapa AC, respectiv: (13.55) md md AC unde m'd - masa constructivă redusă a mecanismului de distribuţie. Se recomandă: md (2030) [g/cm2] pentru mecanisme cu acţionare directă, md (4060) [g/cm2] pentru mecanisme cu tachet, tijă şi culbutori.
13.4.5. Calculul arcurilor de supapă. Alegerea caracteristicii arcului Arcul trebuie să menţină supapa închisă şi să asigure legătura cinematică între ea şi camă când forţele de inerţie tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face faţă acestor cerinţe trebuie ca forţa arcului Fr să fie mai mare decât forţa de inerţie Fj a mecanismului dată de acceleraţiile negative, la orice regim posibil de turaţii, respectiv: (13.56) Fr K Fj unde K - coeficient de rezervă care ia în considerare supraturaţiile sau vibraţiile arcului sub acţiunea cărora forţa Fr poate varia în limitele foarte largi; se recomandă K=1,6..2,0. Forţa arcului va fi minimă dacă, pentru întreaga perioadă de mişcare a supapei cu acceleraţie negativă, coeficientul K, de rezervă, va rămâne constant, asigurat de o caracteristică corespunzătoare a arcului. Aceasta nu este posibil la camele fără şoc deoarece la acestea acceleraţiile negative sunt aproximativ constante în timp ce săgeata arcului variază apreciabil. În acest caz trebuie să se asigure rezerva necesară forţei arcului la săgeata corespunzătoare începutului perioadei cu acceleraţie negativă. Caracteristica arcului se alege din condiţia obţinerii unei rigidităţi acceptabile şi cea a forţei maxime necesare. Pentru a obţine o forţă maximă dată f Frmax , cele mai mici dimensiuni se obţin când raportul săgeţilor maxime şi minime max 2 . fmin Acest raport pentru motoarele actuale este între limitele (1,6…3,2). Forţa minimă a arcului F0 trebuie verificată la forţa de deschidere a supapei la depresiunea maximă din cilindru. La motoarele cu carburator, la mersul încet în gol, diferenţa de presiune între conducta de evacuare şi cilindru p1 pev pa poate atinge uneori valori până la 0,9daN/cm2. Această depresiune se manifestă printr-o forţă a gazelor care tinde să deschidă supapa de evacuare, respectiv: dce2 Fgev ( pev pa ) (13.57) 4 Prin caracteristica arcului trebuie să se satisfacă inegalitatea F0 Fgev 225
La motoarele supraalimentate asupra supapei de admisie acţionează, în timpul evacuării, următoarea diferenţă de presiune: (13.58) p2 ps pr unde ps - presiunea de supraalimentare; pr - presiunea în cilindru în timpul evacuării (1,1…1,2)daN/cm2. Forţa care tinde să dschidă supapa de admisie este: dca2 (13.59) Fga ( ps pr ) 4 Caracteristica arcului trebuie să îndeplinească în cazul motoarelor supraalimentate condiţia F0 Fga . Calculul dimensiunilor arcului Prin proiectare se stabilesc următorii parametri constructivi ai arcurilor: - diametrul mediu al arcului Dr; - diametru sârmei d; - numărul de spire i; - pasul spirelor t. Diametrul mediu se alege din condiţia de compactitate a grupei supapei şi este în general: Dr (0,80,9) dca Arcurile supapelor de admisie şi evacuare se fac constructiv la fel deşi masele supapelor sunt diferite. La calculul arcului se consideră că forţa Fr este dispusă pe axa arcului şi solicită spirele la torsiune cu momentul: D (13.60) M Fr r 2 iar eforul unitar de torsiune va fi: 8 Fr Dr (13.61) d3 D unde - coeficient ce depinde de raportul diametrelor r şi ia în considerare d concentraţia tensiunilor la interiorul spirelor. Pentru unghiuri ale spirelor mai mici de 10 grade, cum sunt arcurile de supapă, coeficientul se poate calcula cu relaţia: Dr 0,5 d (13.62) Dr 0,75 d D Pentru un raport r =6…8, care are cea mai mare răspândire la arcurile de supapă rezultă d =1,24…1,17, iar pentru calcule acoperitoare, aproximative =2. Diametrul sârmei se poate deduce astfel: 8 Frmax Dr d3 (13.63) Rezistenţele admisibile pentru oţelurile de arcuri sunt: (35006000) [daN/cm2] Diametrul calculat astfel se rotunjeşte la diametrul standardizat cel mai apropiat, după D care se determină precis raportul r şi coeficientul şi se verifică arcul la oboseală. d Tensiunile maximă şi minimă se obţin pentru forţele Frmax (la deschiderea completă a supapei) şi F0 (la închiderea supapei). Coeficientul de siguranţă trebuie să fie n =(1,2…2,0). 226
Numărul de spire active i se detrmină după săgeata maximă fmax f0 hmax astfel:
ir sau
ir
G d 4 fmax 8 Frmax Dr
G d fmax Dr max
(13.64)
unde G ( 0,800,83) 106 [daN/cm2]- modulul de elasticitate transversal. Numărul spirelor active este în general ir = (3,5…8,0). Numărul total de spire se adoptă după relaţia i = ir + (2…3). Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele arcului să rămână un joc min (0,50,9) [mm]. La arcurile motoarelor rapide se recomandă jocuri mai mici pentru a se diminua vibraţiile lor. Pasul spirelor pentru arcul în starea liberă : f (13.65) t d max min ir Lungimea arcului la deschiderea completă a supapei va fi: (13.66) lmin i d ir min Lungimea arcului la închiderea supapei rezultă: (13.67) l0 lmin hmax Lungimea arcului în stare liberă devine: (13.68) ll lmin fmax l0 f0 La motoarele cu supape în cap se prevăd uneori câte două arcuri la o supapă. La o astfel de construcţie diametrele arcului interior Dri şi exterior Dre trebuie alese în aşa fel încât să se asigure un joc radial de cel puţin 1 mm atât între arcuri, cât şi între arcul interior şi bucşa de ghidare a supapei. Dacă notăm diametrul bucşei cu db, diametrele sârmei pentru arcul interior di şi pentru arcul exterior de, se obţin condiţiile ce trebuie respectate: (13.69) Dri db di 2 [mm] (13.70) Dre Dri di de 2mm [mm] Sarcina se distribuie între cele două arcuri astfel: Fri (0,350,50) Fr (13.71) Fre (0,500,65) Fr (13.72) Rigidităţile şi săgeţile de prestrângere ale fiecărui arc se aleg din consideraţii constructive, însă astfel încât caracteristica sumară a ambelor arcuri să asigure valorile necesare ale forţelor F0 şi Fr max . După determinarea dimensiunilor arcurilor, acestea trebuie să se verifice la rezonanţă. Oscilaţiile arcurilor nu devin periculoase decât în cazul când raportul dintre frecvenţa proprie inferioară de oscilaţie a arcurilor n1e şi frecvenţa de lucru, adică turaţia arborelui de distribuţie nk, este mai mic decât 10. Frecvenţa proprie de oscilaţie este dată de următoarea relaţie: 30 d 981 G n1e (13.73) 2 2 ir Dr kg 7,85 10 3 3 densitatea materialului arcului. unde cm n Dacă nu este satisfăcută inegaliatea 1e 10 , trebuie să se prevadă arcuri cu pas variabil nk sau arcuri conice. 227
Fig.13.17. Schema de calcul a săgeţii de încovoiere a arborelui cu came.
13.4.6. 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. Această forţă se compune din forţa arcurilor Fr redusă la tachet, forţa de inerţie la începutul deschiderii Fjmax şi forţa gazelor Fg care acţionează din cilindru asupra supapei, toate reduse la tachet. Pentru camele în arce de cerc forţa de inerţie Fj1 şi forţa totală la tachet FT au valoarea
maximă la începutul deschiderii supapei. La camele cu profil ce asigură o acceleraţie continuă, la începutul deschiderii supapei forţa de inerţie este nulă şi forţa totală FT are valoare maximă pentru poziţia camei corespunzătoare acceleraţiei maxime pozitive a supapei. Forţa maximă de inerţie va fi: (13.74) Fj1 md j1max max
Forţa gazelor se calculează pentru diferenţa de presiune care acţionează asupra supapei: de2 Fg ( p pe ) (13.75) 4 unde de - diametrul exterior al supapei de evacuare; p - presiunea din cilindru pentru poziţia dată a camei; pe - presiunea în conducta de evacuare. Presiunea p se poate lua pentru calcule prealabile în limitele (4…7)daN/cm2, iar pentru calcule de verificare se determină de pe diagrama indicată. Forţa sumară care acţionează pe camă este: l FT ( Fr Fjmax Fg ) s (13.76) lT Eforturile unitare de strivire pe suprafeţele de lucru ale camei tachetului se calculează cu următoarele formule: -pentru tachet plan F E 0,418 T (13.77) br -pentru tachet cu rolă F E 1 1 0,418 T ( ) (13.78) b r rr unde
b - lăţimea camei; 228
Fig.13.18. Schema de calcul a tachetului pentru verificarea presiunii specifice. r - raza de curbură a profilului camei în punctul de tangenţă cu tachetul; rr - raza rolei tachetului. Efortul unitar de strivire pe vârful camei se determină pentru diferenţa dintre forţa arcului Fr şi forţa de inerţie la acceleraţia maximă negativă Fj2 , rezultantă, redusă la tachet, adică: FT ( Fr Fj2 ) max
ls lT
(13.79)
daN cm 2 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 13.17. Săgeata de încovoiere se determină cu relaţia următoare: F l 2 (1 l ) 2 (13.80) f 6,8 T 1 4 1 4 E l (d ) Se admit săgeţi f = ( 0,05…0,10 ) [mm]. Solicitarea de torsiune de la fiecare camă, atinge de obicei valoarea maximă la sfârşitul primei perioade de ridicare a supape, când punctul de tangenţă este cel mai îndepărtat de axa tachetului. Schema de calcul este prezentată în figura 13.18. Relaţia cu care se poatre calcula momentul maxim pentru o camă este: l Mmax ( Fr Fj1 ) max s OB1 (13.81) lT Rezistenţele admisibile la strivire sunt ( 600012000)
La determinarea momentului maxim de torsiune pentru întregul arbore
M
max
trebuiesc
însumate momentele care acţionează în aceleşi timp la toate camele. Pentru aceasta se construieşte curba de variaţie a momentului de torsiune pentru o camă iar apoi se decalează conform ordinii de aprindere această variaţie pe lungimea arborelui cu came şi se calculează Mmax . Eforturile unitare de torsiune se calculează astfel: 16 Mmax 4 d 3 (1 4 ) d 229
(13.82)
daN . cm 2 Calculul tachetului constă în verificarea presiunii specifice pe suprafaţa laterală. Acelaşi calcul se efectuează şi pentru tachetul mecanismului cu acţionare directă (în cap), a camei. Această presiune specifică se calculează cu relaţia: 6 Mmax (13.83) qmax d0 l 2 Valoarea maximă admisă este <=100daN/cm2. Tija împingătoare se verifică la flambaj cu relaţia lui Euler: 2 Fcr E Itija (13.84) n 2 Ftija Ftija ltija Rezistenţele admisibile sunt (12001300)
n=(2..3) reprezintă coeficientul de siguranţă la flambaj; Fcr - forţa critică; Ftija - forţa care acţionează asupra tijei; Itija - momentul de inerţie ecuatorial al secţiunii transversale a tijei; ltija - lungimea tijei. Capetele tijei se verifică la strivire cu următoarea relaţie: 1 1 0,388 3 Ftija E 2 ( ) 2 r1 r2
unde
(13.85)
r1 - raza capătului sferic; r2 - raza locaşului sferic; daN 2000 2 . cm Capetele tijei se mai verifică şi la presiunea specifică, respectiv: Ftija (13.86) q At unde At- proiecţia suprafeţei de sprijin a capului tijei pe un plan perpendicular pe axa unde
tijei.
q <= ( 800…1000 )daN/cm2. Calculul culbutorului constă în verificarea la încovoiere, forfecare, strivire şi presiune specifică. Suprafaţa de contact dintre cubutor şi tija supapei se verifică la strivire cu următoarea relaţie: l E 0,418 FT T (13.87) ls b r l unde FT T - forţa maximă care acţionează la supapă; ls b - lăţimea suprafeţei de contact dintre tija supapei şi culbutor; r - raza de curbură a suprafeţei cilindrice a culbutorului; daN La strivire de admite 2000 2 . cm Bucşa culbutorului se verifică la presiunea specifică şi se admite: daN qbucsa 800 2 cm daN Arborele culbutorilor se verifică la încovoiere şi forfecare şi se admite 900 2 şi cm daN i 1500 2 . cm 230
231
14. PROIECTAREA INSTALAŢIEI DE RĂCIRE 14.1 Principii de proiectare a instalaţiei de răcire cu lichid Instalaţia de răcire are rolul de a prelua, transporta şi transmite mediului înconjurător o parte din căldura dezvoltată în cilindrii motorului pentru a menţine un regim termic optim a pieselor motorului. Performanţele de durabilitate ale motorului sunt influenţate de oscilaţiile regimului termic al pieselor mecanismului motor faţă de valoarea optimă. Astfel, la temperaturi scăzute ale pereţilor camerei de ardere şi cilindrilor combustibilul poate condensa şi spăla pelicula de ulei accentuând procesele de uzură; la temperaturi ridicate rezistenţa mecanică a piselor se diminuează, în plus pelicula de ulei poate fi distrusă prin ardere şi dacă se asociază şi cu creşterea dilatării pieselor se poate ajunge la gripajul cuplei cinematice, cilindru-piston. La proiectarea instalaţiei de răcire la MAS, se adoptă acele soluţii constructive prin care se poate menţine o temperatură relativ constantă cămăşilor de cilindru pentru a asigura o funcţionare corectă a grupului cămaşă-segment-piston. Intensitatea răcirii chiulasei se stabileşte din condiţia asigurării unui coeficient de umplere ridicat şi a unor pierderi minime prin răcire. Performanţele de putere şi economicitate sunt mai bune la motoarele la care se asigură intensităţi de răcire mai ridicate ale chiulasei în raport cu cilindrul, de asemenea apare şi o diminuare a nivelului unor
Fig.14.1. Schema instalaţiei de răcire deschisă a) circuitul scurt deschis; b) circuitul scurt închis 231
componente nocive din gazele de evacuare. La proiectarea instalaţiei de răcire la MAC, intensitatea răcirii chiulasei se stabileşte din condiţiile de rezistenţă a materialelor camerei de ardere şi supapelor, precum şi pentru a se asigura ungerea tijelor supapelor. Intensitatea răcirii cilindrilor se stabileşte din condiţia asigurării unei bune ungeri a grupului cilindru-segment-piston, deoarece este de preferat ca pereţii cilindrilor să fie menţinuţi la un regim termic mai ridicat pentru a se asigura formarea amestecului aercombustibil la diferitele regimuri de funcţionare ale motorului. Indiferent de tipul motorului instalaţia de răcire trebuie să răspundă următoarelor cerinţe: a) Să asigure desfăşurarea proceselor de schimb de gaze cu pierderi minime; b) La toate regimurile de funcţionare ale motorului şi condiţiile climaterice şi de drum să asigure un regim termic optim; c) Consum mic de putere pentru antrenarea diverselor elemente; d) Siguranţă şi durabilitate în funcţionare; e) Construcţie simplă cu dimensiuni de gabarit cât mai reduse; Instalaţia de răcire cu lichid trebuie să valorifice fenomenele naturale care însoţesc procesul de evacuare a căldurii. Sensul circulaţiei forţate a lichidului de răcire trebuie ales în aşa fel încât să nu se opună circulaţiei acestuia prin termosifon. Circulaţia lichidului nu trebuie să împiedice deplasarea ascendentă a bulelor de vapori sau de aer datorate aspiraţiei lui prin neetanşeităţi. Traseele de curgere a lichidului nu trebuie să permită formarea de pungi de vapori şi de aer în cămăşile de răcire din bloc, chiulasă, racorduri, carcasa pompei, deoarece poate produce dezamorsarea circuitului provocând în cazul blocului şi chiulasei supraîncălziri locale, urmate de uzuri, fisuri şi perturbări ale proceselor din cilindri. Instalaţia de răcire trebuie concepută în aşa fel încât să poată fi golită în totalitate de lichid. Amplasarea circuitului de alimentare a pompei de lichid trebuie să asigure preluarea lichidului răcit (de la partea inferioară a radiatorului) pentru a se evita aspirarea vaporilor produşi în cămăşile din bloc şi chiulasă care determină reducerea debitului pompei şi a durabilităţii ei.
Fig.14.2. Schema instalaţiei de răcire închisă 232
Fig.14.3. Schema instalaţiei de răcire pentru autoturism dotat cu MAC Există tendinţa de a se renunţa la introducerea lichidului direct în cămăşile din blocul cilindrilor, deoarece favorizează răcirea pronunţată a cămăşilor cilindrilor la unele regimuri de funcţionare. La unele construcţii lichidul de răcire este introdus în chiulasă numai o mică cantitate trecând în cămăşile din bloc, iar restul este returnat spre radiator, în acest caz cămăşile de răcire ale blocului nu sunt înseriate în circuitul principal al lichidului,circulaţia lichidului în cămăşile de răcire ale blocului se realizează datorită aspiraţiei acestuia printr-o mică fereastră plasată în zona pompei de apă, lichidul se introduce direct în pompă şi nu în radiator.
Fig.14.4. Schema radiatorului
Fig.14.5.Schema de realizare ale corpului activ 233
Fig.14.6. Pompa de lichid 1-rotorul pompei; 2corpul pompei; 3-garnitura de etanşare.
Fig.14.7.Pompa de lichid cu rulment special Schemele de aranjare a instalaţiei de răcire sunt prezentate în figurile 14.1., 14.2., 14.3.
14.1.1 Radiatorul Preluarea căldurii de la lichidul de răcire şi transmiterea acesteia mediului ambiant se realizează prin intermediul radiatorului. Pentru a realiza transferul de căldură radiatorul trebuie să dispună de o mare suprafaţă (15…25 m2). Constructiv radiatorul este compus din corpul de răcire 5, două bazine colectoare 2,7 (unul la intrarea lichidului altul la ieşire) racordurile de intrare şi ieşire, buşonul de umplere, robinet de golire şi alte accesorii (fig.14.4.) Corpul de răcire se realizează în general din tuburi şi plăci (fig.14.5,a) şi tuburi şi benzi (fig.14.5,b.) şi tuburi lamelare (fig.14.5,c). Pentru a se asigura radiatorului rezistenţa necesară pe suprafeţele dintre benzi se lipesc
Fig.14.8 Pompa de lichid dublă 234
Fig.14.9. Garnituri de etanşare a) cu fixare în carcasă; b) cu fixare pe arbore plăci rigide din oţel.
14.1.2 Pompa de lichid Pompa de lichid are rolul de asigura recircularea lichidului în sistemul de răcire, şi se utilizează în general pompa de tip centrifugal. Presiunea necesară acestor pompe este de 0,035...0,15 MPa. Asigurarea unei circulaţii în bune condiţiuni prin canalizaţii se realizează la o presiune de 0,03...0,05 MPa, în realitate se caută ca presiunea din sistemul de răcire să fie mai mare cu 0,08...0,1 MPa faţă de necesar pentru a împiedica formarea vaporilor în anumite puncte ale instalaţiei de răcire. Pompa de apă este acţionată de la arborele cotit al motorului printr-o transmisie cu curea, raportul de transmitere fiind de 0,8…1,95. Construcţia pompei de lichid este simplă (fig.14.6. şi fig.14.7.) putând apărea şi diferite diferenţe impuse de condiţiile de amplasare ale acesteia pe motor. Arborele pompei se montează pe rulmenţi obişnuiţi sau pe rulmenţi speciali. Pentru etanşarea lagărelor rotorului se utilizează garnituri speciale (fig.14.9.) unde: 1-inel de alunecare; 2-şaibă de presare; 3-arc; 4-carcasă; 5cămaşa de etanşare; 6,7-carcasă; 8-inel de fixare; 9-inel de etanşare; 10-inel de frecare. La proiectare se pot adopta datele orientative prezentate în tabelul 14.1. Tabelul 14.1. Dimensiuni ale inelelor de etanşare Dimensiunea 13x30x15 17x35x16 22x42x18 27x27x19 12x26x16 14x28x16 16x33x18 18x36x18 20x38x18
Diametrul arborelui
Diametrul exterior
Lungimea de montaj
d [mm] 12 16 20 25 12 14 16 18 20
D [mm] 30 35 42 47 26 28 33 36 38
L [mm] 15±0,75 16±0,75 18±0,75 19±0,75 16±0,50 16±0,50 18±0,50 18±0,50 18±0,50
235
Diametrul inelului de alunecare
d1 [mm] 21 26 32,5 38 21 23 26 28 31
24x43x20
24
43
20±0,50
35
14.1.3 Ventilatorul Intensificarea circulaţiei aerului prin radiator este realizată cu ajutorul ventilatorului. Se utilizează ventilatoare de tip axial fig.14.10. Paletele ventilatorului au un anumit profil sau sunt înclinate sub un unghi de atac de 40...50o în aşa fel încât să se asigure aspiraţia aerului cu pierderi minime de lovire. Unghiurile de ieşire ale profilului paletelor sunt în general de 350. Lăţimea paletelor este de 30…70mm, iar grosimea tablei din care se ambutisează este de 1,25…1,8 mm. Diametrul exterior se plasează în limitele 0,3…0,7m. Se utilizează ventilatoare cu patru sau şase palete cea mai largă răspândire având-o însă ventilatoarele cu patru palete asezate perpendicular sau în X (70o respectiv 1100). Antrenarea ventilatorului se poate realiza de aceeaşi curea cu pompa de lichid dacă este plasat pe rotorul pompei sau cu o transmisie separată. În ultimul timp se practică utilizarea unor cuplaje care permit funcţionarea ventilatorului numai când este necesar. Sau antrenarea printr-un motor electric.
Fig.14.10. Construcţia şi amplasarea ventilatorului 236
14.2 Calculul instalaţiei de răcire cu lichid 14.2.1 Calculul fluxului de căldură preluat de instalaţia de răcire Pentru a realiza în procesul de proiectare a unei dimensionări corecte al elementelor instalaţiei de răcire trebuie să se determine fluxul de căldură preluat de instalaţia de răcire. Acestea se determină din ecuaţia de bilanţ termic al motorului: (14.1) Q d Q e Q r Q ev Q rez [kJ/h]1 unde: Q d 2 - fluxul de căldură disponibil obţinut prin arderea amestecului carburant; Q 3 - fluxul de căldură transformat efectiv în lucru mecanic; c
Q r 4 - fluxul de căldură preluat de instalaţia de răcire; Q 5 - fluxul de căldură evacuat cu gazele arse; ev
Q rez 6 - fluxul de căldură rezidual al bilanţului energetic. Împărţind membrul drept al ecuaţiei de bilanţ cu membrul stâng, se obţin fracţiunile de căldură, din cea disponibilă (14.2) 1 f e f r f ev f rez 7 În ecuaţia (14.2) termenul fr reprezintă fracţiune de căldură preluată de instalaţia de răcire. În calculele de proiectare fr=23…35% la MAS şi fr=20…30% pentru MAC. Valorile din zona superioară a intervalului indicat se adoptă în cazul motoarelor supraalimentate. Fluxul de căldură preluat de lichidul de răcire se poate determina cu relaţia: 3 (14.3) Q r f r Pe ce Qi 10 [kJ/h]8 sau
Q =
1 f Pe ce Qi [W]9 3,6 r
unde: Pe - puterea efectivă [kW]; ce - consumul specific de combustibil, [g/kW.h]; Qi - puterea calorică inferioară a combustibilului [kJ/kg].
14.2.2 Calculul radiatorului La majoritatea radiatoarelor lichidul circulă vertical iar aerul pe orizontală, la autoturisme în special este posibil ca şi lichidul să circule pe direcţie orizontală. Evoluţia temperaturilor aerului şi lichidului la intrarea şi ieşirea din radiator rezultă din figura 14.11. unde s-au folosit următoarele notaţii: til, tel - temperatura lichidului la intrarea respectiv la ieşirea din radiator; tia, tea - temperatura aerului la intrarea respectiv la ieşirea din radiator. La un regim staţionar, căldura preluată de radiator de la lichid este egală cu cea cedată de acesta aerului. Folosind notaţiile din figura 14.11. se calculează următorii parametrii: 1 tma tia tea 10 (14.4) 2 1 tml til tel 11 (14.5) 2 şi tm tml tma 12 237
unde: tma, tml - temperatura medie a aerului respectiv lichidului în radiator; tm - diferenţa medie de temperatură între lichid şi aer. Pentru proiectare se pot adopta următoarele valori ale temperaturilor: tia = 40…45oC; tea = tia + (10…12)oC; til = 85…115oC; tel = til+ (4…7)oC. Se pot scrie următoarele ecuaţii pe baza schemei prezentate în figura 14.12. Q r 1 A1 tml tc1
Q r A1 tc1 tc 2 13
(14.6.)
Q r 2 Aa tc 2 tma
unde: Al, Aa - ariile suprafeţelor în contact cu lichidul, respectiv cu aerul [m2]; tc1, tc2-temperaturile medii ale pereţilor tubului [K]; - coeficientul de conductibilitatea termică a tubului; - grosimea peretelui tubului [m], 1,2 - coeficienţii de transmitere a căldurii de la lichid la pereţii tubului respectiv de la radiator la aer. Pentru a transmite fluxul de căldură Q r 14 mediului înconjurător este necesară aria suprafeţei de schimb de căldură în contact cu aerul, dată în relaţia: Q r 15 (14.7) Aa Krad tm unde: krad - coeficientul global de schimb de căldură a radiatorului 1 [kJ/m2hK]16 (14.8) Krad 1 1
1
2
Aa Al 17- coeficient de nervurare
Fig.14.11.Variaţia temperaturii aerului şi lichidului la intrarea şi ieşirea din radiator
Fig.14.12.Schema de calcul a radiatorului 238
În calculele de proiectare se pot adopta următoarele valori: 1 = (25…33).103 [kJ/m2hK]; 2 = (85…500) 103 [kJ/m2hK]; = (0,10…0,25) mm; Cu = 1380 [kJ/mhK];Alama = 375 [kJ/mhK]; Al = 730 [kJ/mhK]; OL = 160 [kJ/mhK]; = 7…10. Debitul de lichid V l 18 care trebuie să treacă prin radiator pentru a transmite fluxul de căldură Q r 19 este dat de relaţia: Q r [m3/s]20 (14.9) Vl l c pl tl unde: l - densitatea lichidului; cpl - căldura specifică a lichidului la presiune constantă (cpl = 4,185 kJ/kgK - apă; cpl = 2,9 kJ/kgK etilenglicol); tl - căderea de temperatură a lichidului în radiator [K]. Numărul de tuburi "it" ale radiatorului se determiă admiţând că lichidul curge prin tuburile radiatorului cu o viteză cuprinsă wl = 0,4…0,8 m/s, Vl 21 (14.10) it At wl unde: At - aria secţiunii transversale de curgere a unui tub. Suprafaţa de răcire în contact cu lichidul este: (14.11) Al it pert hrad [m2]22 unde: pert - perimetrul interior al tubului; hrad - înălţimea radiatorului. La calculul radiatorului pe baza calculelor statistice pot adopta următoarele valori Aa/Pe = (0,15…0,20) [m2/kW] - pentru autoturisme şi (0,20…0,36) [m2/kW] - pentru autocamioane. Capacitatea instalaţiei de răcire Vl se determină ţinând seama că numărul de treceri ale lichidului prin circuit trebuie să fie zt = 10…20 treceri/minut V Vl l [m3]23 (14.12) zt Ţinând seama de puterea motorului la construcţiile actuale sunt utilizate următoarele valori: Vl/Pe = (0,11…0,22) [l/kW] pentru autoturisme şi Vl/Pe = (0,18…0,36) [l/kW] pentru autocamioane. Coeficientul de compactitate, este un criteriu de apreciere al perfecţiunii construcţiei radiatorului, el se defineşte prin relaţia: Aa [m2 / m3] 24 (14.13) com Af lrad unde: Af- aria suprafeţei frontale a radiatorului; lrad- grosimea corpului de răcire. La construcţia actuală com = 900…1300 [m2/m3].
14.2.3 Calculul ventilatorului Calculul ventilatorului ţine seama de calculul radiatorului. Debitul de aer necesar pentru răcirea radiatorului se calculează cu relaţia: 239
Q r (14.14) [m3 / s] 25 3600 a ca ta unde: a- densitatea aerului la temperatura şi presiunea mediului ambiant; ca - căldura specifică a aerului (la temperatura de 50…550C, ca= 1,050 [kJ/kgK]; ta - încălzirea aerului în radiator ( ta= 20…300C). Debitul de aer pe care trebuie să-l asigure ventilatorul se verifică pe baza ecuaţiei de debit (14.15) Va Afl wa [m3 / s] 26 Va
în care: Afl - aria suprafeţei frontale libere a radiatorului care este mai mică decât aria suprafeţei frontale Af a radiatorului din cauza nervurilor şi ţevilor de apă Afl = l.Af, unde l = 0,60…0,85 şi reprezintă coeficientul suprafeţei libere a radiatorului; wa - viteza aerului la intrarea în radiator (wa = 9…13 m/s, când se ia în considerare şi viteza de deplasare a autovehiculului; wa = 6…9 m/s când nu se ia în considerare viteza de deplasare a autovehiculului). Calculul ventilatorului se porneşte de la debitul de aer necesar răcirii V a 27 şi de la căderea de presiune în circuitul de aer pa. (14.16) pa par pam [Pa] 28 unde: par - căderea de presiune în radiator; pam- căderea de presiune în montajele anexe (mască, jaluzele,carcasă intermediară, etc), pam = (0,35…1,10).par. Căderea de presiune a circuitului de aer este cuprinsă între 60…100 kPa. Puterea necesară antrenării ventilatorului se determină cu relaţia: V pa (14.17) Pv a [W] 29
v
unde: v - randamentul ventilatorului (v=0,55…0,65 pentru palete profilate turnate şi v=0,32…0,40 pentru palete ştanţate). Tabelul 14.2. Date constructive pentru calculul ventilatorului Parametrul Date constructive 1.Diametrul ventilatorului, în m 0,3…0,7 2.Lungimea paletei, în mm 120…280 3.Lăţimea paletei, în mm 30…70 4.Grosimea paletei, în mm 1,25…1,80 5.Viteza periferică a elicei, în m/s 80…110 6.Unghiul de înclinare, dintre planul radiatorului şi planul paletei, în grade: - pentru palete drepte 40…45 - pentru palete convexe 35…40 7.Distanţa de la muchia elicei la radiator, în mm 8…40 8.Jocul relativ al elicei cu carcasa 0,015…0,060 9.Viteza curelei, în m/s 10…30 10.Raportul de transmitere de la arborele cotit 0,95…1,50 11.Număr de palete 2…6 12.Căderea totală de presiune în circuitul de aer, în kPa 60…100 103 Va pa 13.Puterea ventilatorului, în kW P v
v
Viteza periferică a ventilatorului se calculează în funcţie de căderea de presiune impusă 240
acestuia (14.18) u 2,8 1 pa [m / s] 30 în care: 1 - coeficient ce depinde de forma paletelor (1 = 2,8…3,5 pentru palete plane; 1 = 2,2…2,9 pentru palete curbe profilate). Diametrul ventilatorului axial se calculează cu următoarea formulă: V (14.19) Dv 1,3 a [m] 31 wv unde: wv - viteza aerului în ventilator (wv =13….30 m/s). În aceste condiţii turaţia ventilatorului va fi: 60 u (14.20) nv [min-1] 32 Dv În tabelul 14.2. se prezintă date constructive utilizabile la proiectarea şi calculul ventilatorului.
14.2.4 Calculul pompei de lichid Circulaţia lichidului de răcire în instalaţia de răcire se realizează prin intermediul pompei de lichid. Pompa de lichid trebuie să realizeze o cădere de presiune "pp" suficientă pentru a învinge rezistenţele hidraulice la deplasarea forţată a lichidului. Tabelul 14.3. Valori ale căderii de presiune în circuit Porţiunea de circuit Căderea de presiune [m H2O] Conducta de legătură 0,75…1,25 Cămaşa de apă din bloc 1,25…1,50 Radiator 2,00…2,50 TOTAL 4,00…5,25 (uneori chiar 12,00) Radiatorul introduce mai mult de jumătate din rezistenţele hidraulice şi există pericolul ca în cazul în care tuburile de apă se înfundă, presiunea lichidului să fie mai mică decât presiunea de vapori. În acest caz apare fenomenul de cavitaţie, urmat de formarea de bule de vapori care în
Fig.14.13.Schema de calcul a pompei de lichid 241
regimuri de presiuni mari sunt comprimate brusc, provocând şocuri care deteriorează mai ales pompa. Prevenirea fenomenului de cavitaţie se realizează dacă presiunea lichidului la intrarea în pompă "p" este mai mare decât presiunea de vapori "pcav" şi satisaface relaţia: (14.21) pcav p pcav 1,44,0 [mH2O] 33 Pompa de lichid este centrifugă cu un rotor cu palete drepte sau curbate înapoi (fig.14.13). Debitul teoretic al pompei este dat de relaţia: V (14.22) Vlt l 34
h
unde: V l 35 - debitul lichidului de răcire; h - randamentul volumetric al pompei ( h = 0,8…0,9). Pentru calculul rotorului se porneşte de la mărimile reprezentate în figura secţiunii de intrare a lichiului în canalele rotorului pompei se determină luând în debitul teoretic ce trebuie vehiculat de pompă Vlt 36 r12 r02 60 103 cl unde: c1 - viteza lichidului la intrarea în pompă (c1 = 1,0…2,5 m/s); ro - raza butucului rotorului [m]; r1 - raza de intrare a lichidului în reţeaua de palete [m]. Vlt r1 r02 [m] 37 4 18,85 10 cl
14.13. Aria considerare (14.23)
(14.24)
La construcţiile existente numărul de palete z = 4…8, şi ele sunt profilate în aşa fel ca la intrarea lichidului în canalele rotorului să nu apară pierderi prin lovire. La proiectare se adoptă unghiurile de intrare în limitele 1 = 900 şi 1 = 40…550. Calculul razei exterioare al rotorului r2 se realizează pe baza vitezei tangenţiale u2 care este exprimată prin relaţia: p p (14.25) u2 1 tg 2 ctg 2 [m / s] 38 p unde: p - randamentul pompei ( p = 0,2…0,4); - densitatea lichidului. Unghiurile vitezelor la ieşire se aleg între următoarele limite 2 = 8…120 şi 2 = 35…500. Raza maximă a rotorului rezultă: 30 u2 r2 39 (14.26) np
np- turaţia rotorului pompei [min-1]. La construcţiile existente valorile pentru razele r1 şi r2 se găsesc în limitele; r1 = 17…35 mm, r2 = 30…55 mm. Lăţimea paletelor la intrare şi ieşire se determină în funcţie de debit: V l t b1 z 3 60 2 r1 c1 10 sin 1 [m3]40 (14.27) V lt b2 z 3 60 2 r2 cr 10 sin 2 unde: - grosimea paletelor; = (3…5).10-3 m; 242
cr -componenta radială a vitezei absolute c2 la ieşirea din rotor (cr = c2.sin 2). Lăţimile calculate trebuie să se înscrie în limitele b1 = 12…35 mm şi b2 = 10…25 mm. Puterea absorbită de pompa de lichid se determină cu relaţia: p V (14.28) Pp 103 p l t [kW] 41
p
3
dacă V l t 42 se exprimă [m /s]; pp în [N/m2].
Valorile calculate sunt acceptabile dacă se înscriu în limitele Pp = (0,005…0,010)Pe.
14.3 Principii de proiectare a instalaţiei de răcire cu aer Instalaţia de răcire cu aer are aplicaţii mai restrânse la motoarele pentru autovehicule din următoarele considerente: MAS răcit cu aer cu acelaşi raport de comprimare ca la motorul răcit cu lichid prezintă o mai mare înclinaţie la detonaţie datorită regimului termic superior. De asemenea nu se pot atinge parametrii energetici superiori din cauza temperaturii ridicate a pereţilor camerei de ardere şi instabilităţii termice a lubrifianţilor utilizaţi. La aceeaşi putere motorul răcit cu aer are un gabarit superior faţă de motorul răcit cu lichid. Motorul răcit cu aer este mai zgomotos şi puterea preluată de ventilatorul instalaţiei este superioară puterii preluate de instalaţia răcirii cu lichid. La motoarele de motocicletă mici, răcirea se realizează fără ventilator, circulaţia aerului fiind asigurată de deplasarea motocicletei. Motoarele de cilindree mare pentru autoturisme, autocamioane, etc. răcirea cu aer este asigurată printr-un ventilator axial (fig.14.15) sau centrifugal (fig.14.14). Antrenarea ventilatorului cu ajutorul unei turbine cu gaze arse, pe lângă faptul că asigură autoreglarea răcirii funcţie de sarcină, elimină consumul de lucru mecanic de la arborele cotit.
14.4 Calculul instalaţiei de răcire cu aer 14.4.1 Calculul sistemului de nervurare Proiectarea instalaţiei de răcire cu aer are în vedere că eficacitatea instalaţiei de răcire depinde de profilul aripioarelor de răcire (fig. 14.16). Se pot adopta diferite profile ale aripioarelor de răcire:
Fig.14.14.Schema ventilatorului centrifugal
Fig.14.15.Scheme de ventilatoare axiale 243
a) profil parabolic; b) profil triunghiular; c) profil trapezoidal; d) profil dreptunghiular. Calculul se prezintă pentru nervura dreptunghiulară ale cărei elemente geometrice şi funcţionale sunt: d - grosimea nervurii; h- lungimea nervurii; s - pasul de nervurare; z - numărul de nervuri; Dv - diametrul vârfului nervurii; De - diametrul exterior al cilindrului; Ls - lungimea de nervurare; So - mărimea golului dintre nervuri; j - distanţa dintre nervurile a doi cilindrii alăturaţi (fig.14.17 şi 14.18). Se pot adopta dimensiunile prevăzute în tabelul 14.3. Tabelul 14.3 Dimensiunile aripioarelor de răcire Material Grosime s Pas t Lungime l [mm] [mm] [mm] Oţel
0,8…1,0
3
15…25
Aliaj de Aluminiu
1,6…2,0
4…5
40…80
3,5…4,0 jos 1,5…2,2
8…10
35…50
Fontă
Calculul elementelor geometrice şi funcţionale ale nervurilor se desfăşuară în modul următor: 1 - Lungimea de nervurare; (14.29) Ls z s b S 43 unde: b - coeficient (b=1,0…1,3); S - cursa pistonului 2 - Aria teoretică a nervurilor în contact cu aerul: 2 De 2 h De2 Dv2 De2 * 44 (14.30) As z 2 2 z 4 4
244
Fig.14.16. Caracteristici constructive ale nervurii la răcirea cu aer 3 - Aria reală a nervurilor în contact cu aerul: As As* 45 unde: - factor de formă ( = 0,5…0,7) 4 - Aria exterioară a cilindrului în contact cu aerul: Ae De Ls z 46 5 - Aria totală de schimb de căldură: 2 2 De 2 h De At As Ae z De Ls s 47 2 6 - Aria de curgere a aerului printre doi cilindri: A0 2 z s0 h 0,5 j 2 z s h 48 7 - Debitul de aer necesar pentru răcirea unui cilindru: Q cil Vacil 49 a c pa te ti
(14.31)
(14.32) (14.33) (14.34) (14.35)
unde: ti - temperatura aerului la intrarea între cilindri (ti to = 35…400C); te - temperatura aerului la ieşire (te= 80…1000C); a - densitatea aerului determinată pentru temperatura medie; Q cil 50 - fluxul termic ce trebuie preluat de la cilindru prin sistemul de nervuri; Q r 51 (14.36) Q cil 1,41,6 i Q 52 - fluxul de căldură ce trebuie preluat de instalaţia de răcire; r
i - numărul de cilindri ai motorului p a 0 53 R Ta
(14.37)
T a 54 - temperatura medie a aerului ( T a Ti Te 2 55 ) 245
Fig.14.17.Elementele dimensionale de calcul ale nervurii
Fig.14.18.Elemente dimensionale care intervin la calculul nervurilor a doi cilindri alăturaţi
8 - Viteza de curgere a aerului prin nervuri V a wa cil 2060 [m / s] 56 A0 9 - Aria totală de schimb de căldură Q cil 57 A cce tmpe tma
(14.38)
(14.39)
unde: tmpe - temperatura medie a peretelui exterior al cilindrului (tmpe = 140…1600C); 0 t ma = T a 58- temperatura medie a aerului (tma=60…70 C); cce - coeficientul de convecţie echivalent: A A (14.40) cce Cc E s e 59 At At în care: cc
0,8 c wa 150
d
0, 2 e
kJ s0 2 m hK 60
h s de 2 h s h tg h 2 Bi s E 61 h 2 Bi s
Bi Cc
(14.41)
(14.42)
62 s
(14.43)
unde: cc - coeficient de convecţie; de - diametrul echivalent; E - eficienţa nervurii (E=0,4…0,9); Bi - criteriul lui Biot; s - coeficient de conductibilitate (s = 210 kJ/m.h.k - pentru fontă; s = 730 kJ/m.h.k - pentru aluminiu). 10 - Căderea de presiune între carcasă şi mediul ambiant: p p1 p2 63 (14.44) în care: 246
p1 cil a wa2 p2
a wa2
64
(14.45)
2 unde: p1 - rezistenţa gazodinamică a nervurii; cil = 2…4; wa 65 - viteza medie a aerului prin nervurare; p2 - căderea de presiune la ieşirea prin nervuraţie. 11 - Puterea de antrenare a ventilatorului aferentă unui cilindru 1 Pv Vacil p 66
v
unde: v - randamentul ventilatorului ( v = 0,6…0,8)
247
(14.46)
15. PROIECTAREA INSTALAŢIEI DE UNGERE 15.1 Principii de proiectare a instalaţiei de ungere Funcţionarea motorului cu ardere internă se caracterizează prin existenţa mai multor suprafeţe aflate sub sarcină şi în mişcare relativă unele faţă de altele, în aceste condiţii este necesar pentru a diminua frecările dintre suprafeţe. Deci, să se introducă între acestea un fluid care să adere la suprafeţe, să fie vâscos ca prin presiunea internă care ia naştere să menţină suprafeţele la o anumită distanţă. Lubrifiantul prezent între suprafeţele în mişcare relativă trebuie să îndeplinească următoarele funcţii: Funcţia mecanică. Uleiul trebuie înainte de toate să ungă asamblajul, adică să formeze între cele două suprafeţe o peliculă de ulei pentru a evita contactul metal pe metal. Funcţia termică. Uleiul are ca rol secundar limitarea temperaturii în anumite organe care nu pot fi răcite prin alte procedee. Funcţia chimică. Uleiul trebuie să asigure funcţionarea corectă atât a părţilor calde ale motorului cât şi a părţilor reci; să asigure protecţia împotriva coroziunii datorate umidităţii şi acizilor care apar în urma arderii; să asigure evacuarea impurităţilor. Pe lângă aceste funcţii, uleiul prezent în ansamblul piston-segmenţi-cămaşa cilindrului îndeplineşte şi rolul de element de etanşare. Condiţiile de lucru ale motorului cu ardere internă impun următoarele cerinţe uleiului din sistemul de ungere: oncţuozitate optimă; variaţie redusă a viscozităţii funcţie de temperatură; stabilitate chimică ridicată; să împiedice aglomerarea particulelor rezultate în urma arderii; să fie filtrabil; să posede o temperatură de congelare cât mai redusă. Ungerea suprafeţelor diferitelor piese ale motorului este influenţată în principal de rolul lor funcţional şi de condiţiile de lucru (sarcină şi viteză). După modul cum uleiul este adus la suprafeţele în frecare, ungerea se poate realiza sub presiune, prin stropire cu jet de ulei; prin ceaţă de ulei sau mixt. Motoarele pentru autovehicule utilizează ungerea mixtă unde anumite componente (lagărele, bolţul, tacheţii hidraulici, etc.) se ung cu ulei sub presiune, altele (cilindrul, pistonul, camele, supapele, etc.) se ung prin ceaţă de ulei sau prin stropire cu jet. După locul unde este plasat uleiul de ungere sistemul de ungere poate fi cu "carter umed", în care caz uleiul se află depozitat în baia plasată la partea inferioară a motorului sau cu "carter uscat" la care uleiul se află depozitat într-un rezervor special plasat în afara motorului. În figura 15.1. se prezintă schema sistemului de ungere cu carter umed. Sistemul cuprinde circuitul principal cu: pompa de ulei 1 cu sorbul 2 care aspiră uleiul din baia de ulei 13 şi îl refulează prin intermediul conductei 3 către filtrul de curăţire brută 4, după care este trimis în magistrala de ulei 5. Din magistrala de ulei, uleiul este distribuit prin conducte la lagărele paliere iar prin intermediul canalizaţiei existente în arborele cotit la lagărele fusurilor manetoane. La anumite construcţii ungerea bolţului se poate realiza sub presiune printr-un canal care străbate biela în lungul ei. Motoarele cu solicitări termice intense şi cu turaţie moderată pot utiliza acest circuit pentru răcirea pistoanelor. Lagărele arborelui cu came şi axul culbutor 11 sunt alimentate cu ulei prin intermediul conductelor 7. Oglinda cilindrului, camele şi supapele sunt unse prin stropire cu jet şi ceaţă de ulei. La circuitul principal al sistemului de ungere se poate anexa în paralel un filtru de curăţire fină 8. Prin acest filtru trece 10-15% din debitul de ulei al instalaţiei de ungere, după care uleiul se 247
Fig.15.1.Schema instalaţiei de ungere mixtă cu carter umed întoarce în baie sau în circuitul principal contribuind la regenerarea uleiului. Menţinerea temperaturii în limite acceptabile se realizează prin introducerea în paralel cu circuitul principal a schimbătorului de căldură 17. Sistemul de ungere este prevăzut cu supape de siguranţă la pompa de ulei pentru evitarea suprapresiunilor, la filtru pentru a permite trecerea uleiului spre locurile de ungere când acesta este
Fig.15.2.Răcirea pistonului cu jet de ulei printr-un orificiu calibrat plasat la nivelul lagărelui palier
Fig.15.3 Răcirea pistonului cu jet de ulei printr-un orifi-ciu plasat în picio-rul bielei 248
Fig.15.4. Pompa de ulei cu angrenare exterioară: 1roata conducătoare; 2-roata condusă; 3-frezare; Aspaţiul de aspiraţie; Rspaţiul de refulare.
îmbâcsit, şi la radiatorul de ulei în vederea scurtciurcuitării acestuia când uleiul este rece. Presiunea şi temperatura uleiului din magistrală sunt controlate pentru a se evidenţia funcţionarea defectuoasă a instalaţiei. Nivelul uleiului din baia de ulei se verifică cu ajutorul tijei 12, pe care sunt trasate limita maximă şi minimă. Răcirea pistoanelor la motoarele de turaţie ridicată se poate realiza cu ajutorul unui orificiu calibrat amplasat la nivelul lagărului palier (fig.15.2), iar la motoarele de turaţie mai coborâtă, orificiul calibrat se găseşte în piciorul bielei (fig.15.3).
15.1.1 Pompa de ulei Circulaţia uleiului este asigurată de către pompa de ulei. Dintre acestea, pompele cu roţi dinţate sunt cel mai des utilizate, deoarece au construcţia simplă şi prezintă siguranţă în funcţionare. Pompele cu roţi dinţate au dimensiuni reduse faţă de spaţiul disponibil în carter. Pompa cu roţi dinţate cu angrenarea exterioară (fig.15.4.) este alcătuită dintr-o carcasă prevăzută cu orificii de intrare şi ieşire în care se montează două roţi dinţate cu dantură dreaptă sau elicoidală. Una din roţi este antrenată de la arborele cu came sau de la arborele cotit, cealaltă este antrenată de prima roată în sens invers. Camerele A şi R reprezintă camere de aspiraţie respectiv refulare.Uleiul pătrunde în camera de aspiraţie A, umple spaţiul dintre dantura şi carcasă, apoi este antrenat de dantura roţii şi refulat în camera R. Comprimarea uleiului dintre dinţii roţilor este evitată printr-o frezare şi uleiul este deplasat în camera de refulare, în acest mod se elimină încărcarea suplimentară a fusurilor roţilor pompei. Sistemul de ungere poate fi prevăzut şi cu o pompă cu rotor cu lobi (fig.15.5.), care prezintă avantajul unui gabarit redus, siguranţă în funcţionare, asigură presiuni ridicate la turaţii scăzute . Pompa cu rotor cu lobi (cu angrenare interioară) se compune din două rotoare 2 şi 3 montate în carcasa 1. Rotorul interior 2 este antrenat prin intermediul arborelui de comandă de la arborele cu came sau arborele cotit. Rotorul 3, exterior este dezaxat faţă de rotorul 2 şi arborele de
Fig.15.5. Pompa de ulei cu rotor cu lobi 1-orificiu de aspiraţie; 2-rotor interior; 3-rotor exterior; 4-orificiu de refulare; 5-presiune înaltă; 6-presiune de aspiraţie: 7-corpul pompei. 249
comandă. La rotirea rotorului interior este antrenat în mişcare de rotaţie în acelaşi sens şi rotorul exterior. Uleiul aspirat în spaţiul dintre rotoare este transportat de către lobii rotorului interior şi exterior, în spaţiul care se micşorează datorită excentricităţii, comprimat uleiul este refulat sub presiune spre magistrala de ulei.
15.1.2 Supapa de siguranţă
Fig.15.6. Supapă cu bilă
În scopul protejării instalaţiei de ungere de creşterea presiunii se introduce în circuitul de refulare al pompei supape de siguranţă care menţine o presiune constantă într-un domeniu larg de turaţii şi temperatură. Surplusul de ulei este deviat în circuitul de aspiraţie al pompei de
Fig.15.7. Supapă cu piston
ulei sau baie. Presiunea uleiului se consideră optimă pentru motoarele de autovehicule în limitele 0,2…0,5 MPa la o temperatură de 70…800C. În cazul motoarerlor mici cu cantităţi mici de ulei se utilizează supape cu bilă (fig.15.6.), iar la motoarele cu debite mari de ulei în sistemul de ungere se utilizează supape cu piston (fig.15.7.). Uleiul este absorbit din baia de ulei printr-un element filtrant (sorb) care poate fi fix sau plutitor, situat în partea cea mai de jos a băii de ulei. Filtrul sorbului (fig.15.8) este confecţionat dintr-o sită din sârmă de oţel sau tablă perforată. Acest filtru protejează pompa de ulei de impurităţile solide. La motoarele mici filtrul sorbului poate prelua funcţiile filtrului din circuitul principal, în acest caz sita trebuie să asigure reţinerea impurităţilor şi să fie accesibil la curăţat.
15.1.3 Filtrele de ulei Uleiul în timpul funcţionării motorului cu ardere internă pierde din calităţile sale datorită pătrunderii unor impurităţi: particule metalice rezultate în urma fenomenului de uzură; particule de praf care pătrund în motor odată cu aerul nefiltrat corespunzător la admisie; impurităţi rezultate în urma unui montaj şi unei întreţineri necorespunzătoare; impurităţi ce se formează în carter; produse chimice rezultate în urma acţiunii gazelor scăpate în carter. Datorită fenomenului de degradare a calităţii uleiului ungerea este compromisă antrenând amplificarea uzurilor şi chiar apariţia de avarii ale motorului. Pentru a elimina efectele negative pe care la produc impurităţile, în sistemul de ungere se introduc elemente de filtrare care au rolul de curăţire.
Fig.15.8.Schema de lucru a unui sorb plutitor a) sită în stare de funcţionare; b) sită înfundată 250
a)
b)
a) Fig. 15.9. Filtru cu sită metalică: a) ansamblu de elemente cu site metalice; b) element de filtrare cu sită metalică; c) asociere a unui filtru magnetic la un filtru cu site După fineţea filtrării, filtrele de ulei se împart în două categorii: filtre de curăţire brută şi filtre de curăţire fină. Filtrul de curăţire brută se montează în serie în circuitul de refulare al pompei de ulei, prin el trecând întreaga cantitate de ulei. Rezistenţa hidraulică este redusă. Filtrul brut reţine impurităţi de dimensiuni cuprinse între 20…100mm. Montajul în serie al filtrului impune prezenţa unei supape de siguranţă care să permită scurtcircuitarea filtrului în cazul îmbâcsirii acestuia. Filtrul de curăţire fină se montează în paralel cu circuitul principal de ungere, cantitatea de ulei care-l străbate este de 10…15% din cantitatea de ulei din sistemul de ungere pentru a se evita pierderile hidraulice. Filtrul fin reţine impurităţi cu dimensiuni de până la 5 mm. După filtrare uleiul este returnat în baia de ulei contribuind la regenerarea acestuia. După gradul de filtrare, filtrele se pot clasifica în filtre statice şi filtre dinamice. Filtre statice Reţinerea impurităţilor se realizează cu ajutorul unui element filtrant, care poate fi: sită metalică, discuri metalice sau de hârtie, cu acţiune magnetică sau active. Filtrele cu sită metalică (fig.,15.9), sunt utilizate în general pentru filtrarea uleiului înainte de intrarea în pompa de ulei, dar şi ca filtre de curăţire brută sau fină (pot reţine impurităţi până la 5 mm). Construcţia elementului de filtrare se realizează dintr-un pachet de discuri în care se încorporează site şi care montate formează între ele spaţii suficient de mari pentru impurităţile reţinute. Filtrele cu sită reţin prin aderenţă şi emulsiile gelatinoase. Filtrele cu discuri (fig.15.10) au elementul filtrant dintr-un număr de discuri din metal sau carton de forme speciale aşezate unele peste altele care formează interstiţii de trecere a uleiului. Impurităţile de dimensiuni mai mari sunt reţinute în exteriorul filtrant, iar cele de 251
Fig.15.10. Filtru cu discuri a) cu discuri metalice; b) cu discuri din carton. dimensiuni mici în spaţiul dintre discuri. Filtrul cu discuri metalice este prevăzut cu elemente care asigură posibilitatea curăţirii interstiţiilor chiar în timpul funcţionării prin rotirea din exterior a pachetului de discuri. Filtrul cu discuri din carton se utilizează ca filtru fin. Filtrele cu element filtrant din hârtie (fig.15.11.) sunt utilizate pe scară largă, ele pot fi utilizate atât ca filtre de curăţire brută cât şi ca filtre de curăţire fină în funcţie de dimensiunile porilor hârtiei. Pentru a se îmbunătăţii rezistenţa şi proprietăţile de aderenţă hârtia de filtru este impregnată cu diferite produse. Gabaritul acestor filtre este redus datorită modului de construcţie al elementului filtrant, hârtia de filtru fiind pliată, iar forma este menţinută de o armătură metalică. Filtrele cu element filtrant din hârtie nu pot fi curăţite, când acesta se îmbâcseşte este înlocuit cu unul nou. Filtrul este prevăzut cu o supapă de siguranţă care se deschide la o presiune de 0,1…0,25 MPa, asigurând trecerea uleiului în circuitul de ungere fără să mai treacă prin elementul filtrant când acesta este îmbâcsit sau uleiul are vâscozitate mare. Filtrele magnetice se utilizează ca filtre suplimentare pe lângă filtrele cu sită, cu discuri sau dopurile de golire.
a) ansamblu;
Fig. 15.11. Filtru cu cartuş filtrant din hârtie b) funcţionare normală; c) funcţionare când filtrul este îmbâcsit 252
Fig.15.12.Filtrul de ulei centrifugal Aceste filtre reţin particule feroase şi prin coeziune particule de bronz sau alte particule nemagnetice rezultate în urma uzurii. Filtrele active reţin unii produşi organici dizolvaţi în ulei precum şi apă. Separarea lor se realizează prin absorţie, hidratare sau reacţii chimice. Ca element filtrant se folosesc: pâsla, hârtia de filtru; amestecuri de oxid de aluminiu, bauxită, mangan, sulf sau vată de zgură. Filtrele dinamice, realizează separarea impurităţilor prin centrifugare. La motoarele de autovehicule pot fi utilizate două variante constructive: a) cu antrenare mecanică; b) cu jet liber. Filtrele antrenate mecanic primesc mişcare de la arborele cotit, extinderea acestei soluţii este limitată de complicaţiile tehnice care intervin şi de întreţinerea dificilă. Filtrele cu jet liber (fig.15.12.) nu pun probleme tehnice la amplasarea lor pe motor. Rotorul filtrului este pus în mişcare de cuplul forţelor de reacţie a două jeturi de ulei care ies prin orificii calibrate. Turaţia rotorului este cuprinsă între 5000…10000 rot/min. Sub acţiunea forţelor centrifuge impurităţile care se găsesc în uleiul care umple rotorul sunt proiectate pe carcasa acestuia. Uleiul filtrat este returnat spre baia de ulei. Folosirea filtrelor centrifugale determină o reducere a uzurii medii a motorului (la cilindru de 1,6 ori; la arborele cotit de 2,5 ori).
15.1.4 Radiatorul de ulei În timpul funcţionării motorului cu ardere internă, uleiul din instalaţia de ungere preia o parte din cantitatea de căldură dezvoltată în motor. Pentru a se menţine temperatura uleiului în
Fig.15.13. Schimbătorul de căldură uleiapă 253
Fig.15.14.Schimbătorul de căldură ulei-aer limite acceptabile în circuitul de ulei se amplasează radiatorul de ulei. Radiatoarele de ulei sunt construite în două variante în funcţie de agentul care preia căldura de la ulei: radiatoare răcite cu apă şi radiatoare răcite cu aer. Radiatoarele răcite cu apă (fig.15.13) asigură o temperatură stabilă a uleiului, independentă de turaţie, sarcina motorului şi temperatura mediului ambiant. La pornire asigură încălzirea uleiului, ceea ce permite o circulaţie corectă a acestuia spre punctele de ungere. Radiatoare răcite cu aer (fig.15.14), au dimensiuni reduse şi o construcţie simplă. Temperatura uleiului nu este stabilă din cauza fluctuaţiilor de temperatură a mediului ambiant. Nu asigură încălzirea uleiului după pornire, de aceea pentru a se evita suprapresiunea datorată rezistenţelor hidraulice mari el este scurtcircuitat prin intermdiul unei supape de siguranţă. Arcul supapei este tarat să asigure o deschidere a acesteia la o diferenţă de presiune de 0,15...0,2 MPa.
15.1.5 Amplasarea filtrelor în circuitul de ungere Filtrele pot fi montate, în circuitul de ungere după mai multe scheme fiecare din acestea prezentând atât avantaje cât şi dezavantaje. Amplasarea filtrului în circuitul principal al instalaţiei de ungere (fig.15.15.a.). Prin filtru trece întreaga cantitate de ulei debitată spre punctele de ungere, uleiul întorcându-se în baie numai după ce a parcurs întreg circuitul de ungere. Filtrarea în acest caz este de fineţe medie din cauza debitului mare de ulei. Prezenţa supapei de siguranţă este obligatorie pentru a se permite scurtcircuitarea filtrului în cazul îmbâcsirii acestuia. În unele cazuri filtrul poate fi prevăzut cu indicator de avarie care va opri motorul la îmbâcsirea filtrului. Amplasarea filtrului în circuitul secundar al instalaţie de ungere (by-pass) (fig.15.15.b. şi c). Filtrul de ulei este amplasat într-un circuit secundar, iar uleiul după filtrare revine în baia de ulei. Debitul care străbate circuitul secundar este de 10-15% din debitul circuitului principal, în cazul filtrelor centrifugale cu jet liber debitul de ulei prin filtru poate ajunge până la 20%. Există sisteme de ungere la care filtrul din circuitul principal poate să lipsească, şi numai o fracţiune din uleiul din sistemul de ungere să treacă prin filtrul din circuitul secundar. 254
Fig.15.15.Scheme de amplasare a filtrelor de ulei în circuitul instalaţiei de ungere Amplasarea filtrelor în paralel. Amplasarea filtrelor în paralel (fig.15.15.d) acestea pot fi sub formă de cartuş, particular acestui sistem este faptul că uleiul după ce a trecut prin filtrul din circuitul secundar se întoarce în circuitul principal după care este trimis la punctele de ungere.
15.1.6 Ventilaţia carterului În timpul funcţionării motorului cu ardere internă din cauza etanşării imperfecte a ansamblului piston-segmenţi-cilindru în carter pătrunde o cantitare de gaze arse, vapori de apă, aer,
Fig.15.16.Schema ventilaţiei carterului în Fig.15.17 Schema ventilaţiei carterului prin colectarea atmosferă gazelor spre admisia motorului 255
Fig.15.18.Schema supapei şi funcţionării ei în circuitul de ventilaţie a carterului şi dioxid de sulf care au ca efect: intensificarea formării depozitelor în carter; apariţia unor substanţe cu acţiune corozivă; amplificarea exidării uleiului. Eliminarea gazelor arse şi a vaporilor de combustibil din carterul motorului se poate realiza în două moduri: direct în atmosferă sau sunt aspirate în colectorul de admisie. În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare gazele din carter se elimină în atmosferă după ce în prealiabil au fost trecute printr-un filtru separator de ulei (fig.15.16). Soluţia este de natură să sporească poluarea mediului înconjurător, deoarece aceste gaze conţin şi o serie de produşi de ardere. Ventilaţia carterului cu aspiraţia gazelor în colectorul de admisie (fig.15.17) limitează poluarea mediului. Transferul gazelor din carterul motorului în colector este reglată de o supapă (fig.15.18) în funcţie de sar-cina motorului şi cantitatea de gaze scăpate în carter. În cazul în care motorul este oprit supapa se află pe sediul său. La turaţii şi sarcini reduse gazele din carter trec spre colector numai prin orificiul calibrat al supapei, iar la turaţii şi sarcini ridicate supapa este în echilibru gazele trecând atât prin orificiul calibrat al supapei cât şi pe lângă ea.
15.1.7 Regimul de curgere a uleiului în canalizaţiile sistemului de ungere Sistemul de ungere se caracterizează printr-o reţea de canale şi conducte pentru transportul uleiului la diferite suprafeţe aflate în mişcare relativă sau care necesită răcire. Regimul de curgere a uleiului printr-o conductă rectilinie şi de secţiune constantă este caracterizat prin numărul lui Reynolds. 256
Re
wd
1
(15.1)
unde: w - viteza medie a lichidului; d - diametrul interior al conductei şi - vâscozitatea cinematică a uleiului. În cazul conductelor drepte, viteza critică de curgere se plasează în jurul valorii w = 2000.n/d; sub această valoare regimul de curgere este laminar; depăşirea vitezei critice conduce la un regim turbulent de curgere. La regimul de curgere laminară, traiectoriile de curgere sunt paralele cu axa conductei h g (canalului) şi viteza de curgere la distanţa x de axă are valoarea wx d 2 4 x 2 2, h fiind 16 înălţimea manometrică la punctul considerat. Variaţia vitezei de curgere este parabolică, la peretele conductei are valoarea zero, iar pe axă valoarea maximă legală cu 2w. Pierderea de sarcină h în funcţie de viteza medie de curgere este: 32 w (15.2) h l 3 g d2 unde: l - lungimea conductei. Valoarea vitezei critice este de 4 m/s. Depăşirea acestei viteze conduce la un regim de curgere instabil. La viteza medie de curgere de 8 m/s viteza maximă atinge valoarea wmax=1,2w, 2 l iar pierdere de sarcină h w 4, parametrul depinde în principal de rugozitatea 2 g d conductei putând fi determinată cu relaţia:
0,3 4
5 (15.3) w d În cazul în care conductele (canalele) au variaţii de direcţie sau secţiune, regimul de curgere local este asimilat regimului turbulent. Pierderea de sarcină în punctele de variaţie poate fi determinată cu ajutorul relaţiei: a w2 6 (15.4) h 2 g unde: a - coeficient care ţine seama de natura variaţiei. În cazul lărgirii bruşte a conductei 2
d 1 2 de la diametrul d la d1, a 1 7; în cazul coturilor bruşte cu schimbare unghiulară d a sin2
2
sin4
2
8; în cazul coturilor cu rază de racordare r 5d, a 0,13
90
9
15.1.8 Dezaerarea uleiului La funcţionarea motoarelor cu ardere internă aerul este prezent în uleiul din sistemul de ungere. Aerul se poate concentra în spuma care pluteşte la suprafaţa uleiului din baie sau rămâne în suspensie, ceea ce este mai grav, dimensiunea bulelor de aer fiind influenţată de caracteristicile uleiului; temperatură, viscozitate, tensiune superficială. Prezenţa bulelor de aer în ulei poate provoca o serie de fenomene negative ca: neregularitate a debitului care induce funcţionarea cu vibraţii a pompei, presiunea uleiului în sistemul de ungere la limita de securitate datorită funcţionării cu întreruperi; înrăutăţirea filtrabilităţii uleiului, posibilitatea apariţiei rupturii filmului de ulei; creşterea riscului de apariţie a fenomenului cavitaţiei în cuzineţi. 257
Funcţionarea corectă a sistemului de ungere presupune prezenţa unei cantităţi minime de aer în ulei, pentru aceasta se impun următoarele măsuri: a) limitarea introducerii aerului în ulei; b) asigurarea timpului necesar dezaerării; c) evitarea fenomenelor care limitează procesul dezaerării. În mod obişnuit aerul este introdus în ulei la aspiraţia uleiului în pompă. Depăşirea unei anumite turaţii limită provoacă acest proces. Pentru a se îndepărta această turaţie limită în condiţiile de funcţionare trebuie avute în vedere următoarele recomandări: nivelul minim real al uleiului în baia de ulei să fie întotdeauna deasupra sorbului de aspiraţie (ţinându-se cont de nivelul minim pe jojă şi de condiţiile de funcţionare şi drum: accelerare, decelerare, ruliu, tangaj, pantă accentuată, conducta de aspiraţie a uleiului să fie largă şi scurtă; returul uleiului prin supapa de siguranţă să fie sub nivelul minim real al uleiului; conducta de retur al uleiului din turbocompresor să fie deasupra nivelului maxim al băii de ulei şi cât mai departe de sorbul pompei; biela şi contragreutăţile arborelui cotit să nu atingă suprafaţa uleiului din baie. Aceste recomandări îndeplinite nu elimină prezenţa aerului în ulei deoarece uleiul se întoarce în baie sub formă de picături care traversează atmosfera din baia de ulei. Dezaerisirea uleiului se produce în timpul repausului din funcţionare. ân aceste condiţii capacitatea băii de ulei trebuie să fie maximă în funcţie de condiţiile impuse de motor. Se recomandă ca volumul de ulei în baie să nu fie inferior la 0,136 l/kWnominal. Timpul de recirculare a uleiului să nu fie inferior la 12 s, ceea ce presupune un debit al pompei de 0,78 l/kWmin. Fenomenul de dezaerare a uleiului poate fi limitat de către aditivii antispumanţi, care provoacă o creştere a tensiunii superficiale a uleiului, precum şi de aditivii amelioratori ai indicelui de viscozitate. Timpul necesar pentru dezaerare este în funcţie de aditivii prezenţi în ulei şi de secţiunea de trecere a sistemului de ventilaţie a carterului. Dezaerarea uleiului este un factor important pentru o bună rezistenţă a uleiului la agenţii chimici.
15.1.9 Ungerea motoarelor în doi timpi cu baleiaj prin carter
258
În cazul motoarelor în doi timpi cu baleiaj prin carter ungerea suprafeţelor aflate în mişcare relativă prezintă o serie de dificultăţi deoarece în carter nu se poate introduce ulei datorită suprapresiunii pentru baleiaj şi comunicaţiei directe dintre carter şi interiorul cilindrului. Ungerea în acest caz se realizează prin intermediul combustibilului după două procedee: a) amestecarea uleiului cu combustibilul; b) injectarea uleiului în curentul de amestec aer-combustibil. În primul caz uleiul se amestecă cu combustibilul în proporţie de 4…5% la introducerea acestuia în rezervor. În al doilea caz procedeul implică prezenţa unei pompe de joasă presiune ca să injecteze ulei în carburator, procedeul este mai complicat însă implică o reducere a consumului de ulei. Suprafeţele aflate în mişcare relativă indiferent de procedeul utilizat se ung astfel: amestecul aer-vapori de benzină şi picături fine de benzină şi ulei ajung în carter unde datorită contactului cu piesele calde o parte din benzină se vaporizează iar picăturile de ulei din amestec se depun pe suprafaţele fusurilor şi braţelor arborelui cotit care le proiectează pe oglinda cilindrului. Cantitatea de ulei este insuficientă şi lagărele de alunecare ale arborelui cotit sunt înlocuite cu lagăre de rostogolire. Amestecul aer-benzină care ajunge în camera de ardere joacă în continuare rolul de lubrifiant deoarece mai conţine picături de benzină şi ulei, benzina se vaporizează, în continuare şi picăturile de ulei se depun pe oglinda cilindrului asigurând ungerea pistonului şi segmenţilor. ân cazul în care în benzină se măreşte cantitatea de ulei nu se asigură îmbunătăţirea ungerii ci se măreşte cantităţile de depuneri datorită arderii incomplete a uleiului.
15.2 Calculul sistemului de ungere 15.2.1 Calculul lagărului pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii Experienţa a confirmat complexitaatea funcţionării ansamblului fus-cuzinet deoarece sarcinile şi vitezele aplicate sunt variabile ca mărime şi direcţie, în timp şi spaţiu. Comportamentul funcţionării lagărului este influenţat de variaţia gradienţilor în spaţiu şi în
Fig.15.19.Schema ungerii unui motor în doi timpi cu baleiaj prin carter 259
timp a unor parametrii esenţiali: geometria longitudinală şi transversală a arborelui; vitezele tangenţiale la cele două suprafeţe; jocurile radiale între arbore şi cuzinet; mărimea şi direcţia sarcinilor aplicate; debitul de ulei eficace; viscozitatea dinamică a uleiului în interiorul lagărului. Aceşti parametrii de cele mai multe ori sunt interdependenţi unul de altul influenţându-se reciproc. În consecinţă toate variaţiile unui parametru provoacă variaţii celorlalţi, variaţii care afectează comportarea lagărului în sens, fie conjugat, fie contrar. De aceea, lagărele arborelui cotit se verifică pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii, la încărcare, care apreciază jocul minim între fus şi cuzinet în raport cu jocul admisibil şi la încălzire, prin care se determină temperatura uleiului în lagăr în raport cu temperatura admisibilă. Dimensiunile fusurilor (lungimea lf şi diametrul df) se stabilesc din calculul de rezistenţă al arborelui cotit iar forţele Rfmax, Rfmed, respectiv presiunile pfmax, pfmed se determină cu ajutorul diagramelor polare construite în cadrul calculului termic. Distribuţia de presiune din lagăr este cunoscută din teoria hidrodinamică a ungerii (fig.15.20) Se utilizează următoarele notaţii: rf - raza fusului; df - diametrul fusului; lf - lungimea fusului; rc - raza cuzinetului; dc - diametrul cuzinetului; e - excentricitatea. Aceste mărimi sunt utilizate la definirea următorilor parametri: - jocul radial, rc rf 10; - jocul diametral,
2 dc d f 11 ; - jocul relativ, rf d f 12; - lungimea relativă a lagărului, l f d f 13; er - excentricitatea relativă, er = e/r; hmin - jocul minim în lagăr, hmin e 1 er 14; hmax - jocul maxim în lagăr, hmax 1 er 15 Pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii încărcarea lagărului este determinată de presiunea medie din lagăr p 16 prin relaţia: p
5 * u er 2 17 C 2 2 2 1 er 1 er
(15.5)
Fig.15.20.Schema de calcul ungerii lagărului a)distribuţia presiunii în pana de ulei în secţiune transversală; b)distribuţia presiunii în pana de ulei în secţiune longitudinală; c)poziţia arborelui în lagăr 260
lagărul:
unde: u este viscozitatea dinamică a uleiului; w - viteza unghiulară a fusului; C* - constantă. Grupând convenabil factorii se obţine un parametru adimensional care caracterizează
p 2 (15.6) p er , 18 u Parametrul se numeşte coeficient de încărcare al lagărului sau cifră caracteristică. În figura 15.21. sunt trasate curbele coeficientului de încărcare în funcţie de excentricitatea relativă er şi lungimea relativă . Încălzirea uleiului în lagăr este determinată pe baza lucrului mecanic de frecare Lfl din lagăr: (15.7) L fl Q fl [kJ / s] 19
Lucrul mecanic de frecare poate fi descris prin relaţia: L fl Ff w 102 20
(15.8)
unde: Ff - forţa de frecare din lagăr, în [daN]; w - viteza periferică a fusului, în [m/s]; Forţa Ff se determină pe baza rezultantei medii a acţiunii forţelor care acţionează asupra fusului (din diagrama polară). (15.9) Ffl R f p l f d f f 21 unde: l este coeficientul de frecare lichidă în lagăr. Căldura dezvoltată prin frecare în lagăr poate fi exprimată prin relaţia (15.10):
Fig.15.21.Cifra caracteristică a lagărului 261
3 2 Q fl 0,523 10 p d f l f n f 22
(15.10)
unde: p 23 se măsoară în [daN/m2], lf, df în [m], n în [rot/min]. Coeficientul de frecare lichidă f din relaţia (15.10) este o mărime necunoscută, se poate calcula pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii utilizând relaţia de calcul (15.11) şi nomogramele din figura 15.22.a şi b. (15.11) f er , 24 Căldura dezvoltată în lagăr prin frecare este evacuată în exterior prin intermediul uleiului 25 şi prin intermediul lagărului Q l 26. În condiţia echilibrului termic al lagărului se poate Qu stabili ecuaţia de bilanţ termic: 15.12) Q fl Q u Q l 27 Schimbul de căldură între ulei şi lagăr se realizează prin convecţie, cantitatea de căldură fiind exprimată prin ecuaţia: (15.13) Q l cl d f l f t 28
Coeficientul de convecţie cl nu are valori sigure. Pentru motoarele de autovehicule căldura evacuată prin intermdediul lagărului s-a stabilit pe baze experimentale ca fiind 10…15% din căldura dezvoltată în lagăr. (15.14) Q l 0,100,15 Q fl 29 Căldura preluată de ulei se determină din ecuaţia calorimetrică: (15.15) Q u cu Vul u tue tui [kJ / s] 30 unde: cu, u - căldura specifică, în [kJ/kgK], respectiv densitatea, în [kg/m3]; Vul - debitul de ulei care circulă prin lagăr, în [m3/s]; tui, tue - temperatura la intrare respectiv ieşirea din lagăr. La proiectare se admite tui = 80…900C, tue= 90…1100C; tu = tue - tui = (20…30)0C; tui = tubaie + (15…20)0C; cu.u = 1674…1883 [kJ/m3K].
Fig. 15.25 Schema pentru determinarea distanţei Fig.15.22. Funcţia admisibile între fus şi cuzinet coeficientului de frecare m pentru determinarea 262
Fig.15.24 Soluţionarea grafică a ecuaţiei de bilanţ termic al lagărului
Fig.15.23. Funcţia v pentru deter-minarea debitului de ulei prin lagăr Debitul de ulei prin lagăr Vul se calculează pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii. (15.16) Vul 1,047 103 n d 2f v er , [m3 / s] 31 unde: n este în [rot/min]; d în [mm]; df în [m]. Funcţia v(er, ) se determină din figura 15.23. Ecuaţia de echilibru termic al lagărului poate fi rezolvată fie prin metode numerice, fie prin metoda grafo-analitică, prin care se determină temperatura tue = tup şi satisface condiţia de echilibru. Metoda grafo-analitică se bazează pe alegerea unor temperaturi, echidistante în zona de estimare a temperaturii tup, se calculează pentru aceste temperaturi, valorile pentru Q fl 32 şi ( Q Q 33), cu care se trasează două curbe în coordonate Q- tue (fig.15.24). La intersecţia celor l
u
două curbe se găseşte temperatura tup care satisface ecuaţia de bilanţ termic. Prin determinarea temperaturii tup se determină cifra de încărcare , deoarece u este o funcţie de temperatură. Cu ajutorul cifrei de încărcare se determină excentricitatea relativă er şi hmin = r (1 - er), considerând suprafeţele perfect netede. 34În realitate suprafeţele au rugozităţi proprii hf şi hc (fig.15.25) (hf - înălţimea rugozităţii fusului; hc - înălţimea rugozităţii cuzinetului). Considerând hp grosimea pelicului de ulei, rezultă că distanţa minimă între fus şi cuzinet trebuie să satisfacă relaţia: (15.17) hmin h f h p hc 35 În cazul motoarelor pentru autovehicule rugozitatea fusurilor variază între hp = 0,4…0,8 [mm], iar rugozitatea cuzineţilor hc=1,6…3,2 [mm]. Abaterile de la forma geometrică şi deformaţia lagărului se iau în considerare printr-o amplificare a sumei rugozităţilor fusului şi cuzinetului, se consideră că hf+hc= 2…4 [mm]. Cercetările experimentale au arătat că hp 2…3 [mm]. Astfel, distanţa minimă admisibilă dintre suprafeţele fusurilor şi cuzineţilor trebuie să fie ha = 4…6 [mm]. Coeficientul de siguranţă la ungere lichidă se defineşte prin raportul: 263
hmin 36
(15.18) hadm Funcţionarea lagărului este normală când >1,5, hmin >6…9 [mm] şi tup < 120…1250C.
15.2.2 Probleme specifice ale proiectării lagărelor prin prisma ungerii Ansamblul fus-cuzineţi este caracterizat de diametrul "d" al fusului şi de lăţimea cuzinetului "l". Produsul "lxd" reprezintă suprafaţa cu ajutorul căreia se calculează presiunea maximă (pmax) din lagăr, de valoarea căreia depinde grosimea pelicului de ulei din lagăr. La proiectarea lagărului într-o primă etapă se adoptă o suprafaţă specifică (lxd) a lagărului suficient de ridicată pentru a se asigura o grosime optimă a filmului de ulei. În etapa a doua se alege raportul l/d.(Acest raport are două limite: limita inferioară care determină evacuarea rapidă a uleiului din lagăr şi limita superioară determinată de săgeata arborelui ţinând cont de jocul din lagăr ales). Pentru a limita lungimea, greutatea şi costul motorului în mod practic se alege l/d<0,5, iar pentru a se asigura condiţii bune de ungere l/d nu trebuie să coboare sub valoarea de 0,3. Raportul l/d influenţează atât asupra factorului de portanţă cât şi asupra grosimii minime a pelicului de ulei ca urmare a incidenţei asupra curgerii axiale de ulei. Alegerea diametrului fusului d este în funcţie de viteza periferică; pentru MAC viteza periferică nu trebuie să depăşească 12 m/s. În cazul lagărului fusului maneton diametrul este limitat de trecerea capului bielei prin alezajul cămăşii cilindrului. Depăşirea vitezei critice provoacă o încălzire suplimentară a uleiului care conduce la diminuarea viscozităţii la fel de periculoasă ca şi insuficienţa debitului de ulei. Lagărul fusului maneton este uns cu ulei deja încălzit în lagărul palier iar debitul de ulei este redus datorită pierderilor din lagărul palier, de aceea viteza periferică nu trebuie să depăşească 11 m/s. Calculul ungerii lagărelor consideră regimul de curgere laminar, însă în funcţionare regimul de curgere al uleiului poate deveni turbulent atunci cand parametrul w.h/ depăşeşte o anumită valoare (w - viteza periferică relativă între suprafaţa fusului şi cuzinetului; h - jocul radial; - viscozitatea dinamică a uleiului din lagăr). Regimul turbulent de curgere poate apare în următoarele condiţii: - viteză periferică relativă ridicată; - jocul între fus şi cuzinet creşte (uzură); - diminuarea viscozităţii cinematice (încălzirea excesivă a uleiului). Apariţia regimului de curgere turbulent provoacă o creştere accentuată a curgerii degajate în lagăr determinând o "super-încălzire" a uleiului ceea ce determină o reducere a grosimii pelicului de ulei, creşterea jocului radial, funcţionarea cu şoc la fiecare punct mort. În timpul funcţionării încălzirea lagărului poate conduce la micşorarea periculoasă a jocului dintre arbore şi cuzinet. Pentru a compensa această diminuare trebuie să se prevadă un joc suplimentar în aşa fel ca jocul de montaj să se compună din jocul în funcţionare şi jocul suplimentar. Jocul la funcţionare între arbore şi cuzinet trebuie să fie: d wl J 0,8 3 4 A 37 (15.19) 10 d unde: w - viteza relativă între fus şi cuziner, în [m/s]; d - diametrul fusului, în [mm]; A - factor de corecţie care ţine seama de materialul cuzinetului. Jocul minim pentru a asigura un film continuu de ulei poate fi calculat şi cu formula empirică
264
n 4 d (15.20) [mm] 38 460 105 unde: n- turaţia arborelui, în rot/min; d - diametrul fusului, în mm. Pentru a se ţine seama şi de deformaţiile arborelui la forţa de presiune maximă, la proiectare se adoptă: J= (1,1…1,3)d.10-3 [mm] pentru lagărul fusului maneton; J= (1,3…1,5)d.10-3 [mm] pentru palier; Jocul total al cuzinetului trebuie să fie: d (15.21) J l 0,2 [mm] 39 100 Determinarea debitului de ulei necesar lagărului trebuie să ţină seama de circulaţia acestuia în lagăr ştiind că se divide în: - fluxul circumferenţial hidrocinetic; - fluxul axial sub formă de inel care este expulzat din lagăr înainte de a contribui la ungere. Fluxul axial de ulei din punct de vedere hidrodinamic este ineficace, dar din punct de vedere termic este eficient deoarece contribuie la răcirea lagărului. Cantitatea de ulei evacuată axial printr-un sector de deschidere inelară, sub efectul variaţiei axiale a presiunii este: 1 p 3 (15.22) dVua h r d 40 12 z unde Oz este axa arborelui. Debitul de ulei teoretic necesar asigurării regimului hidrodinamic poate fi apreciat şi cu relaţia: (15.23) dVu k1 d 3 41 unde: 1< k1 = f(l/d) < 2 Rotaţia arborelui provoacă antrenarea unui volum de ulei (15.24) Vr d 3 42 l unde: r f , 43 d Calculul lagărelor este o etapă de mare răspundere neapărat trebuie urmată de verificări practice. J min
15.2.3 Calculul debitului de ulei necesar în sistemul de ungere Debitul de ulei care circulă prin sistemul de ungere V u 44 reprezintă debitul prin magistrala de ulei (rampa centrală) şi se poate determina din două condiţii: 1) Asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagărelor; 2) Preluarea unei cantităţi din căldura dezvoltată în motor. Determinarea debitului de ulei pornind de la prima condiţie presupune asigurarea necesarului de ulei pentru ungerea celor b fusuri ale arborelui cotit. Vua b Vul 45 (15.25) Debitul de ulei necesar lagărelor este de 15…50% din debitul de ulei care circulă prin magistrala de ungere; limita superioară se aplică motoarelor cu circuit de răcire a pistoanelor. Rezultă că debitul de ulei prin magistrală este: Vu 27 Vua 46 (15.26) 265
Calculul debitului de ulei V u 47 care satisface a doua condiţie are la bază bilanţul energeric considerând că uleiul preia căldura dezvoltată prin frecare care reprezintă fracţiunea fu din căldura degajată în motor. 3 (15.27) Q u 10 f u Qi ce Pe [kJ / h] 48 unde: fu = 0,02…0,06; Qi - puterea calorică inferioară, Qi = 40.000…44.000 [kJ/kg]; ce - consum specific de combustibil, în [g/kWh]; Pe - puterea efectivă a motorului în [kW]. (15.28) Q u 913 103 f u Pe 49 sau (15.29) Q u 260540 Pe [kJ / h] 50 Debitul de ulei prin magistrală este: Q u 51 (15.30) Vu cu u tu Cu valorile cu.u = 1674…1883 [kJ/m3K], tu = 15 K se poate determina debitul prin magistrala de ungere (15.31) Vu 920 Pe [l / h] 52 Pe baza calculului statistic, debitul de ulei al sistemului de ungere se poate determina şi cu relaţia: (15.32) Vu 613 nn d 2f b [l / h] 53 unde: nn - turaţia corespunzătoare puterii nominale, în rot/min; df - diametrul fusului, în m; b - numărul de fusuri. Valorile superioare pentru debitul sistemului de ungere sunt caracteristice motoarelor cu aprindere prin comprimare supraalimentate.
15.2.4 Calculul elementelor compenente ale instalaţiei de ungere 15.2.4.1 Calculul pompei de ulei Dimensionarea pompei de ulei are în vedere ca debitul refulat să fie superior celui care circulă prin magistrala de ungere datorită circuitului derivat prin supapele de siguranţă. În aceste condiţii debitul pompei de ulei este Vpu 1,52,5 Vu [l / h] 54 (15.33) Ţinând cont de tipul şi puterea motorului se recomandă Vpu = (20…35)Pe pentru M.A.S; (25…40)Pe [l/h] pentru M.A.C. cu aspiraţie naturală şi (45…70)Pe [l/h] pentru M.A.C. supraalimentat şi cu răcirea pistoanelor. În cazul pompei de ulei cu două roţi dinţate cu angrenare exterioară Vpu Dp l h n pu pu 55 (15.34) de unde
l
Vpu
Dp h n pu pu
56
(15.35)
în care: Dp - diamtrul de divizare; h - înălţimea dintelui; npu - turaţia pompei de ulei; 266
pu = 0,75…0,85 - randamentul volumetric al pompei; l - lăţimea roţii. Considerând ca viteza periferică a roţilor nu trebuie să depăşească 5…6 m/s pentru a nu micşora prea mult randamentul pu, se poate calcula diametrul primitiv al roţilor. 60.000 wp (15.36) Dp [mm] 57 n pu Turaţia pompei se alege de obicei jumătate din turaţia morotului. Puterea necesară antrenării pompei de ulei se determină cu relaţia: 103 Vpu pu (15.37) Ppu [kW] 58 m unde: Vpu este în [m3/s]; pu în [N/m2], iar m = 0,85…0,9 Căderea de presiune se alege între 0,3…0,8 MPa. La proiectarea pompei de ulei se recomandă valorile din tabelul 15.1. Tabelul 15.1. Dimensiunile pompei de ulei Parametrul MAS MAC Diametrul de divizare Dp[mm] 25…35 35…55 Numărul de dinţi Z 6…8 7…12 Înălţimea dintelui h [mm] 7…10 8…10 Modulul m 3,5…5,0 4,0…4,5 Lăţimea roţii l [mm] 22…52 35…52 … 0,05…0,15 Jocul axial a [mm] … 0,05…0,18 Jocul radial r [mm] 15.2.4.2 Calculul suprafeţei de răcire a schimbătoarelor de căldură pentru ulei Acest 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 se calculează cu relaţia: Q u S2 [m2]59 (15.38) ku tu ta
1 [kJ/m2hK]60 1 S2 1 1 S1 2 ku - coeficientul global de transmitere a căldurii de la ulei la aer,; = S2/S1 = 2,5…3,5 - coeficientul de nervurare; S1 [m2] - suprafaţa interioară de contact cu uleiul; S2 [m2] - suprafaţa exterioară a schimbătorului; tu = 75…85 [0C] - temperatura medie a uleiului; ta = 40[0C] - temperatura medie a aerului; 1 = 180…400 [W/m2K] - coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereţii schimbătorului; 2 = 70…140 [W/m2K] - coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereţii schimbătoruluila aer; unde: ku
267
ku = 30…70 [W/m2K]. În cazul schimbătorului de căldură apă-ulei calculul suprafeţei exteriore de răcire se efectuează adoptând viteza de circulaţie a uleiului wu = 0,1…0,5 [m/s] şi coeficientul global de transmitere a căldurii de la ulei la apă ka = 120…300 [W/m2K], deci Q u (15.39) S2 [m2] 61 ka tu ta Debitul de lichid necesar asigurării răcirii uleiului se poate scrie: Q u (15.40) [m 3 / s] 62 Va a ca ta unde: Q u 63 - căldura evacuată; ra - densitatea apei; ca - căldura specifică a apei; Dta -
diferenţa dintre temperaturile de ieşire şi intrare ale lichidului de răcire.
15.2.4.3 Funcţionarea comună a răcitorului de ulei cu instalaţia de răcire a motorului Utilizarea unui schimbător de căldură la care agentul de răcire a uleiului să fie lichidul sistemului de răcire presupune amplasarea în circuitul de răcire ca în figura 15.26. În cazul răcitorului de ulei ecuaţiile de bilanţ termic sunt: (15.41) R Q u Q 1 Q R 64
unde: R = 0,96 - randamentul răcitorului; Q u , Q i , Q r 65 - fluxurile de căldură vehiculate de ulei, lichid şi prin răcitor. Dacă se notează cu: til, tel - temperatura lichidului de răcire la intrare respectiv ieşirea din răcitor; tiu, teu- temperatura uleiului la intrarea şi ieşirea din răcitor, ecuaţia (15.41) devine: u c pu tiu teu m l c pl tel til kR AR tmR 66 (15.42) R m unde:
u 67 - debitul masic de ulei; m 1 68 - debitul masic de lichid de răcire; m cpu, cp1 - căldurile specifice la p= const. pentru ulei, respectiv lichid de răcire; kR, AR - coeficientul global de transfer de căldură, respectiv suprafaţa activă a schimbătorului de căldură;
Fig.15.26.Schema de amplasare a schimbătorului de căldură pentru ulei în circuitul de răcire al motorului 268
răcire.
tmR - diferenţa medie logaritmică între temperaturile uleiului şi lichidului de
Răcitoarele de ulei sunt de tipul cu curenţi încrucişaţi, iar factorul de corecţie se apropie de unitate pentru diferenţele t1 şi t2 aşa că: t t2 tiu tel teu til 69 (15.43) tmR 1 t t t ln 1 ln iu el t2 teu til În practică o situaţie des întâlnită este verificarea compatibilităţii unui schimbător de căldură la care se cunosc kR şi AR cu sistemul de răcire, în condiţiile în care se cunoaşte temperatura uleiului la intrarea în răcitor şi temperatura lichidului la intrarea în răcitor. Compatibilitatea schimbătorului de căldură cu cerinţele motorului este satisfăcută dacă este îndeplinită relaţiile (15.44). Sistemul de ecuaţii poate fi scris sub forma: R Q u R m u c pu tiu teu l c pl tel til Q l m Q k R AR tmR
70
(15.44)
R
Cunoscând til şi tiu şi grupând termenii constanţi, sistemul (15.44) devine: R Q u k1u k2 u teu 71 Q k1l tel k2 l l
(15.45)
Q r kl R tmR Necunsocutele tev, teu şi tmR se pot determina fie analitic, fie grafo-analitic.
15.2.4.4 Calculul filtrelor de ulei Suprafaţa de filtrare Sf se calculează cu relaţia 103 Vu 2 [m ]72 (15.46) Sf w unde: Vu [l/h] debitul de ulei; w [m/h]; viteza uleiului în filtru, w = p/hR; p - căderea de presiune din filtru, în starea curentă (w = 36…432 m/h). Suprafaţa de filtrare calculată cu relaţia (15.46) reprezintă suprafaţa totală a porilor, de aceea se numeşte suprafaţa activă a filtrului. Suprafaţa nominală a filtrului Sn se determină pentru determinarea cotelor de gabarit. Sn k S f 73 (15.47) unde: k - factor care ţine seama de materialul dintre pori şi are valori de 3,3…3,6 la filtrele de sită şi 3,3…5,0 la filtrele cu fir de sârmă. Calculul filtrului centrifugal Debitul volumetric de ulei care trece prin orificiul calibrat 2
2 g n 2 2 Vf 2 1 f p1 1 Ropt r0 [l/min]74 (15.48) 30
unde: Ropt- reprezintă distanţa optimă de la axa orificiului ajutajului până la axa rotorului Ropt
19,6 a 2 g a f 2 Vf V f
2
f 30 g k 75 V f
iar forţa de reacţie aplicată la axa orificiului duzei de expulzare a uleiului
269
(15.49)
Vf Vf
n Ropt 76 2 g 2 f 30 Momentul reactiv dat de cele două duze este: Mr 2 F Ropt 77 F
mm;
(15.50) (15.51)
În relaţiile de mai sus intervin următoarele mărimi: 1 - coeficientul de debit al uleiului prin orificiul duzei de expulzare; f - suprafaţa orificiului ajutajului (diametrul orificiului are valori cuprinse între 1,6...2,2
- densitatea uleiului;
p1 - presiunea uleiului la intrarea în rotorul filtrului, p1 = 0,4...0,6 MPa; - coeficientul de pierderi hidraulice de la intrarea uleiului în filtru până la ajutajul de expulzare; n - turaţia rotorului; ro - raza arborelui rotorului; - coeficient care ţine seama de vâscozitatea dinamică şi capacitatea rotorului; - coeficientul de contracţie a secţiunii vânei de ulei care iese prin orificii; k - coeficient care depinde de capacitatea rotorului şi viscozitate. La alegerea filtrelor trebuie să se ţină seama că la MAC uleiul este de 10 ori mai impurificat cu combustibilul nears decât în cazul MAS şi că este supus la temperaturi mult mai ridicate decât în cazul MAS. Alegerea tipului şi construcţia filtrului trebuie să ţină seama şi de aditivii de ulei. S-a constatat în practică că poate să apară un blocaj al mediului poros, fie prin placarea acestora cu depunderi rezultând din slăbirea calităţii aditivilor care provoacă la cald apariţia de cristale care au dimensiuni superioare porilor, fie prin incidenţa unor aditivi asupra tensiunii superficiale.
270
16. PROIECTAREA INSTALAŢIILOR DE ALIMENTARE
ALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ
16.1 Proiectarea instalaţiilor de alimentare ale motoarelor cu aprindere prin scânteie cu carburator Formarea amestecului prin carburaţie presupune pulverizarea, vaporizarea şi amestecarea benzinei cu aerul în exteriorul cilindrilor motorului. - Pulverizarea combustibilului este determinată în primul rând de parametrii geometrici şi funcţionali ai carburatorului. - Vaporizarea începe în camera de amestec, continuă pe tot traseul de admisie şi în cilindrul motorului până în momentul apariţiei scânteii. - Amestecarea intimă a vaporilor de benzină cu aerul, distribuţia uniformă a acestora, depind hotărâtor de arhitectura traseului de admisie, de mişcările organizate şi turbulente ale amestecului, în timpul comprimării. Omogenizarea cât mai bună a amestecului vapori de combustibil-aer este însă frânată de raportul volumelor componente (benzină complet vaporizată/aer = 1/50).
16.1.1 Regimurile de funcţionare ale motorului pentru automobile Infinitatea de regimuri de funcţionare ale motorului poate fi convenţional împărţită în următoarele clase: 1. Regimul de pornire ( = 0,2…0,6); 2. Regimul de mers în gol încet ( = 0,6…0,8); 3. Regimul sarcinilor medii ( = 0,9…1,1); 4. Regimul sarcinilor mari şi maxime ( = 0,8…0,9); 5. Regimul acceleraţiilor bruşte. Caracteristică tuturor acestor regimuri de funcţionare este formarea calitativă a amestecului. Cantitatea aerului aspirat şi viteza unghiulară a clapetei de acceleraţie determină valoarea coeficientului de exces de aer - .
16.1.2 Principii de proiectare Proiectarea instalaţiei de alimentare a unui motor cu aprindere prin scânteie trebuie să pornească de la funcţiile de bază ale acesteia: a) păstrarea, filtrarea şi debitarea combustibilului; b) filtrarea aerului şi amortizarea zgomotului indus la curgerea acestuia; c) pregătirea amestecului carburat de calitatea concordantă cu regimul de funcţionare a motorului. În particular, carburatorului îi revin următoarele funcţii: 1. Funcţia de dozare a benzinei şi aerului în raport cu turaţia şi sarcina motorului; 2. Funcţia de pulverizare, vaporizare şi parţial, amestecarea vaporilor de combustibil cu aerul; 3. Asigurarea pornirii sigure a motorului chiar în condiţii climatice dificile; 270
4. Funcţia de reglare a dozajului în concordanţă cu starea tehnică a motorului şi cu parametrii climatici (presiune, temperatură, umiditate). Criteriile de proiectare ale instalaţiei de alimentare prin carburaţie pot fi sintetizate prin descrierea conceptului de "carburator ideal". Carburatorul care asigură caracteristicile de reglare optime (din punct de vedere dinamic, economic şi ecologic) la toate regimurile de funcţionare ale motorului, inclusiv cele nestaţionare, se numeşte "carburator ideal". Funcţionarea carburatorului ideal este caracterizată de caracteristicile de turaţie şi sarcină ale acestuia ce se pot stabili pornind de la analiza caracteristicilor de reglaj ale motorului funcţie de compoziţia amestecului. Pentru obţinerea caracteristicii de turaţie la sarcină totală a carburatorului este necesar un set de caracteristici de reglaj la cel puţin trei turaţii: - turaţia minimă de funcţionare; - turaţia de moment maxim; - turaţia nominală. În figurile 16.1. şi 16.2. se prezintă caracteristicile de reglaj funcţie de consumul orar, respectiv de compoziţia amestecului, la sarcină totală. ( = max , - unghiul de deschidere a clapetei de acceleraţie), pentru cele trei turaţii. Amestecurile pentru care se obţine puterea maximă se numesc "amestecuri de putere" (caracterizate de lp) iar cele pentru care se obţine economicitatea maximă se numesc "amestecuri de economicitate" (caracterizate de le). Transpunând valorile p, e ca funcţii p = f(u), e = f(n) 1 se obţine caracteristica de turaţie la sarcină totală a carburatorului (figura 16.3). Domeniul cuprins între p = f(n) şi e = f(n) caracterizează calitatea amestecului carburant la orice turaţie de funcţionare şi la sarcină maximă. În figura 16.4. se prezintă limitele de variaţie ale calităţii amestecului carburant funcţie de sarcina motorului. Cum un motor trebuie să funcţioneze în condiţii de economicitate, rezultă că în domeniul sarcinilor medii (în care acesta funcţionează în majoritatea timpului de exploatare) trebuie să i se furnizeze amestecuri apropiate de curba 1, de economicitate maximă, iar în domeniul sarcinilor mari - când motorului i se cere puterea maximă - să i se furnizeze amestecuri apropiate de curba 2 de putere maximă. În domeniul sarcinilor mici sunt necesare de asemenea amestecuri bogate. O variaţie =f() de forma 3 satisface criteriile expuse mai sus şi este caracteristică
Fig.16.1.Caracteristica de reglaj funcţie de consumul orar
Fig.16.2.Caracteristica de reglaj funcţie de compoziţia amestecului 271
Fig.16.3.Caracteristica de turaţie la sarcină totală a carburatorului
Fig.16.4.Limitele de variaţie ale calităţii amestecului funcţie de sarcină
carburatorului ideal.
16.1.3 Proiectarea unor elemente ale instalaţiei de alimentare a) Proiectarea pompelor de alimentare cu carburant Pompele de alimentare au rolul de a aspira combustibilul din rezervor şi de a-l furniza sistemului de formare a amestecului (în particular carburatorului). Acţionarea mecanică a pompei de alimentare se face de la arborele de distribuţie al motorului. Debitul pompei de alimentare trebuie să fie 4…10 ori mai mare decât debitul maxim necesar funcţionării motorului pentru a asigura: - amorsarea rapidă a instalaţiei; - necesarul de combustibil la aceelerări bruşte; - eliminarea bulelor de gaze din circuit; - debit corespunzător chiar la uzuri importante ale elementelor pompei. În instalaţiile de alimentare sunt utilizate cu predilecţie următoarele tipuri de pompe de alimentare: - pompe cu membrană; - pompe cu piston; - pompe rotative cu palete radiale; - pompe electromagnetice.
Fig.16.5.Pompa de combustibil cu membrană 272
Dimensionarea pompelor cu membrană În figura 16.5. este reprezentată schema unei pompe cu membrană. Notaţiile au următoarele semnificaţii: 1-membrana; 2-corpul pompei; 3-tija de acţionare a membranei; 4-arcul central al pompei; 5-capacul cu supapa de aspiraţie "SA" şi supapa de refulare "SR"; 6-amortizorul pulsaţiilor de presiune; 7-sistem de fixare a tijei pe membrană; 8-pârghia de acţionare a membranei; 9excentricul de pe arborele de distribuţie. Pompa cu membrană trebuie să asigure un debit de 3-5 ori mai mare decât debitul maxim necesar motorului la funcţionarea în regim nominal la sarcină totală. Volumul combustibilului aspirat şi refulat de pompă în timpul unei curse Sp a pompei se aproximează prin volumul a două trunchiuri de con de înălţime Sp/2 ca în figura 16.5. în care: dadiametrul armăturii de fixare a tijei de membrană; dp - diametrul membranei pompei. Se poate deci scrie: Sp 2 2 2 d p da d p da 2 (16.1) Vp 2 3 4 4 2 2 sau: S p 2 d 2a d a (16.2) Vp d p 1 2 3 12 d p d p Notând = d a / d p 4 rezultă în continuare:
Vp
Sp
d p2 2 1
S p d 2p
(16.3) A5 12 12 unde: A 2 1 1,251,50 6 -statistic, pentru construcţiile actuale. Ţinând seama de coeficientul de debit al pompei 0,4 7, se obţine volumul real de combustibil refulat de pompă la o cursă completă a membranei: S p d 2p (16.4) Vpr A8 12 Notând cu C consumul orar de combustibil al motorului la regim nominal şi sarcină totală, cu numărul de timpi ai motorului şi cu nn turaţia nominală a motorului, debitul de combustibil consumat pe ciclu va fi: C [kg / ciclu] 9 (16.5) qc 120 nn Dacă c este densitatea combustibilului, volumul acestuia consumat pe ciclu va fi: ~ C [l] 10 Vc (16.6) 120 c nn Egalând 16.6. cu 16.4. se obţine relaţia de dimensionare a diametrului membranei pompei: 35 C dp [dm] 11 (16.7) 10 c S p nn Pentru proiectarea efectivă a sistemului de alimentare prin adoptarea unei pompe cu membrană existente la un motor nou se porneşte de la relaţia (figura 16.5): S p hc l S p hc p 12 (16.8) l p lc lc Din relaţiile (16.8) se pot corela dimensiunile constructive ale sistemului de acţionare al pompei cu membrană. În relaţia 16.7. nn=2.nc (nc - turaţia arborelui de distribuţie). Se recomandă ca raportul lp/lc să ia valori în intervalul (0,6…0,7). 273
Fig.16.7 Pompa de alimentare cu dublu efect
Fig.16.6.Pompa de alimentare cu simplu efect
Proiectarea dimensională a pompelor de alimentare cu piston Sunt utilizate mai puţin la motoarele cu aprindere prin scânteie fiind în schimb folosite pe larg la motoarele cu aprindere prin comprimare. Diametrul pistonului pompei dp şi cursa acestuia Sp sunt elementele geometrice principale ale calculului de dimensionare funcţională. Construite în două variante constructive (fig.16.7. şi 16.8.) pompele cu piston pot fi: - cu simple efect (acţiune); - cu dublu efect. Indiferent de varianta constructivă, pompa cu piston trebuie să asigure un debit de (6…8) ori mai mare decât debitul motorului la regim nominal. Unele firme constructoare impun amplificări ale debitului de până la 30 ori faţă de cerinţele motorului la regim nominal şi sarcină totală. La pompa cu simplu efect (fig.16.6.) partea principală a dozei de combustibil este refulată în timpul cursei descendente a pistonului; în cursa ascendentă a pistonului cea mai mare parte a debitului ce trece prin supapa de refulare "SR" ajunge în volumul de sub piston. În cursa ascendentă este refulat deci numai volumul corespunzător volumului tijei pistonului. Se poate deci scrie:
Vpr
d p2 dr2 S p v
dt2 S p v
S p d p2 v 13
4 4 4 unde: dp - diametrul pistonului; Sp - cursa pistonului; dt - diametrul tijei pistonului; v - randamentul pompei. Volumul de combustibil consumat pe ciclu de funcţionare este: ~ C [l] 14 Vc 120 c nn Din (16.9) şi (16.10) rezultă: 68 C 15 dp 60 v c S p nn
(16.9)
(16.10)
(16.11)
În cazul pompei cu dublu efect, volumul refulat la o cursă dublă a pistonului este: d p2 Vpr S p v d p2 dt2 S p v S p v 2 d p2 dt2 16 4 4 4 (16.12)
274
Fig.16.8. Schema de calcul a pompei de alimentare cu palete radiale Din (16.12) şi (16.10) se obţine:
4
dp
68 C 120 n 17 sau
S p v 2 d p2 dt2
c
68 C
dt2 18 2
60 v c S p nn
n
(16.13)
Se recomandă următoarele valori: v = 0,93…0,96; Sp/dp = 0,25…0,65. Valori uzuale în cazul motoarelor de medie cilindree: Sp = 8 [mm]; dp = 22 [mm]. Dimensionarea pompei cu palete radiale Schema de calcul pentru acest tip de pompă (cu aspiraţie exterioară şi simplă acţiune) este prezentată în figura 16.8. Notaţiile din fig. au următoarele semnificaţii: D - diametrul statorului pompei; d - grosimea paletei; e - excentricitatea pompei; p - viteza unghiulară a rotorului; Vt - viteza tangenţială a paletei la raza r măsurată faţă de centrul rotorului O1. Debitul elementar antrenat de suprafaţa elementară a paletei are forma: dVp Vt dS p dS p B d 19 (16.14) În relaţia (16.14) B este lăţimea paletei (sau lăţimea interioară a statorului pompei) iar dS este suprafaţa elementară a paletei. np Ţinând seama de relaţia p 20, (16.14) devine: 30 np dVp B d 21 (16.15) 30 Integrând: Vp
np 30
B
D e 2
d
D e 2
np
D e 2
np B 2 B D e [dm 3 / min] 22 D 60 30 e
(16.16)
2
Dacă pompa are z palete şi se ţine seamă de grosimea paletelor şi de randamentul pompei v (16.16) devine: 275
Fig.16.9. Schema de principiu a carburatorului dm3 (16.17) Vpr 2 n p B D z e v 23 h Pompa trebuie să asigure un debit de (3-5) ori mai mare decât consumul orar al motorului astfel încât: (16.18) 35 C c Vpr 24
sau
35 C 2 np B D z e v c 25
(16.19)
Din relaţia (16.19) se poate obţine valoarea parametrului necesar calculului de proiectare. Se recomandă pentru pompele cu palete radiale: n e z 2 sau 4; v 0,850,95; n p n ; 0,050,10 2 D 26 B 12; 0,0250,050 D D b) Proiectarea carburatorului În figura 16.9. se prezintă schema unui carburator monocorp, vertical, inversat. Semnificaţiile notaţiilor sunt: 1-clapeta dispozitivului de pornire; 2-orificii de aer pentru sărăcirea amestecului; 3-supapă; 4-canal pentru accesul benzinei în dispozitivul de mers în gol încet; 5-pistonul pompei de acceleraţie; 6-resort; 7,14,15,16- sistem pârghii pentru acţionarea pompei de acceleraţie; 8-supapă alimentare cameră economizor; 9-economizor cu comanda pneumatică; 10-membrană economizor; 11-resort; 12-canal de combustibil; 13-tub de comandă pneumatică a economizorului; 18-jiclor economizor; 19-clapeta de acceleraţie; 20-orificiul acces emulsie aer-benzină prin dispozitivul de mers în gol încet; 21-supapă de control a debitului de emulsie aer-combustibil; 22276
a) b) Fig.16.10. a) Dependenţa depresiunii din difuzor (pd) de turaţia motorului; b) Dimensiunile difuzorului orificiu de progresiune; 23-tubul emulsor al dispozitivului principal de dozare; 24-puţul tubului emulsor; 25-difuzor; 26-pulverizatorul dispozitivului principal de dozare; 27-canal acces emulsie aer-benzină; 28-jiclorul de benzină al pompei de acceleraţie; 29-jiclorul de aer al dispozitivului de mers în gol încet; 30-jiclorul dispozitivului principal de dozare; 31-canal acces benzină; 32-jiclorul de benzină al dispozitivului de mers în gol încet; 33-supapă; 34-jiclorul de aer al dispozitivului principal de dozare; 35-jiclor de aer; 36- plutitor. Alegerea diametrului secţiunii de intrare (d) în motor a amestecului aer-vapori de benzină (practic diametrul interior al flanşei de montaj pe colector a carburatorului) este o primă problemă a dimensionării sistemului de alimentare prin carburaţie. Pentru carburatoarele monocorp firma Solex indică următoarele relaţii: d 0,800,83 Vt nn 103 [mm] 27 d Vt nn 103 [mm]
28
- pentru motoarele cu patru cilindri;
- pentru motoarele cu şase cilindri;
d 115 , Vt nn 103 [mm] 29 - pentru motoarele cu opt cilindri. În relaţiile de mai sus Vt este cilindreea totală a motorului iar nn turaţia nominală a acestuia. Dimensionarea difuzorului Difuzorul carburatorului este un ajutaj convergent-divergent în a cărui secţiune minimă depresiunea aerului admis spre cilindri motorului atinge valoarea capabilă să asigure aspiraţia benzinei din camera de nivel constant; viteza aerului la trecerea prin difuzor trebuie să determine pulverizarea fină a jetului de benzină. Depresiunea aerului în difuzor (pd) este diferenţa dintre presiunea mediului ambiant po şi presiunea statică din difuzor pd: p p p0 pd 30 (16.20)
Depresiunea (pd) depinde de turaţie (fig.16.10,a). La turaţii nominale de peste 3200 rot/min depresiunea în difuzor ajunge la 1500 mm coloană H2O. Statistic, depresiunea din difuzor are valori cuprinse între 1200…2000 mm coloană H2O. ( 1 mm H2O = 9,80665 Pa). Viteza aerului în difuzor wad se determină cu ajutorul ecuaţiei lui Bernoulli. Scriind ecuaţia Bernoulli la intrarea în difuzor (secţiunea O-O) şi în secţiunea minimă a acestuia (secţiunea d-d), în ipotezele incompresibilităţii aerului şi a diferenţei neglijabile de nivel în lungul difuzorului se obţine: 277
p0
2 2 p w0 w d ad 1 31 0 2 g 0 2 g Se admite că în secţiunea O-O, w0 0 32, deci: 2 g pd 33 wad 0 1
Înlocuind 0 p0 g 34 şi notând w
wad w
(16.21)
(16.22)
1 35 se obţine: 1
2 pd 36 p0
(16.23)
În relaţiile de mai sus: w= 0,85 - coeficientul pierderilor de viteză în difuzor; r0 = 1,29 [kg/m3] - densitatea aerului la 00C şi 760 mm Hg; Viteza aerului în difuzor se poate determina şi cu ajutorul relaţiei: p wad 727 1 d p0
rezultă:
0,299
[m / s] 37
(16.24)
care provine din expresia vitezei la curgerea aerului printr-un ajutaj convergent-divergent. Pentru carburatoarele existente wad=80…170 [m/s]38 Debitul masic al aerului ce trece prin difuzor se determină cu ecuaţia continuităţii: (16.25) Cad d Sd wad 0 3600 [kg / h] 39 unde: d - coeficient de contracţie la curgerea prin ajutaj; Sd - suprafaţa secţiunii minime a difuzorului. Înlocuind (16.23) în (16.25) şi notând d=d.w40- coeficientul de debit al difuzorului,
Cad d Sd 2 0 pd 3600[kg / h] 41
(16.26)
Dacă se ţine seamă de compresibilitatea aerului (prin factorul c) se poate scrie expresia debitului de aer corectată: (16.27) Ca = c C’ad 42 Dacă se introduce în ecuaţia (16.26) densitatea aerului în difuzor d = 0 ( pd / p0 )0,71 43în locul densităţii r0 rezultă expresia aceluiaşi debit corectat Cad.
Fig. 16.11 Determinarea valorilor d
Fig. 16.12. Carburator cu difuzoare multiple 278
Coeficientul de debit d depinde de mărimile geometrice ale difuzorului dar mai ales de depresiunea din difuzor: (16.28) d 0,680,83 44 Valorile d şi c pot fi citite din nomograma (16.11). Presupunând că admisia amestecului aer-combustibil în cilindri motorului se face strict pe durata corespunzătoare la 1800 RAC, rezultă că la motoarele cu numărul de cilindri mai mare ca patru admisia amestecului carburant se interferează la câte doi cilindri (consecutivi în ordinea de aprindere). Deci prin difuzorul carburatorului va trebui să treacă (pe durata corespunzătoare la 180o RAC) un debit de aer mai mare decât cel necesar unui singur cilindru. Se introduce în acest scop coeficientul de corecţie c care are următoarele valori: - c=1 pentru i=1…4 (i numărul de cilindri); - c=1,15 pentru i=5; - c=1,3 pentru i=6; - c=1,6 pentru i=8; Debitul masic de aer care intră într-un cilindru în timpul admisiei (pe 180o RAC) este: Qa 103 v 0 Vs Kg (16.29) Ca1 0,12 v 0 Vs n 45 180 h 6 n Dacă ţinem seamă de interferenţa alimentării la motoarele cu i > 4: (16.30) Ca c Ca1 0,12 0 Vs n Kg / h 46
Pentru a determina diametrul secţiunii minime a difuzorului se egalează (16.27) cu (16.30), rezultând: c Vs v n 47 (16.31) dd 5,848 z c d pd
unde z este numărul camerelor de amestec ale carburatorului: Alegerea dimensiunilor difuzorului se poate face utilizând indicaţiile din figura 16.10,b. Pentru obţinerea unei pulverizări fine a benzinei şi la turaţii mai scăzute decât turaţia nominală, fără a folosi un difuzor puternic strangulat, care ar mări rezistenţele gazodinamice la turaţii ridicate, se utilizează difuzoare multiple (fig.16.12) formate din două sau trei difuzoare concentrice. Difuzorul central cu cea mai mică secţiune de trecere se mai numeşte şi centrator. În secţiunea minimă a centratorului viteza de curgere a aerului va fi mai mare cu 20% iar depresiunea cu 50%; prin secţiunea dintre difuzoare trece un debit de 66-83% din debitul total. Dimensionarea jiclorului de combustibil Schema de calcul este prezentată în figura 16.13. Scriind ecuaţia lui Bernoulli pentru
Fig.16.13. Schema de calcul a jiclorului de combustibil
Fig.16.14.Determinarea valorii coeficientului j 279
secţiunile O-O şi j-j, rezultă: 2 p p w02 w (16.32) = h j + j + j 48 h0 + 0 + 2g c 2g c sau: pj w2j p0 w02 49 (16.33) g hj g h0 2 c 2 c unde: c = 750 [Kg/m3] - densitatea benzinei; - coeficientul care ia în considerare pierderile prin frecarea cu pereţii şi distribuţia neuniformă a vitezei în secţiunea de curgere. Considerând w0 » 0 şi notând j 1 50 din 16.33 se obţine expresia vitezei 1 benzinei la curgerea prin jiclor: p0 p j (16.34) 2 g h 51 wj j 2
c
Depresiunea (pj-pd) care asigură curgerea benzinei trebuie să fie capabilă să ridice coloana de benzină în tubul pulverizator pentru a o deversa spre camera de amestec învingând în acelaţi timp tensiunea superficială care se opune curgerii benzinei; tensiunea superficială poate fi asimilată ca valoare convenţională cu presiunea dată la o coloană de benzină de înălţime hs. Se poate astfel scrie: (16.35) p j pd h h h c g 52 sau: Rezultă:
p j p0 pd p0 h h h c g 53
(16.36)
p0 p j pd h h h c g 54
(16.37)
Înlocuind (16.37) în (16.34) se obţine: pd 2 g h h 55 wj j 2
(16.38)
c
Notând h* h h 56, se obţine: wj j 2
pd
c
2 g h* 57
(16.39)
Viteza benzinei la curgerea prin jiclor are valori de (3…5) m/s fiind de 25…30 ori mai mică decât viteza aerului la curgerea acestuia prin difuzor. Debitul masic al benzinei prin jiclor poate fi scris sub forma: C j j S j w j c 3600 [kg / h] 58 (16.40) unde: j - coeficient de contracţie al orificiului jiclorului Sj = p.dj2/4 - suprafaţa orificiului jiclorului. Introducând (16.39) în (16.40) rezultă:
C j j S j 2 c pd g c h* 3600 [kg / h] 59
(16.41)
în care: j j j 60 - coeficientul de debit al jiclorului (se poate citi valoarea funcţie de pd din figura 16.41; A este forma din stânga figurii). Valorile uzuale ale mărimilor h şi hs sunt:
h 26 [mm] h 12 [mm]
61
h* 1418[mm] Se consideră că întreaga cantitate de combustibil adică consumul orar de benzină C trece 280
în totalitate prin jiclor (ipoteză acoperitoare). Dacă i este numărul de cilindri ai motorului Cj = 4.C/i, deoarece fiecare cilindru este d 2j alimentat numai în cursa de admisie, ţinând seama că S j 62 rezultă din (16.41): 4 C (16.42) [mm] 63 d j 5,82 j i pd g c h* Pentru predimensionare se poate folosi relaţia empirică: d j 0,05 dd 64
(16.43)
Dimensionarea elementelor dispozitivului principal de dozare cu frânare pneumatică a combustibilului şi tub emulsor Schema de calcul este prezentată în figura 16.15. Nivelele corespunzătoare înălţimilor h1 şi h2 corespund orificiilor din tubul emulsor. Într-o primă etapă a funcţionării dispozitivului nivelul combustibilului h variază în intervalul (0,h1) sau 0
jc S jc 2 c p0 pd g c h* g c h 2 c p0 pd t St 65 Împărţind ambii membrii ai relaţiei (16.44)
(16.44)
2 c 66cu atunci:
jc S jc pd g c h* g c h t St pd 67
(16.45)
În relaţiile (16.44) şi (16.45): j, t - coeficientul de debit al jiclorului principal de combustibil, respectiv al orificiilor practicate în tubul emulsor. Sjc, St - secţiunea orificiului jiclorului principal, respectiv suma secţiunilor orificiilor prac ticate în tubul emulsor. Din (16.45) rezultă în continuare:
Fig.16.15. Schemă pentru dimensionarea sistemului principal de dozare 1- jiclorul principal de combustibil; 2- tubul emulsor; 3- puţul tubului emulsor 281
2 pd t S t (16.46) h 1 h* 68 g c jc S jc Pentru 0
S jc 2 c p0 pE g c h* g c h t St 2 0 p0 pE
p S p 2 E pE pd
70
(16.49)
În relaţia (16.49): t - coeficientul de debit al orificiilor de pe primul orizont al tubului emulsor; St1 - suprafaţa orificiilor primului orizont; p - coeficientul de debit al pulverizatorului; Sp - suprafaţa găurii pulverizatorului; E - densitatea emulsiei aer-benzină. Pornind de la relaţia (16.48)
Fig.16.16.Forme constructive ale jicloarelor de combustibil
Fig.16.17. Schema de calcul a volumului plutitorului 282
sau: sau
Rezultă:
Cc Ca E VE
(16.50)
Cc Ca E V c V a 71
(16.51)
E Cc Ca 72
(16.52)
E Cc Ca 73
(16.53)
Vc Va Cc Ca
c a
Funcţionarea în regim de creştere frânată a cantităţii de benzină din amestec este caracteristică dispozitivului. Tubul emulsor este astfel prevăzut cu orificii dispuse pe trei sau patru nivele. Coeficientul de exces de aer al amestecului realizat de acest dispozitiv are forma: c d Sd 2 0 pd t St1 2 0 pE 74 (16.54) Lmin jc S jc 2 c pE g c h* g c h
În expresia de la numitor, debitului de aer prin difuzor i-a fost adăugat şi debitul de aer ce pătrunde "pentru frânare" prin jiclorul de aer. Adoptând legea de variaţie a coeficientului de exces de aer (funcţie de sarcina motorului, de exemplu) relaţia (16.54) se foloseşte pentru dimensionarea elementelor dispozitivului. În figura 16.16 sunt prezentate forme constructive de jicloare. Dimensionarea plutitorului Scopul calcului de dimensionare este cel al determinării volumului plutitorului care se găseşte imersat în benzină. Schema de calcul este prezentată în figura (16.17) unde: q1 - greutatea cuiului (supapei) obturator; q2 - greutatea pârghiei; q3 - greutatea plutitorului; q4 - greutatea volumului de combustibil dislocuit de plutitor; q5 - forţa dată de presiunea benzinei refulate de pompa ce acţionează pe cuiul obturator. Această forţă se determină cu relaţia: d2 (16.55) pc 75 q5 4 unde: d - diametrul orificiului de exces a benzinei; pc -presiunea benzinei refulate de pompă cu valori între (0,14…0,25).105 Pa. Scriind ecuaţia de momente în punctul A: (16.56) q1 q5 a q2 c q3 b q4 b 76 de unde:
a q c q z 3 77 (16.57) b c g b c g Volumul plutitorului care se găseşte cufundat în combustibil este: q q a q c q Vpc 1 5 z 3 78 (16.58) c g b c g b c g unde: c - densitatea benzinei. Se recomandă ca Vpc să prezinte 3/4 din volumul total al plutitorului; Secţiunea plutitorului în planul nivelului de combustibil din camera de volum constant trebuie să fie cât mai mare pentru obţinerea unei sensibilităţi mai accentuate. Recomandări privind plasarea camerei de nivel constant şi a clapetei de acceleraţie Ansamblul cameră de nivel constant-pulverizator se montează paralel cu direcţia de înaintare a autovehiculului (fig.16.18); la accelerare, din cauza inerţiei, combustibilul exercită o presiune suplimentarp asupra jiclorului, îmbogăţeşte pentru scurt timp amestecul şi măreşte q4 q1 q5
283
Fig.16.19. Plasarea clapetei de acceleraţie relativ la planul longitudinal al motorului
Fig.16.18. Plasarea camerei de nivel constant pe motor şi autovehicul dinamicitatea autovehiculului. Un avantaj asemănător se obţine la deplasarea pe rampă. Cu camera de nivel constant plasată spre direcţia de înaintare se obţine sărăcirea amestecului în pantă sau la decelerare. Clapeta de acceleraţie se plasează cu axa paralelă cu axa longitudinală a motorului pentru a nu perturba alimentarea identică a cilindrilor cu amestec proaspăt (fig.16.19). În figura 16.19 este exemplificat grafic regimul de curgere a amestecului pentru două poziţii distincte ale axului clapetei de acceleraţie.
16.1.4 Carburatoare cu comandă electronică. Principii de proiectare Rolul esenţial al unui carburator este acela de a asigura formarea amestecului aercombustibil, iar dozajul acestuia este precizat de raportul debitelor celor două fluide. Modificarea acestui raport se obţine în mod firesc prin variaţia unuia din aceste debite. Din acest punct de vedere, sistemele moderne de carburatoare cu comandă electronică pot fi grupate în două mari clase: a) Carburatoare cu corecţia dozajului prin controlul debitului de aer realizabil prin: - variaţia poziţiei clapetei superioare(BOSCH-PIERBURG); - variaţia secţiunii jiclorului de aer (HONDA, CARTER, HITACHI, NISSAN, FUJI). b) Carburatoare care asigură corecţia dozajului prin controul debitului de combustibil utilizând: - modulator de vid (G.M., FORD); - supape electromagnetice (G.M., FORD. SOLEX, WEBER, AMC); - prin variaţia presiunii în camera de nivel constant (FORD). O soluţie caracteristică primei clase este cea dezvoltată de PIERBURG-BOSCH. Sistemul, denumit ECOTRONIC (fig.16.20) a fost iniţiat în ideea păstrării avantajelor de bază ale carburatorului clasic (construcţie simplă, bună adaptabilitate la motor, siguranţă în funcţionare) completate cu altele ce decurg din utilizarea sistemului electronic de comandă. Construcţia asigură în mod special o îmbunătăţire a funcţionării motorului la regimuri tranzitorii. Astfel, comanda electronică realizează: - îmbogăţirea dozajului în regim de pornire sau de încărcare; - îmbogăţirea amestecului în regim de accelerare; - stabilirea funcţionării la mersul în gol; - întreruperea alimentării la mersul în gol forţat şi la oprirea motorului. 284
Formarea amestecurilor în regimurile staţionare de funcţionare ale motorului cald este asigurată de structura clasică a carburatorului. Schema principială este prezentată în figura 16.20. Prin intermediul elementelor de execuţie, utilizând semnalele captate de senzorii de temperatură, turaţie, poziţie şi presiune a aerului înconjurător, blocul electronic realizează reglarea funcţionării în "buclă închisă". Un microprocesor pe 8 biţi, memoria program (ROM) şi cea operaţională (RAM), împreună cu două convertoare (unul analog-digital la intrare şi altul digitalanalog la ieşire) sunt elementele principale ale blocului electronic de reglare. Funcţia de reglare, la funcţionarea motorului în regimurile tranzitorii menţionate, se realizează prin compararea continuă a valorilor curente ale parametrilor de reglaj cu cele din câmpurile de caracteristici ridicate pe standul de probă la funcţionarea optimizată a motorului. Oprirea alimentării cu combustibil la regimul de mers în gol forţat se realizează prin închiderea completă a clapetei de acceleraţie. Orificiile amestecului de mers în gol se află deasupra clapetei de acceleraţie în domeniul presiunii atmosferice, ceea ce face ca sistemul de mers în gol să fie scos complet din funcţiune. La scăderea turaţiei motorului sub o valoare prestabilită dispozitivul electropneumatic aduce clapeta de acceleraţie în poziţia de mers în gol, orificiul amestecului de mers în gol este pus în legătură cu depresiunea de sub clapeta de acceleraţie (din galeria de admisie) şi debitul de combustibil este restabilit.
285
La turaţii superioare turaţiei de prag este acţionată supapa electromagnetică ce pune în legătură dispozitivul electropneumatic cu depresiunea din colectorul de admisie, astfel încât clapeta de acceleraţie este complet închisă. Controlul funcţionării motorului la mersul în gol se realizează prin reglarea poziţiei clapetei de acceleraţie. Poziţia clapetei este modificată riguros prin intermediul unui dispozitiv electropneumatic prevăzut cu două supape electromagnetice pentru interconectarea presiunilor de acţionare (atmosferică şi depresiunea din colectorul de admisie).
Fig.16.20. Carburatorul PIERBURG-BOSCH 1-potenţiometru; 2-dispozitiv de reglaj poziţie clapetă; 3-clapetă pornire cu servomotor, 4-jiclor de aer pentru compensare la mersul în gol; 5jiclor principal de frânare; 6-jiclor pentru mersul în gol; 7-jiclor principal; 8-priză depresiune pentru comanda supapei de aer; 9-clapeta de acceleraţie; 10-traductor poziţie clapetă; 11comutator pentru mersul în gol; 12-supape electromagnetice; a-semnal comutator mers în gol; bsemnal poziţie unghiulară a clapetei de acceleraţie; c-pozi-ţionarea clapetei de acceleraţie dată de dispo-zitivul de reglaj; d-turaţie motor; e-semnal nivel temperatură lichid răcire; I- bloc de prelucrarea informaţiilor; II- bloc electronic pentru mersul în gol forţat; III- bloc mers în gol; IVbloc pentru comenzi pornire şi încălzire; V-bloc pentru regimul de accelerare; VI- semnal ieşire comandă poziţie clapetă de acceleraţie; VII- semnal ieşire poziţie clapetă de pornire 286
Fig. 16.21. Carburatorul HONDA La mersul în gol se compară turaţia motorului cu o valoare prestabilită rezidentă în memoria ROM. Din diferenţa celor două mărimi blocul de comandă emite semnalul ce conduce la modificarea (în sensul dorit) poziţiei clapetei de acceleraţie. La accelerare, în funcţie de viteza de deschidere a clapetei de acceleraţie, se modifică şi poziţia clapetei superioare pentru asigurarea îmbogăţirii amestecului, promptitudinea poziţionării precise a clapetei permiţând o adaptare rapidă şi diferenţiată a calităţii amestecului în funcţie de parametrii funcţionali ai motorului. Din aceeaşi clasă de carburatoare face parte şi construcţia firmei HONDA care, pentru realizarea dozajelor dorite, utilizează controlul debitului de aer din circuitul dispozitivului
Fig.16.22. Carburatorul General Motors 287
principal de dozare cu frânare pneumatică (fig.16.21). Sistemul este compus dintr-un carburator dublu corp (1) care pe treapta I are un circuit principal şi un circuit de combustibil pentru mersul în gol (3), alimentat din camera de nivel constant (6). Aerul de frânare, necesar controlului excesului de aer, este asigurat printr-un sistem de reglare (11) prin circuitele (7) şi (8). Pe treapta a II-a a carburatorului se află circuitele de combustibil (4) şi (5). Circuitul (4) asigură, împreună cu circuitul de aer (9) controlul dozajului la funcţionare treptei a II-a a carburatorului. Circuitul principal (5) al treptei a II-a cuprinde un jiclor fix al aerului de frânare (10) ce comunică cu filtrul de aer. Dispozitivul de reglare (11) cuprinde trei supape pentru controlul debitului de aer şi un motor pas cu pas. Blocul electronic (26), primeşte informaţii de la comutatorul lamelar (20) şi de la traductoarele sistemului (sonda Lambda, senzor al presiunii din colectorul de admisie, traductorul pentru temperatura lichidului de răcire, senzorul presiunii atmosferice, traductor de turaţie) şi transmite semnale de comandă motorului pas cu pas al dispozitivului de reglaj. Reglarea calităţii amestecului se face în sistem buclă deschisă (la deschiderea maximă a clapetei carburatorului, în regim de deceleraţie şi la funcţionarea în gol a motorului) sau în sistem buclă închisă pentru funcţionarea motoruluiîn regimuri de sarcini parţiale. O a doua clasă de carburatoare utilizează controlul electronic al valorii debitului de combustibil pentru a se asigura dozajul necesar fiecărui regim de funcţionare al motorului. Modelele Dualjet, Quadrajet şi Varajet produse de G.M. au structura principială prezentată în fig.16.22. O supapă acţionată electromagnetic (1) controlează debitul de combustibil. Traductorul pentru sesizarea poziţiei clapetei de acceleraţie transmite spre blocul de comandă informaţii în legătură cu intenţia conducătorului auto. Tija (2) acţionată de supapa electro-magnetică (1) variază debitul aerului din circuitul de mers în gol în timp ce tija (3) acţionează asupra parametrilor circuitului principal de dozare. Comanda unui amestec sărac determină o sărăcire a amestecului aer-combustibil în ambele circuite şi, invers, comanda specifică unui amestec bogat determină îmbogăţirea amestecului în amândouă circuitele. Limitele calităţii amestecului sunt fixate prin limitatoarele reglabile (4) şi (5). Frecvenţa de acţionare a supapei electro-magnetice este variabilă, tijele (2) şi (3) parcurgând o cursă completă între (4) şi (5) la fiecare impuls de comandă a supapei electromagnetice. Principii de proiectare a carburatoarelor cu comandă electronică Obiectivele ce se stabilesc la proiectarea carburatoarelor comandate electronic sunt următoarele: a) asigurarea calităţii necesare amestecului aer-benzină la toate regimurile de funcţionare a motorului; b) reducerea consumului de combustibil; c) reducerea nivelului emisiilor poluante; d) pornire sigură şi funcţionare stabilă a motorului la temperaturile întâlnite în utilizare; e) schimbarea rapidă a calităţii amestecului la funcţionarea motorului în regimuri tranzitorii; f) funcţionarea sigură a motorului în situaţiile de avarie provocate de defectarea componentelor electronice. Soluţiile de proiectare specifice care permit atingerea acestor obiective vor fi comentate în cele ce urmează cu exemplificare directă pe sistemul PIERBURG-BOSCH (fig.16.20). Servomotorul electric de pornire este un motor electric pas cu pas având un cuplu maxim de 7 [N.cm]. Sistemul asigură clapetei superioare un domeniu de reglaj unghiular cuprins în intervalul [0,900], cu viteza de 4,5 m/s şi o variaţie sinusoidală a cuplului ca funcţie de unghiul de rotaţie al clapetei. Precizia de poziţionare unghiulară permite variaţii de cel mult 0,06 din valoarea întregului interval de lucru. Dispozitivul de reglare a poziţiei clapetei de acceleraţie la mersul în gol este de tip electropneumatic şi are următoarele caracteristici: 288
AER
Combustibil Acumulator de Combustibil
Filtru de AER Debitmetru de AER
Filtru de Combustibil Reglare Amestec
Clapeta de acceleraţie
Distribuitor de Combustibil Injectoare
Colector de admisie Camera de ardere Fig.16.23. Sistemul mecanic de injecţie a combustibilului. Schema de principiu.
impuls;
- viteză de reglare 25 m/s; - domeniu de reglare [0,18 mm]; - modulaţia impulsului de comandă cu sistem adaptiv asigurând curse egale pentru fiecare
- comandă efectivă cu două supape sincronizate; - traductor de poziţie potenţiometric cu caracteristică liniară pe domeniul de lucru; - eroarea de poziţionare 79± 0,3% din valoarea maximă a cursei. Potenţiometrul pentru poziţia clapetei de acceleraţie este realizat de potenţiometru rotativ cu arc de revenire pentru compensarea jocului funcţional. Datele tehnice sumare sunt: - rezistenţă electrică maximă - 2 k; - curent maxim - 1 mA; - domeniu de măsurare - [0,900].
16.2 Instalaţii de alimentare cu injecţie de benzină 16.2.1 K-JETRONIC 289
Sistemul mecanic de injecţie a combustibilului realizează următoarele funcţii principale: - Măsurarea cantităţii de aer necesar admisiei; - Alimentarea cu combustibil; - Prepararea combustibilului; Funcţionarea sistemului este prezentată schematic în fig. 16.23. O pompă acţionată electric extrage combustibilul din rezervor, îl trimite către un acumulator, iar apoi, printr-un filtru fin, către unitatea de cântărire, care este o parte a dispozitivului de amestec sub presiune. Presiunea combustibilului este păstrată constantă în partea de reglare a presiunii din dispozitivul de distribuire, care trimite combustibilul către injectoare. Injectoarele pulverizează carburantul în mod continuu în colectorul de admisie al motorului ( de unde şi numele sistemului (K=Kontinuierlich). Elementele principale ale sistemului K de injecţie pot fi urmărite în fig.16.24. Descrierea părţilor componente 16.2.1.1 Sistemul de alimentare cu combustibil. 16.2.1.1.1 Pompa electrică de alimentare cu combustibil.
Fig.16.24. Elementele principale ale sistemului de injecţie de tip K-Jetronic 1- Rezervor de combustibil; 2- Pompa electrică de alimentare; 3-Acumulator de combustibil; 4Filtru; 5- Corector de presiune în faza de încălzire; 6- Injector; 7- Colector de admisie; 8- Injector de pornire la rece; 9- Regulator de amestec; 9a- Secţiunea de măsurare a combustibilu-lui; 9bSistem de reglarea presiunii; 10- Debitmetrul de aer; 10a- Talerul debitmetrului; 11- Electrovalvă; 12- Sonda; 13- Termocontact temporizat; 14- Sistem de aprindere; 15- Comanda aerului adiţional; 16- Comutatorul clapetei de acceleraţie; 17- Releu de comandă; 18- Aparat de comandă; 19- Cheie de contact; 20- Acumulator 290
Esta o pompă de tip multicelular cu role metalice cu un debit de câteva ori mai mare decât cantitatea maximă de carburant cerută de motor, iar surplusul este returnat fără presiune în rezervor de către regulatorul de presiune. Presiunea realizată este de cca 0,47…0,5 MPa.(fig. 16.25) 16.2.1.1.2 Acumulatorul de combustibil fig.16.26. Realizează următoarele funcţiuni: - Amortizor de zgomot al pompei de alimentare; - Întârzie stabilizarea presiunii în circuitul de alimentare la pornire, ceea ce garantează o poziţie neutră a pistonului de comandă; - Păstrează un timp presiunea în sistem, după oprirea motorului, asigurând o pornire u[oară la cald, combustibilul fiind la dispoziţia instalaţiei de alimentare prin orificiul calibrat, la o presiune de cca. 0,47 MPa.
Fig.16.25. Secţiune prin pompa electrică de alimentare cu combustibil 1- admisie; 2supapă de supra-presiune la admisie; 3pompa cu role; 4- rotor; 5- supapa de refulare; 6- racord refulare. În secţiunea transversală 1- secţiunea de admisie; 2discul rotor; 3- role; 4- carcasa pompei; 5refulare
Fig.16.26. Secţiune prin acumulatorul de combustibil 1-Camera resortului; 2-Resort; 3Opritor; 4-Membrană; 5- Volum de acumulare; 6-Deflector; 7-Racord admisie; 8- Racord retur; a- gol; b- plin 291
Fig.16.27. Filtrul de combustibil 1element filtrant din hârtie; 2-reazem; 3sită - Întărzie stabilizarea presiunii în circuitul de alimentare la pornire, ceea ce garantează o poziţie neutră a pistonului de comandă; - Păstrează un timp presiunea în sistem, după oprirea motorului, asigurănd o pornire u[oară la cald, combus- tibilul fiind la dispoziţia instalaţiei de alimentare prin orificiul calibrat, la o presiune de cca. 0,47 MPa.
Fig.16.28. Regulatorul de presiune 1- racordul presiunii de lucru; 2- garnitură; 3- retur la rezervor; 4- piston; 5- resort de reglarea presiunii; a- poziţia motorului oprit; b- poziţia de lucru
16.2.1.1.3 Filtrul de combustibil. În avalul elementului filtrant care este din hârtie, se află o sită ce reţine eventualele particule de hărtie ce se pot desprinde, deci, la montaj trebuie respectat sensul de curgere indicat pe carcasă. 16.2.1.1.4 Sistemul de reglare al presiunii.
Fig.16.30. Injectorul de pornire la rece (activat): 1- conexiune electrică; 2- Admisia de combusitbil, cu filtru fin; 3- Miezul magnetic cu supapa; 4Înfăşurarea electrică; 5 - Duza de pulverizare;
Fig.16.29. Injectorul :a- poziţia motorului oprit; b- poziţia de lucru; 1- corpul injectorului; 2- filtru ultrafin; 3- supapa pulverizatorului; 4- scaunul supapei. 292
Se află în carcasa dozator-distribuitorului de combustibil şi păstrează constantă presiunea la cca. 0,5 MPa în sistemul de alimentare. Presiunea din instalaţie se află în echilibru cu arcul de rapel al pistonului regulatorului.
Fig.16.31. Termocontact temporizat 1- conexiune electrică; 2- Hexagon de străngere; 3- Lamelă bimetalică; 4- Înfăşurare de încălzire; 5Contact.
16.2.1.1.5 Injectorul. Este plasat în colectorul de admisie în poarta supapei, fixarea sa fiind asigurată printr-o piesă din cauciuc, care realizează şi etanşeitatea. Injectorul este tarat la o presiune de autodeschidere de 0,33 MPa, neavănd nici o funcţie de dozaj. La deschiderea injectorului, supapa puverizatorului vibrează cu o frecvenţă relativ mare (audibilă), realizănd o bună pulverizare a carburantului chiar şi la debite foarte mici (la mers în gol).
16.2.1.1.6 Injectorul de pornire la rece. Prin pornire la rece se înţelege procesul de pierdere a unei părţi din amestecul carburant, prin condensarea combustibilului pe pereţii colectorului de admisie. Pentru a uşura pornirea motorului trebuie ca în momentul startului să se suplimenteze cantitatea de combustibil injectată. Durata de acţionare a supapei injectorului de start este stabilită de un termocontact temporizat, care sesizează şi urmăreşte temperatura motorului. Prin activarea injectorului, amestecul carburant se îmbogăţeşte, factorul devenind puţin sub 1.
Fig.16.32.Funcţionarea sistemului în faza de încălzire a motorului 1- Dozator; 1b- Partea de combustibil; 7- Injector; 15- Aer adiţional; 16- Corectorul de presiune 293
Fig.16.33. Corectorul de presiune a- Motor rece; b- Motor în regim termic stabilizat; 1- Membrană de comandă; 2- Retur; 3Presiunea de comandă (din regulatorul de amestec); 4- Arcul membranei; 5- Bimetal; 6- Înfăşurare de încălzire
Fig.16.34. Caracteristicile corectorului de presiune
16.2.1.1.7 Termocontactul temporizat. Controlează durata de deschidere a injectorului de start sau întrerupe funcţionarea lui, cănd temperatura motorului a crescut suficient şi este montat astfel încăt să sesizeze temperatura motorului. Elementul principal îl constituie o lamelă bimetalică ce are la o extremitate un contact electric la masa motorului şi este încălzită de o rezistenţă electrică. La -200C se realizează contactul timp de cca. 8 sec. după care intervine temperatura motorului, contactul desfăcându-se.
Fig.16.35. Secţiune prin controlerul aerului adiţional 1- Canalul prin care culisează diafragma; 2- Bimetal; 3- Înfăşurare de încălzire 294
Fig.16.36. Ilustrarea principiului unui debitmetru cu corp Hotant
16.2.1.2 Faza de încălzire a motorului. Îmbogăţirea amestecului, după pornirea motorului rece are loc prin corectorul de presiune, la valori <1 (uzual = 0,4), pănă cănd motorul atinge temperatura de regim normal. 16.2.1.2.1 Corectorul de presiune. Presiunea de comandă are o valoare relativă de 0,05 MPa, cănd motorul este rece şi creşte continuu pentru a atinge cca. 0,37 MPa la sfârşitul fazei de încălzire. În starea rece a motorului, o lamelă bimetelică acţionează în sens opus acţiunii arcului supapei, determinănd o scădere a presiunii de comandă, lucru care se face prin încălzirea lamelei de pornirea motorului. Datele corectorului de presiune în faza de încălzire a motorului sunt prezentate în figura 16.34. 16.2.1.2.2 Comanda aerului adiţional. În timpul perioadei de încălzire, pierderile prin frecare, importante în starea rece a motorului, pot fi compensate printr-o îmbunătăţire a umplerii cilindrilor prin introducerea unei cantităţi de aer suplimentar. Aceasta se realizează prin comanda unei diafragme perforate mobile, situată într-o conductă montată în paralel pe clapeta de acceleraţie. Deschiderea diafragmei este controlată de o lamelă bimetalică, încălzită electric. 16.2.1.3 Prepararea amestecului. Calitatea amestecului se poate determina prin măsurarea cantităţii de combustibil căruia îi corespunde o cantitate de aer absorbit. Prepararea amestecului se face în regulatorul de amestec, care este compus dintr-un debitmetru de aer şi un distribuitor de carburant. 16.2.1.3.1 Determinarea cantităţii de aer absorbit. Metoda utilizată pentru determinarea cantităţii de aer se bazează pe principiul corpurilor flotante: un platou circular se ridică într-un flux de aer de formă conică, pănă când forţa de apăsare a aerului, care se exercită pe faţa interioară a platoului, echilibrează greutatea acestuia. Astfel, poziţia platoului în curentul de aer permite determinarea debitului de aer, şi, prin urmare, cantitatea de combustibil necesară. Ridicarea platoului este proporţională cu debitul de aer: Q k S s 80 (16.58) unde: S - suprafaţa corespunzătoare unei ridicări h (vezi fig. 16.36);
Fig. 16.37. Secţiune prin debitmetrului sistemului a- poziţie de repaos; b- poziţie de lucru; 1- forma conică; 2- platou; 3- secţiune de descărcare; 4- şurub de reglaj al amestecului; 5- contragreutate; 6ax; 7- pârghie; 8- opritor. 295
Fig.16.38. Ilustrarea modului de reglaj a cantităţii de combustibil de către debitmetru 1- Admisia de aer; 2- Presiunea de comandă; 3Admisia de combustibil; 4- Către injectoare; 5Piston de comandă; 6- Fanta de comandă; 7Secţiunea de măsurare a combustibilului 8Debitmetrul
Fig.16.39. Vedere a pistonului de comandă. În medalion - fanta de comandă
s - suprafaţa corespunzătoare platorului; k 3,68 p 81, aproximativ constantă; p = căderea de presiune pe platou (cca.8…10 mm H2O); = densitatea aerului. Debitmetrul de aer este prezentat în figurile 16.37 şi 16.38. Platoul debitmetrului este fixat pe o pârghie ce se roteşte în jurul unui ax. Pentru compensarea greutăţii platoului şi a pârghiei este prevăzută o contragreutate (fig.16.37). Prin intermediul pârghiei, pistonul de comandă supus unei presiuni hidraulice (presiunea de comandă) transmite platoului o forţă opusă presiunii aerului. Cantitatea de aer aspirat prin vasul conic de măsură ridică platoul până când presiunea de împingere a aerului şi forţa pe piston ajung la echilibru. În această poziţie de echilibru, care este funcţie de cantitatea de aer aspirat, pistonul de comandă se plasează într-o poziţie determinată în dozator-distribuitorul de carburant (fig.16.38). Secţiunea dreptunghiulară de trecere a fantei de comandă se plasează într-o poziţie bine determinată faţă de rampa orizontală de distribuţie, lăsând să treacă o cantitate de combustibil spre injectoare (fig.16.39). Lăţimea fantei este de 0,2 mm. Datorită relaţiei lineare dintre debitmetru şi dozator -distribuitorul de carburant şi datorită pârghiei de acţionare asupra pistonului de comandă, care reuneşte aceste 2 părţi într-o singură unitate, se obţine o adaptare precisă şi stabilă pentru un coeficient de aer constant (=1). Corecţia într-un mod foarte precis a coeficientul , indispensabilă pentru a satisface prescripţiile asupra gazelor arse, este asigurată prin corectarea conicităţii incintei debitmetrului. Astfel, pentru adaptarea raportului aer/carburant la diferitele regimuri de funcţionare ale motorului (mers încet în gol, sarcini parţiale, plină sarcină), incinta debitmetrului prezintă secţiuni cu pante diferite (con în scară). Unui profil mai evazat îi corespunde un amestec mai sărac, iar unde panta conului este mai pronunţată, platoul debitmetrului trebuie să se ridice mai mult, obţinându-se astfel, un amestec mai bogat.(fig. 16.37, fig. 16.38). 16.2.1.4 Circuitul de comandă. Circuitul de comandă este derivat din circuitul de alimentare prin jiclorul calibrat 4 şi este situat în dozator-distribuitorul de carburant. Corectorul de presiune livrează combustibilul prin 296
Fig.16.41. Regulatorul de presiune diferenţial 1- Intrarea combustibilului; 2- Camera superioară; 3- Către injector; 4- Piston de comandă; 5- Rampa de distribuţie; 6Resortul membranei; 7- Membrana; 8Camera inferioară
Fig.16.40. Circuitul hidraulic de comandă 1- Presiunea de comandă; 2- Jiclorul de amortizare; 3- Către corectorul de presiune la încălzire; 4- Jiclorul calibrat; 5- Presiunea de alimentare; 6- Presiunea aerului
racordul 3 la o presiune de cca. 0,05 MPa cănd motorul este rece până la o valoare de cca. 0,37 MPa, presiune care acţionează asupra pistonului de comandă prin jiclorul amortizor 2. Acest jiclor are un rol aparte; el amortizează mişcările oscilatorii ale pistonului debitmetrului, care apar datorită pulsaţiilor aerului în admisie la turaţii coborăte şi sarcini mari, şi, în acelaşi timp, el determină gradul de ridicare al platoului şi, ca urmare, îmbogăţirea temporară la acceleraţii. 16.2.1.5 Regulatorul de presiune diferenţial. Constituie o supapă cu membrană, şi este compus din două camere - una inferioară şi una superioară, separate printr-o membrană din oţel. Presiunea din camera inferioară este presiunea de alimentare cu o valoare relativă de cca. 0,47 MPa, iar în camera superioară are o valoare de cca. 0,46 MPa. Diferenţa de presiune rezultă datorită resortului care acţionează asupra membranei. Când cantitatea de combustibil, care trece în camera superioară prin fanta de comandă creşte, instantaneu creşte şi presiunea, membrana se deformează iar secţiunea de curgere a combustibilului către injector se măreşte, astfel că pe fanta de comandă se va stabili din nou o presiune diferenţială de 0,01 MPa. Cursa membranei este de căteva sutimi de mm.
16.2.2 KE-JETRONIC Este un sistem de injecţie de benzină, derivat din sistemul K-JETRONIC cu funcţiuni obţinute mecanic-hidraulic, reglabile electronic pe baza datelor funcţio-nale preluate de la senzori, în vederea optimizării amestecului. Sistemul este prezentat în fig. 16.42, unde se recunosc multe din componentele folosite la sistemul K-JETRONIC. 16.2.2.1 Prelucrarea amestecului carburant. Semnalele preluate de la diverşi senzori, cum ar fi: potenţiometrul pentru stabilirea poziţiei 297
Fig.16.42. Elementele principale ale sistemului de injecţie de tip KE-Jetronic 1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Acumulatorul de combustibil; 4Filtrul; 5- Regulatorul de presiune; 6- Debitmetrul de aer; 6a- Platoul distribuitorului; 6bPotenţiometru; 7- Dozator-distribuitorul de combustibil; 7a- Piston de comandă; 7bFanta de comandă; 7c- Camera superioară; 7d- Camera inferioară; 8- Injector; 9Colector de admisie; 10- Injectorul de start acţionat electric; 11- Termocontact temporizat; 12- Clapeta de acceleraţie; 13- Comutatorul clapetei de acceleraţie; 14Sonda l; 15- Sonda de temperatură; 16- Comanda aerului adiţional; 17- Controler de presiune electro-hidraulic; 18- Dispozitivul de aprindere ; 19- Releul de comandă; 20Aparatul electronic de comandă; 21- Cheie de contact; 22- Acumulator platoului debit-metrului, termocontactul temporizat, sonda de temperatură, sonda l, sunt prelucrate de un aparat electric pentru pregă-tirea amestecului şi vor fi influenţate următoarele funcţiuni: îmbogăţirea amestecului la pornire, după pornire, la acceleraţii, la suprasarcini, domeniul de turaţii, reglarea factorului de aer l, corecţie cu altitudinea. Aceste semnale produc curenţii de comandă, care în final se vor însuma pentru activarea controlerului de presiune (fig.16.43). O variaţie de curent în bobinele 6 ale controlerului de presiune duce la o variaţie de presiune pe intrările acestuia, ceea ce va conduce la o variaţie de presiune pe fantele pistonului de comandă, în final, rezultând modificarea cantităţii de combustibil de injectoare. La diferitele regimuri de funcţionare ale motorului (pornire, mers în gol, acceleraţii, suprasarcini) se corectează necesităţile de combustibil în funcţie de abaterile de la valorile normale de funcţionare, care pot fi chiar prescrise în memoria unui microprocesor specializat.
16.2.3 L-JETRONIC Este un sistem de injecţie de benzină comandat electronic, care acţionează în mod succesiv injectoarele cu acţionare electrică. Schema principală de funcţionare este prezentată în figura 16.44. 298
16.2.3.1 Sistemul de alimentare. 16.2.3.1.1 Pompa electrică de alimentare De acelaşi tip ca la sistemul K, livrează combustibilul la o presiune de cca. 0,25 sau 0,3 MPa. Un circuit electric de siguranţă opreşte funcţionarea pompei la oprirea accidentală a motorului, cu sistemul de aprindere sub tensiune. 16.2.3.1.2 Regulatorul de presiune (fig.16.46) Este cu membrană elastică şi culege presiunea referinţă din colectorul de admisie, astfel că presiunea alimentare este dependentă de presiunea din conducta admisie. În acest mod se asigură o presiune constantă fiecare injector, independentă de poziţia clapetei acceleraţie. Fig.16.43. Controlerul electromagnetic de presiune 1- Intrare combustibil; 2- Jiclor; 3Membrana de comandă; 4- Retur combustibil; 5- Pol magnetic; 6Înfăşurarea electrică; 7- Circuitul magnetic; 8- Magnet permanent; 9{urub de reglaj; 10- Fluxul magnetic rezultant; 11- Piesa mobilă; 12- L1-L4 întrefier
de de de pe de
16.2.3.1.3 Rampa de distribuţie (fig.16.47.) Are şi funcţia de acumulator de combustibil, cu un volum suficient de mare, astfel că presiunea combustibilului rămăne constantă la deschiderea unui injector. De asemenea, asigură un montaj uşor al injectoarelor. 16.2.3.1.4 Injectorul (fig.16.48) Plasat în colectorul de admisie în poarta supapei, se deschide prin acţionare electrică, ventilul fiind atras în interiorul unui electromagnet. Deschiderea supapei are o cursă de cca. 0,1 mm. Timpul de acţionare sau de relaxare
este de ordinul 1,0…1,5 ms. Garniturile de etanşare, dintr-un cauciuc special conceput, izolează termic injectorul de motor, în vederea excluderii posibilităţilor de vaporizare a combustibilului în interiorul injectorului şi a formării bulelor de gaze.
16.2.3.1.5 Debitmetrul de aer (fig.16.49) Este conceput pe principiul aripii volante. Fluxul de aer de admisie modifică poziţia unei clapete de măsură la un anumit unghi, convertit de către un potenţiometru într-o tensiune, care este prelucrată în unitatea de comandă. O clapetă de compensaţie anulează efectul greutăţii clapetei de măsură, iar un traductor de temperatură urmăreşte modificările de densitate a aerului de admisie. 16.2.3.1.6 Injectorul de pornire la rece (fig.16.50) Este acţionat electric şi este comandat de termocontactul temporizat. La acţionare, combustibilului i se imprimă o mişcare de rotaţie pentru o mai bună pulverizare. 16.2.3.1.7 Sonda de temperatură (fig.16.51) Are ca element sensibil o plachetă semiconductoare, care are un coeficient negativ de variaţie a rezistivităţii cu temperatura (NTC). Valorile uzuale ale rezistenţei la 200C sunt cuprinse în gama 1…6 k, scăzănd la 200…300 la 800C. 16.2.3.1.8 Contactorul clapetei (fig.16.52) 299
Combustibil
Senzori
Aer
Pompa de alimentare
Unitatea de comandă
Debitmetru de aer
Filtru de combustibil
Injectoare
Motor
Fig.16.44. Sistemul de injecţie de tip L, comandat electric. Schema principială de funcţionare Legat pe axul clapetei de acceleraţie sesizează două valori importante ale poziţiei clapetei: pentru mers în gol şi pentru sarcină (clapeta deschisă complet). 16.2.3.2 Prelucrarea datelor Momentul de injecţie, avansul la aprindere şi aprinderea sunt comandate de unitatea electronică centrală. Durata de injecţie depinde în primul rănd de cantitatea de aer absorbit şi de turaţie. La temperaturi scăzute durata de injecţie este influenţată prin traductoarele de temperatură care sesizează temperatura motorului şi a aerului de admisie. Comutatorul de plină sarcină, legat la clapetă, face posibil un amestec carburant la supraturaţii prin comanda de oprire a combustibilului, fixănd astfel o limită superioară a turaţiei. Diferenţa de presiune dintre presiunea combustibilului şi presiunea din colectorul de admisie fiind ţinută constantă la 0,25 sau 0,3 MPa, cantitatea de combustibil injectată depinde numai de durata de deschidere a injectoarelor. Se foloseşte o schemă de comutaţie paralel a injectoarelor pentru dimensionarea pierderilor la comutare.
16.2.4 LH-JETRONIC Este un sistem electronic de injecţie derivat din sistemul L-JETRONIC, deosebirea principală constând în existenţa unui debitmetru de aer care funcţionează după principiul termoanemometriei. Un fir cald încălzit de un curent electric, îşi modifică rezistenţa când este răcit de fluxul de aer de admisie. Măsurarea în mod continuu a acestei rezistenţe oferă o indicaţie proporţională cu debitul aerului aspirat de motor. Rezultatul acestei măsurători este independent de densitatea aerului, dar, dependent de temperatură şi presiune - influenţe ce trebuie compensate pe cale electronică. 16.2.4.1 Sistemul de alimentare cu combustibil (fig. 16.53). 16.2.4.2 Principiul de funcţionare. Informaţia asupra turaţiei este dată de instalaţia de aprindere prin blocul de comandă. Contactorul clapetei de acceleraţie furnizează două semnale corespunzătoare poziţiilor clapetei de acceleraţie la mers în gol, respectiv la sarcină plină, prin intermediul blocului de comandă aducându-se motorul într-o stare corectă de funcţionare, după diferite criterii de optimizare. 300
Fig. 16.45. Elementele principale ale sistemului de injecţie tip L-Jetronic 1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Filtru de combustibil; 4- Conducta de distribuţie; 5- Regulator de presiune; 6- Unitate electronică de comandă; 7Injector; 8- Injector de pornire la rece; 9- Şurub pentru reglarea mersului în gol; 10Contactorul clapetei de acceleraţie; 11- Clapeta de acceleraţie; 12- Debitmetrul; 13Bloc de relee; 14- Sonda l; 15- Sonda de temperatură; 16- Termocontact temporizat; 17- Dispozitivul de aprindere; 18- Comanda aerului adiţional; 19- Reglajul amestecului la mers în gol; 20- Acumulator; 21- Cheie contact 16.2.4.3 Măsurarea cantităţii de aer absorbit de către motor. Fluxul de aer de admisie trece printr-un tunel în care se află un fir încălzit electric, care este parte dintr-o punte de măsură (fig.16.54). Firul de platină, de cca. 70 mm diametru, este supraîncălzit, iar puntea de măsură va păstra temperatura constantă, la trecerea fluxului de aer, astfel că, urmărindu-se variaţia curentului de încălzire, se poate determina cantitatea de aer absorbit de motor. Pentru a se înlătura influenţa temperaturii aerului, în puntea de măsură se introduce o termorezistenţă de compensare. Mai recent, firul cald a fost înlocuit cu o rezistenţă peliculară pe suport semiconductor, care are avantajul de a nu-şi modifica propietăţile la colmatarea sa, datorită impurităţilor antrenate de aerul de admisie. 16.2.4.4 Determinarea cantităţii de combustibil. Combustibilul este injectat în poarta supapei prin acţionarea injectoarelor, succesiv, către unul la fiecare ciclu motor. Diferenţa între presiunea combustibilului şi presiunea din colectorul de admisie este păstrată cons-tantă la valori de 0,25 sau 0,30 MPa, astfel încât cantitatea de combustibil injectată este dependentă doar de durata de deschidere a ventilului. Unitatea centrală creează impulsuri de comandă pentru deschiderea inejectoarelor, a căror durată este dependentă de cantitatea de aer absorbită, de turaţia motorului, precum şi de alte 301
Fig. 16.47. Rampa de distribuţie a combustibilului 1Admisie combustibil; 2- Rampa de distribuţie; 3Către injectorul de start; 4- Regulator de presiune; 5Retur; 6- Injector; mărimi de intrare furnizate de diferiţi senzori. Fig.16.46. Regulatorul de presiune 1- Admisia combustibilului; 2Retur; 3- Placa supapei; 4- Scaunul supapei; 5- Membrană elastică; 6Resort; 7- Către colectorul de admisie.
16.2.4.5 Adaptarea funcţionare.
motorului
la
diferitele
stări
de
Pentru fiecare regim de funcţionare: pornire la rece sau la cald, faza de încălzire, mers în gol, acceleraţii, suprasarcină, necesarul de combustibil se abate puternic de la condiţiile normale, aşa că este necesară corectarea amestecului. De exemplu, pentru a obţine o turaţie de mers în gol joasă şi stabilă, controlerul 13 (fig.16.53) lasă să treacă o cantitate de aer mai mare sau mai mică, printr-un by-pass pe clapeta de acceleraţie, cantitate sesizată de debitmetru, care va comanda prin blocul de comandă modificarea corespunzătoare a duratelor de deschidere a injectoarelor, respectiv a cantităţii de combustibil injectate. Traductorul termic amplasat pe motor sesizează temperatura motorului şi comandă îmbogăţirea amestecului în faza de încălzire. Pentru a obţine un consum de combustibil şi o emisie de noxe minime, se prelucrează electronic un câmp de date sarcină/turaţie şi se controlează raportul aer/combustibil.
16.2.5 MONO-JETRONIC Constituie un sistem electronic de injecţie de benzină, care utilizează un singur injector electromagnetic situat într-o poziţie centrală în colectorul de admisie, înaintea clapetei de acceleraţie, cu pulverizare intermitentă. Distribuirea carburantului către fiecare cilindru se face prin amestec în colectorul de admisie, arhitectura colectorului jucând un rol important. 16.2.5.1 Sistemul de alimentare cu combustibil (fig. 16.55). Diferenţa dintre presiunea combustibilului şi presiunea colectorului de admisie este ţinută constantă pe injectorul de joasă presiune la o valoare de 0,1 MPa de către un sistem de reglare hidraulic. 16.2.5.2 Injectorul (fig.16.56). Pentru obţinerea unui amestec carburant cât mai omogen şi pentru o distribuţie uniformă a acestuia către fiecare cilindru în parte, injectorul este plasat în amonte de clapeta de acceleraţie în centrul fluxului de aer de admisie. Injectorul de joasă presiune, este prevăzut cu 6 orificii dispuse ordonat-înclinate, prin care combustibilul este pulverizat într-o formă conică. Unghiul de 302
Fig.16.49. Debitmetrul de aer1- Clapeta de acceleraţie; 2- Volum de compensare; 3- Unitate de comandă; 4- Filtru de aer; Ql- Cantitatea de aer la admisie. Fig.16.48. Injectorul electro-magnetic 1- Filtru; 2- Conexiune electrică; 3Înfăşurare electrică; 4- Resort de închidere; 5- Miez magnetic; 6- Acul supapei; 7- Duză de pulverizare
pulverizare al duzei are o astfel de deschidere, încât jetul de combustibil ia o formă de seceră între carcasă şi clapeta de acceleraţie. 16.2.5.3 Funcţionare.
Diferiţi senzori detectează toate mărimile reale de funcţionare ale motorului şi transmit semnale către blocul electronic central. Instalaţia de aprindere furnizează semnale de turaţie. Odată cu deschiderea clapetei de acceleraţie, care urmăreşte poziţia pedalei de acceleraţie, se aduce motorul în punctul de funcţionare dorit. Necesarul de aer în acest punct este cunoscut prin poziţia clapetei, urmărită de un potenţiometru şi determină turaţia motorului. Temperatura motorului are o influenţă importantă în necesarul de combustibil şi este detectată cu o sondă de temperatură, care generează un semnal către blocul central. Densitatea aerului este şi ea dependentă de temperatură şi de aceea, în colectorul de admisie, în preajma injectorului există un traductor de temperută a aerului absorbit, care compensează influenţa
Fig.16.50. Injectorul de pornire la rece 1- Intrare combustibil; 2- Conexiune electrică; 3- Miez magnetic; 4Înfăşurare magnetică; 5- Duză.
Fig.16.51. Sonda de temperatură 1- Conexiune electrică; 2- Carcasă; 3- NTC. 303
temperaturii. În final, blocul central furnizează impulsuri de deschidere către injectoare, a căror durată este dependentă şi de tensiunea bateriei; de aceea se aplică corecţii ce ţin cont de tensiunea de lucru şi de schimbarea tipului de injector, pentru a păstra aceiaşi timpi de întârziere la deschidere (fig.16.57).
Fig.16.52. Contactorul clapetei de acceleraţie 1- Contactul de plină sarcină; 2- Cama contactorului; 3- Axul clapetei; 4Contactul de mers în gol
16.2.5.4 Prelucrearea datelor.
Unitatea electronică de comandă prelucrează digital semnalele de intrare şi calculează durata de injecţie, cât şi sfârşitul injectării combustibilului. Ea cuprinde un microprocesor specializat, un program implementat într-o memorie, o memorie de date, un convertor Analog/Digital, un multiplexor de intrare, amplificatoare de intrare şi ieşire. Unitatea determină o durată de injecţie de bază pornind de la unghiul de deschidere al clapetei de acceleraţie şi de la turaţie. Ea cuprinde într-o memorie o bază de date cu 15 unghiuri ale clapetei şi 15 puncte de turaţie. Aceste 225 de puncte de referinţă, memorate pentru = 1.0, vor corespunde tot atâtor durate de injecţie de bază. Microprocesorul are implementat un algoritm adaptiv, care va înregistra
Fig.16.53. Elementele principale ale sistemului de injecţie de tip LH 1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Filtru; 4- Rampa de distribuţie; 5- Regulator de presiune;6- Unitate electronică de comandă; 7- Sonda l; 8- Injector; 9- Sonda de temperatură; 10Clapeta de acceleraţie; 11- Contactorul clapetei; 12- Şurub de reglaj la mers în gol; 13- Controler de mers în gol; 14- Debitmetru cu fir cald; 15- Dispozitiv de aprindere; 16- Acumulator; 17- Cheie de contact; 18- Relee 304
o abatere sigură de la valorile din baza de date, astfel, toleranţele individuale ale instalaţiei de injecţie sau ale motorului vor fi compensate.
16.2.6 MOTRONIC
Fig.16.54. Principiul de măsurare a debitului de aer prin metoda termoanemometriei iar opţional, următoarele: - Înclinarea autovehiculului;
Ansamblul Motronic reuneşte sistemul de injecţie elec-tronic (Jetronic), care controlează cantitatea de combustibil şi sistemul electronic de aprindere, care controlează tendinţa la autoaprindere. Ambele proceseaprinderea şi injecţia - asigură în mod egal calitatea arderii şi sunt controlate de un calculator, care realizează colective de criterii de optimizare a arderii. Pe lângă acestea, sunt integrate următoarele funcţii: - Raportul exces de aer , cu o precomandă adaptivă; - Reglarea umplerii la mers în gol; - Limita maximă de turaţie, prin întreruperea alimentării - Recircularea gazelor arse; - Controlul cuplului motor în regimuri tranzitorii;
Fig.16.55. Elementele principale ale sistemului electronic de injecţie MONO-JETRONIC 1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Filtru; 4- Regulator de presiune; 5- Injector; 6Sonda de temperatura a aerului; 7- Blocul electronic de comandă; 8- Servomotorul clapetei de acceleraţie; 9- Potenţiometrul clapetei; 10- Sonda l; 11- Sonda de temperatură pe motor; 12Dispozitiv de aprindere; 13-Acumulator; 14- Cheie de contact;15- Releu 305
Fig.16.56. Injectorul electromagnetic 1- Conexiune electrică; 2Înfăşurarea bobinei; 3- Conul supapei; 4- Orificiile înclinate ale duzei; 5- Intrarea şi returul combustibilului
Fig.16.57.Diagrama impulsurilor de comandă livrate injectoarelor de către blocul de comandă, la un motor de 4 cilindri
- Aparatură de securitate; - Starea conducătorului. 16.2.6.1 Sistemul MOTRONIC (fig.16.58). 16.2.6.1.1 Pompa electrică de alimentare Aceeaşi ca la sistemul L, refulează combustibilul la o presiune de 0,25 MPa. Un circuit electronic de supraveghere împiedică refularea combustibilului când aprinderea este sub tensiune şi motorul s-a oprit, de exemplu, în cazul unui accident. 16.2.6.1.2 Filtrul combustibil Este cu hârtie cu o porozitate medie de 10 mm. 16.2.6.1.3 Rampa de distribuţie Regulatorul de presiune şi injectoarele sunt aceleaşi ca la sistemul L. Injectoarele sunt legate în paralel şi funcţionează simultan - o dată la o turaţie arbore cotit, adică de două ori pe ciclu motor. Când supapa de admisie este închisă, carburantul se acumulează în colectorul de admisie, fiind aspirat o dată cu fluxul de aer în camera de combustil, la deschiderea supapei. 16.2.6.1.4 Traductorul de turaţie (fig.16.59) Este de tip inductiv şi este plasat în dreptul danturii coroanei volantului. Un ştift sau un orificiu poziţionat unghiular pe volantă va genera un impuls electric, care va fi utilizat de blocul central ca referinţă unghiulară pentru calcularea momentului aprinderii. 306
Fig.16.58. Elementele principale ale sistemului integral electronic de injecţie de tip MOTRONIC 1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Filtru; 4- Regulator de presiune; 5Bloc de comandă;6- Bobina de inducţie; 7- Dispozitivul de înaltă tensiune; 8- Bujie; 9Injector; 10- Clapeta de acceleraţie; 11- Contactorul clapetei; 12- Debitmetru de aer; 13Sonda de tempera-tură aer; 14- Sonda l; 15- Sonda de temperatură motor; 16- Controler pentru mers în gol; 17- Traductor de turaţie; 18- Acumulator; 19- Cheie contact; 20Comutator climatic 16.2.6.2 Comanda electronică a aprinderii. 16.2.6.2.1 Comanda unghiului de avans. În figura 16.60. este prezentată cartografia de aprindere, aşa cum este utilizată de către microprocesor, pentru asigurarea comenzii electronice a aprinderii. O astfel de reţea de caracteristici este determinată prin testări pe standul de încercări motoare, apoi este opti-mizată pe autovehicul după criterii date de consum, emisie de noxe şi confortul conducerii. Acest câmp de date este introdus în memoria unui modul electronic, astfel încât unghiul de avans îşi va păstra evoluţia în mod constant toată perioada de serviciu a motorului. Unghiul de avans este determinat de microprocesor între două aprinderi succesive, pornind de la informaţiile de cuplu şi de turaţie, transmise de traductoare, prin prelevarea valorii potrivite din cartografia memorată. Calculatorul corectează acestă valoare în funcţie de alţi parametri, cum ar fi temperatura motorului, a aerului de admisie şi poziţia clapetei de acceleraţie, în vederea obţinerii unei adaptări optimale a momentului aprinderii, acest lucru implicând alege-rea unor priorităţi. Astfel, reglajul aprinderii la mers în gol va fi orientat înspre o emisie de noxe scăzută, o turaţie joasă şi stabilă şi cu consum mic, pe când, la sarcini parţiale, consumul şi confortul conducerii sunt predominante. La sarcină plină, se va următii obţinerea unui cuplu maxim, evitând detonaţiile (fig.16.61). La apariţia detonaţiilor unghiul de avans scade (16.62). Un comutator integrat permite adaptarea la diferite calităţi de combustibil într-o gamă de puteri ridicate, în fig.16.63, observându-se diferenţa la funcţionarea cu un supercarburant, respectiv 307
Fig.16.59. Traductorul de turaţie, cu marcaj de unghi 1- Magnet permanent; 2- Carcasă; 3- Carcasa motorulu; 4- Piesă polară; 5- Înfăşurare; 6- Roată dinţată cu marcaj de unghi
Fig.16.60. Cartografia aprinderii
cu o benzină ordinară. 16.2.6.2.2 Comanda unghiului de camă (Dwell). Energia înmagazinată în câmpul magnetic al bobinei de inducţie se diminuează pentru un unghi de camă constant, pe măsură ce creşte numărul de aprinderi, ceea ce reduce tensiunea înaltă disponibilă. În scopul obţinerii performanţelor cerute de aprindere, limitând pierderile de energie la nivelul bobinei şi tranzistorului de ieşire, curentul primar trebuie să atingă o valoare bine definită în punctul de aprindere. Ca urmare, trebuie prevăzută modularea bateriei, lucru ce devine posibil având o cartografie a unghiului de camă, cum se poate vedea în fig. 16.64. 16.2.6.3 Dozajul carburantului. 16.2.6.3.1 Măsurarea debitului de aer de admisie. Cantitatea de aer aspirat este un parametru exact, care defineşte starea de încărcare a motorului. Microprocesul determină nu numai unghiul de avans optim, plecând de la debitul de aer măsurat şi de la turaţia înregistrată, dar şi durata de injecţie corespunzătoare. Pentru că aerul trece prin debitmetru înainte de a ajunge în motor, semnalul de debitmetru precede umplerea efectivă cu aer a cilindrilor, ceea ce duce, în cazul variaţiilor de sarcină, la optimizarea amestecului în mod instantaneu. Debitmetrul poate fi de tipul celui cu aripă flotantă. Potenţiometrul legat pe axul voletului este astfel realizat din punct de vedere valoric încât reproduce o valoare liniară între volumul de aer aspirat şi tensiunea furnizată de cursor. Blocul de comandă nu prelucrează decât raportul tensiunilor dat de raportul rezistenţelor potenţiometrului, influenţa îmbătrânirii şi fluctuaţiile de temperatură nefăcându-se simţită în exploatarea de lungă durată. 16.2.6.3.2 Calculul duratei de injecţie Calculatorul determină durata de injecţie plecând de la semnalele de debit de aer, turaţie şi de la factorii de corecţie, transmiţând un semnal pilot etajului final pentru modularea injecţiei. Factorii de corecţie (fig.16.65) depind de condiţiile de serviciu şi influenţează calculul duratei minime de injecţie, care se stabileşte în scopul evitării formării de hidrocarburi nearse în fazele de evacuare. Valoarea duratei minime de injecţie este dependentă de temperatura motorului şi este necesar să fie independentă de eventua-lele salturi ale tensiunii debitmetrului (la trecerea peste denivelări accentuate), ceea ce ar duce la acceleraţii nepermise. 308
Fig.16.61. Domeniul de reglaj al avansului la aprindere
Fig.16.62. Ilustrarea modului de modificare a avansului
În figura 16.66 se prezintă schema logică a dozajului de combustibil. 16.2.6.4 Cartografia coeficientului (fig.16.67) Este înregistrată electronic în circuitul numeric al blocului central. Câmpul de date este determinat experimental, apoi este optimizat pe vehicul în funcţie de criteriile date de consum, noxe emise, confortul conducerii. În regim de plină sarcină, calculatorul modelează raportul aer/combustibil în toată plaja de turaţii la valoarea corespunzătoare cuplului maxim ( = 0,85…0,95) evitând apariţia detonaţiilor, prin intermediul unui traductor piezoelectric de vibraţii.
Fig.16.63.Cartografia aprinderii în funcţie de calitatea combustibilului 309
Fig.16.64. Cartografia unghiului de camă La sarcini parţiale, se adaptează la o valoare de consum şi emisii de noxe minime. 16.2.6.5 Cartografia fazei de încălzire (fig.16.68) Înlocuieşte îmbogăţirea clasică, care era dependentă de temperatura motorului. Acest câmp de date capătă importanţă în conceptul arderii amestecurilor sărace şi conduce la o reducere a consumului, mai ales pe trasee scurte, care impun dese regimuri de încălzire a motorului. Se defineşte un factor de îmbogăţire în faza de încălzire a motorului (fig.16.69). 16.2.6.6 Comanda aerului adiţional (fig.16.70) Reduce fluxul de aer adiţional prin canalul care şuntează clapeta de acceleraţie, pe măsură ce creşte temperatura motorului.
Fig.16.65. Calculul duratei de injecţie 310
Fig.16.66. Schema logică a dozajului de combustibil 16.2.6.7 Funcţii suplimentare - Limitarea regimului de supraturaţie (fig.16.71). Reglajul stabileşte o plajă de ± 80 rpm în jurul turaţiei maxim admisibile, prin suprimarea impulsurilor de injecţie. - La scăderea turaţiei motorului sub 30 rpm se întrerupe curentul primar prin bobina de inducţie. - Pompa de alimentare nu poate funcţiona decât la pornirea motorului şi cu acesta în stare normală de funcţionare. Ea va fi întreruptă la oprirea motorului cu circuitul de înaltă tensiune activat. - La decelerarea motorului se întrerup impulsurile de injecţie, obţinându-se o frână de motor nepoluantă. Starea de decelerare este sesizată prin urmărirea unghiului de avans şi a poziţiei clapetei, cu o anumită temporizare. - La motoarele supraalimentate se controlează presiunea de supraalimentare în vederea înlăturării detonaţiilor. - Comanda electronică a cutiei de viteze. - Funcţia stop-start, opreşte complet motorul la mers în gol, pornindu-l automat când pedala de acceleraţie atinge 1/3 din cursă. - Pedală electronică de acceleraţie. - Recircularea gazelor de eşapament. - Degazarea rezervorului prin absorbţia vaporilor de benzină în colectorul de admisie. - Suprimarea injecţiei la un număr de cilindri, la funcţionarea pe parţiale.
16.2.7 Reglarea factorului exces de aer 311
Fig.16.67. Cartografia coeficientului Prin factorul se modifică în mod continuu cantitatea de carburant injectat, în aşa fel încât este posibilă o ardere aproape completă a amestecului aer-car-burant. Acest amestec este caracterizat prin coeficientul : aportul de aer 82 (16.60) = necesarul teoretic de aer - amestec bogat (lipsă aer); - amestec sărac (exces aer). Puterea, consumul, compoziţia gazelor arse ale unui motor depind foarte strâns de (fig.16.72). În cazul utilizării benzinei, o combustie completă ( =1) are loc când raportul aer/benzină este de cca. 14/1. 16.2.7.1 Construcţia sondei (fig.16.73) Sonda este constituită dintr-un corp ceramic special - bioxid de zirconiu - ale cărui
Fig.16.68. Cartografia fazei de încălzire 312
Fig.16.69. Factorul de încălzire
Fig.16.70. Comanda aerului adiţional
suprafeţe sunt acoperite de un strat subţire de platină, care formează cei doi electrozi, şi care, sunt permeabili la gaze. Totul este acoperit de un strat de ceramică poroasă pentru protecţie, formând partea care se plasează în fluxul de gaze de evacuare. Partea inferioară comunică cu atmosfera. În figura 16.74.se prezintă o secţiune prin sonda . 16.2.7.2 Funcţionare. Cunoscându-se că emisiile de gaze arse conţin o componentă reziduală de oxigen, chiar dacă se foloseşte drept carburant un amestec bogat, semnalul generat de sonda l, care măsoară acest conţinut în oxigen, permite să se aprecieze calitatea arderii, prin determinarea compoziţiei amestecului. Ceramica utilizată în construcţia sondei conduce ionii de oxigen începând de la temperaturi minimale de cca. 3000 C. Când conţinutul în oxigen este diferit pe cele două părţi ale sondei, proprietăţile specifice ale materialului utilizat fac să apară pe electrozi un salt de tensiune în jurul valorii l = 1, (fig.16.75).
Fig. 17.71 Limitarea regimului de supraturaţie 313
Fig.16.72. Dependenţa de a puterii, consumului şi emisiei de noxe
Fig.16.73. Principiul de funcţionare a sondei 1- Corp ceramic; 2- Electrozi; 3Contact; 4- Contact la carcasă; 5- Tubulatura de evacuare; 6Strat subţire de protecţie
16.2.7.3 Circuitul de reglare (fig.16.76) Reglarea factorului de aer permite să se menţină foarte exact raportul aer/carburant la valoarea = 1.0, şi constituie o funcţie adaptivă, care, în principiu, poate completa orice sistem de comandă pe cale electronică a dozajului carburant. Pentru valoarea =1, s-a adoptat o tensiune de referinţă de 0,4 V, faţă de care unitatea centrală ia decizii asupra amestecului, de exemplu Ul>Uref = amestec bogat (fig.16.72). În acest caz nu se transmite nici un semnal către alte grupe funcţionale ale sistemului, debitul de injecţie se diminuează, iar amestecul carburant devine mai sărac. Când amestecul se apropie de =1, Ul
314
17. PROIECTAREA INSTALAŢIILOR DE ALIMENTARE PENTRU MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE 17.1 Probleme generale ale instalaţiilor de alimentare a motoarelor cu aprindere prin comprimare În general instalaţia de alimentare cu motorină a unui m.a.c. cuprinde următoarele elemente (fig.17.1. a şi b): rezervorul de combustibil, pompa de alimentare, filtru de motorină (sau bateria de filtre), pompa de injecţie, conductele de înaltă presiune, conductele de joasă presiune, injectoare. Rezervorul, pompa de alimentare, filtrul, conductele de joasă presiune, sunt componentele părţii de joasă presiune a instalaţiei de alimentare. Pompa de injecţie, conductele de înaltă presiune şi injectoarele sunt părţile sistemului de înaltă presiune al instalaţiei de alimentare sau echipamentului de injecţie. În funcţie de domeniul de utilizare, de caracteristicile constructive şi funcţionale ale elementelor componente, există variante diferite ale schemelor instalaţiilor de alimentare. Astfel, de exemplu, pentru instalaţia de alimentare din figura 17.1.b. s-a prevăzut o conductă separată de colectare a scăpărilor de motorină din pompa de injecţie, această pompă dezvoltând presiuni mai mari decât cea similară din fig.17.1.a.
17.1.1 Funcţiile sistemului de înaltă presiune. funcţii:
Sistemul de înaltă presiune (echipamentul de injecţie) trebuie să îndeplinească următoarele
a) b) Fig.17.1. Scheme funcţionale ale instalaţiilor de alimentare 314
~ c 1 sau v~ c 2 ). În funcţie 1- dozarea cantităţii de combustibil pe ciclu şi pe cilindru (doza m 3 ~ c 3= 20…180 mg, v~ c 4= 25…200 mm ; de sarcina motorului m 2- realizarea presiunii de injecţie necesară pulverizării motorinei (pimax = 8,0…140,0 MPa); 3- pulverizarea cât mai fină a combustibilului şi distribuirea acestuia în camera de ardere în conformitate cu cerinţele formării amestecului aer-combustibil; 4- asigurarea avansului la injecţie (10…300RAC), durata injecţiei şi legea de injecţie a combustibilului (caracteristica de injecţie); 5- realizarea uniformităţii debitării combustibilului pe cilindri. Aceasta poate fi apreciată ~ max ~ min prin coeficientul sau "gradul de neuniformitate" a distribuirii motorinei : mc medmc La mc regimul de ralanti 7%, iar la regim nominal 2…4%.
17.2 Principii de proiectare a pompelor de injecţie. Principalele funcţii ale sistemului de înaltă presiune sunt asigurate de pompa de injecţie. Astfel, presiunea de injecţie, dozarea cantităţii de combustibil pe ciclu şi cilindru, avansul la injecţie, durata injecţiei ca şi caractersitica de injecţie optimă sunt realizate de pompa de injecţie. Pompele de injecţie se clasifică după mai multe criterii: I. În funcţie de modul de deservire a cilindrilor motorului se pot deosebi: a) pompe individuale; b) pompe injector; c) pompe cu distribuitor rotativ; d) pompe în linie; caracteristica acestei clase constă în aceea că fiecare cilindru al motorului este deservit de câte un element de refulare. II. După metoda de reglare a dozei de motorină: a) prin aspiraţie invariabilă şi refulare parţială (exemplu- pompele cu piston-sertar); b) prin aspiraţie variabilă şi refulare totală (pompele cu distribuitor rotativ); III. După modul de acţionare a elementului de pompare: a) acţionare mecanică (camă); b) acţionare electromagnetică; Problema esenţială a pompelor de injecţie o constituie realizarea presiunilor mari de injecţie. Valori de până la 140 MPa ale presiunii de injecţie maxime pot fi asigurate numai de pompele cu piston. Mărimea presiunii de injecţie implică cerinţe ridicate faţă de precizia de execuţie a pistonului şi cilindrului elementului de pompare ca şi faţă de etanşarea acestui cuplu de piese faţă de mediul exterior. Aceste exigenţe au condus la reducerea jocului funcţional dintre piston şi cilindru la valori de 1,5…3,0 mm şi realizarea unor construcţii cu lungimea pistonului sporită în raport cu diametrul său. Această execuţie presupune operaţii de rectificare fină, cu abateri de formă, de la calitatea suprafeţelor şi de la poziţia lor reciprocă extrem de restrânse, precum şi operaţii de rodare şi de împerechere a pistonului cu cilindrul. Cuplul piston-cilindru astfel obţinut are drept componente piese neinterschimbabile.
17.2.1 Proiectarea pompelor de injecţie cu piston sertar Constructiv un element al pompei de injecţie (fig.17.2) se compune din cilindrul 1 (bucşa) în interiorul căruia se deplasează pistonul plonjor acţionat în cursa de refulare de cama 5, contactul permanent între piston şi camă fiind asigurat de arcul 8. Cilindrul 1 are la partea superioară orificiile laterale 3 prin care comunică cu canalul de combustibil 4 practicat în corpul pompei. 315
Elementul de pompare este prevăzut la partea superioară cu supapa de refulare 6, reţinută pe sediul său de arcul 7. Pistonul sertar 2 este prelucrat special; capul acestuia fiind prevăzut cu o muchie elicoidală şi un canal care face legătura între spaţiul de deasupra pistonului şi gulerul de diametru mai mic al acestuia. Pistonul 2 poate fi rotit fie de piciorul 9 fie de un sector dinţat acţionat de cremaliera pompei de injecţie (organul de comandă al debitului). În cursa de coborâre a pistonului sertar 2 spaţiul din cilindrul 1 se umple cu motorina aspirată prin orificiul (sau orificiile) de aspirare. În cursa ascendentă a pistonului se produce o descărcare a volumului de combustibil din cilindrul 1 până când orificiile 3 sunt acoperite. Cursa de refulare durează din momentul obturării orificiilor de descărcare 3 până când muchia elicoidală atinge marginea inferioară a aceloraşi orificii. Pistonul se deplasează însă mai departe în cursa ascendentă până când tachetul cu rolă ajunge pe vârful camei. Cursa de refulare este astfel poziţionată între două curse moarte ale pistonului, deci în zona vitezelor mari ale acestuia, ceea ce implică scăpări minime de combustibil prin jocuri în timpul cursei de refulare. De asemenea, presiunea de injecţie este o funcţie de viteza pistonului; amplasând cursa activă în domeniul vitezelor Fig.17.2. Construcţia ridicate se evită presiunile mici la începutul şi sfârşitul cursei de elementului de pompare refulare, realizându-se astfel o pulverizare de bună calitate. La construcţia exemplificată mai sus prima cursă moartă este constantă, în timp ce a doua cursă moartă şi cursa activă sunt variabile în funcţie de poziţia organului de comandă (cremaliera). Sunt şi construcţii la care toate cele trei curse sunt variabile.
17.2.2 Proiectarea elementului pompei de injecţie Dimensiunile elementului pompei de injecţie precum şi ale regulatorului ataşat acesteia determină gabaritul pompei de injecţie. Datorită valorii extrem de mici a dozei de combustibil injectate pe ciclu şi pe cilindru (de 20.000 până la 100.000 de ori mai mică decât cilindreea motorului), diametrul pistonului pompei de injecţie şi cursa acestuia ar rezulta atât de mici, încât tehnologia de realizare a cuplului pistoncilindru ar întâmpina dificultăţi deosebite. Metoda de realizare a dozei necesare prin aspiraţie invariabilă şi descărcare parţială permite construirea pistonului-sertar cu dimensiuni mai mari, relativ uşor realizabile tehnologic, pistonul aspirând astfel o cantitate de motorină cu mult mai mare decât doza ce urmează a fi refulată. Pentru a se dimensiona corect un element al pompei de injecţie trebuie să se ţină seama de o serie de factori precum: - compresibilitatea combustibilului; - dilatarea conductelor de înaltă presiune; - supraîncălzirea motorului, etc. 17.2.2.1 Compresibilitatea combustibilului În instalaţiile de injecţie, variaţia volumului motorinei este relativ mică; totuşi ea trebuie 316
luată în considerare pentru că, aşa cum s-a arătat, şi volumele de combustibil tranzitate sunt deosebit de mici. Astfel un volum de motorină V0 supus unei creşteri de presiune p= p-p0 îşi modifică valoarea cu mărimea V = V - V0, după relaţia: (17.1) V V V0 V0 p p0 1 V unde: 5 [Pa-1] - coeficient de compresibilitate V p 1 E 6 - coeficient de elasticitate al combustibilului.
În tabelul 17.1 se dau valorile lui şi E pentru câteva domenii uzuale de presiuni. Tabelul 17.1 Domeniul de presiune p0 la p E [105.Pa] [105.Pa-1] [105.Pa] 0…102 53,4.10-6 18.700 -6 0…153 50,7.10 19.800 -6 0…205 9,5.10 20.600 0…256 9,7.10-6 20.100 -6 0…306 49,4.10 20.300 Conform schemei din figura 17.3., pistonul- sertar se deplasează între secţiunile I-I şi II-II (pmi şi pms). Lungimile a şi d0 au valori uzuale în limitele: - a = (0,4…0,6) mm - d0= (2…3) mm Pe distanţa c1 = a + d0 pistonul refulează în circuitul de joasă presiune volumul: d p2 d p2 (17.2) V1 c1 a d0 4 4
Fig.17.3. Schema de proiectare a elementului pompei 317
Din secţiunea III-III începe comprimarea combustibilului; acesta fiind compresibil, pistonul-sertar va trebui să efectueze o fracţiune de cursă, pentru a compensa compresibilitatea motorinei din camera de aspiraţie, supapa de refulare, conducta de înaltă presiune şi injector. Dacă: Vca este volumul cu care se comprimă combustibilul în camera de aspiraţie p = pi - pj; Vsr este volumul analog în supapa de refulare p = pi - prez; Vc este volumul analog în conducta de înaltă presiune p = pi - prez; Vi este volumul analog în injector p = pi - prez; atunci fie V2 volumul cu care se comprimă motorina pe traseul de înaltă presiune pentru a ajunge la presiunea de injecţie medie pi: (17.3) V2 Vca Vsr Vc Vi Explicitând pe termeni relaţia (17.3) se obţine: d p2 (17.4) Vca 1 Vca pi p j 1 J pi p j 4 (17.5) Vsr 2 Vsr pi prez
Vc 2 Vc pi prez 2
dic2 4
lc pi prez
(17.6)
Vi 2 Vi pi prez unde: pi - presiunea de injecţie (medie); prez - presiunea reziduală; pj - presiunea din circuitul de joasă presiune; dic - diametrul interior al conductei de înaltă presiune; lc - lungimea conductei de înaltă presiune. Înlocuind relaţiile (17.4…17.7) în 17.3 şi ordonând se obţine: d p2 dic2 V2 1 J pi p j 2 pi prez Vsr lc Vi 4 4
(17.7)
(17.8)
Rezultă că, pentru realizarea compensării contracţiei de volum V2, pistonul-sertar trebuie să parcurgă cursa c2. Pentru proiectare sunt utile următoarele valori orientative: lc = 400…700 mm dic = 1,5…2,0 mm < 3 mm pj = (1,1…1,3).105 Pa prez = (15…30).105 Pa Tabelul 17.2 Specificaţie dp Vca Vsr Vi 3 3 [mm] [cm ] [cm ] [cm3] Motoare pentru 6 0,25 1,73 0,61 autovehicule 8 0,43 1,73 0,61 şi tractoare 10 0,63 2,85 0,61 17.2.2.2 Dilatarea traiectului de înaltă presiune Presiunea de injecţie relativ mare produce dilatarea traectului de înaltă presiune. Bucşa elementului de pompare, corpul supapei de refulare şi injectorul au pereţi groşi şi practic nu se deformează. Deformaţie sensibilă se întâlneşte la conducta de înaltă presiune. Fie Vic majorarea volumului acesteia datorată dilatării produsă de presiune: Vic 318
4
dic dic dic2 lc unde: 2
r2 r2 r dic 2ri 2 pi prez e2 i2 i 7 re ri E re, ri - razele exterioară şi interioară ale conductei; = 0,3 - coeficientul lui Poisson; E - modul de elasticitate longitudinală al oţelului; Fie de asemenea V3=Vic volumul dislocat de piston pentru a compensa dilatarea materializată prin creşterea de volum Vic. Fie de asemenea fracţiunea din cursă c3 parcursă de pistonul- sertar pentru efectuarea lui V3. În momentul în care pistonul a parcurs şi fracţiunea de cursă c3, presiunea în tubulatură a atins valoarea pi, care fiind mare determină scăpări de combustibil prin interstiţiul piston-cilindru.
17.2.2.3 Scăpările de combustibil prin jocul piston-cilindru. Pistonul trebuie să se deplaseze cu o fracţiune de cursă c4 (şi un volum corespunzător V4) care să compenseze volumul de combustibil pierdut prin scăpări: V4 nu se poate determina pe cale analitică, el depinzând de pi, joc (uzură), vâscozitatea combustibilului, viteza pistonului. Se apreciază: (17.9) V4 0,0050,200 V5 unde V5 - volumul de combustibil injectat. Volumul teoretic V5 care trebuie injectat este: 3 c g ~ cm (17.10) V5 Vc 120 nm i c ciclu ş i cilindru În relaţia (17.10) c este greutatea specifică a combustibilului la p=pinj. În funcţie de greutatea specifică a combustibilului în condiţii normale c0 se poate scrie astfel relaţia: (17.11) c c 0 1 pi 1
17.2.2.4 Evitarea desprinderii de pe camă Pistonul plonjor îşi continuă cursa şi după ce injecţia a încetat, dislocând volumul V6 corespunzător cursei c6. Cursa c6 trebuie astfel aleasă încât valoarea acceleraţiei negative a pistonului să nu depăşească valoarea la care pistonaşul (tachetul) s-ar desprinde de camă. În acest sens se recomandă: c6 1,01,2 c5 (17.12) dar această valoare este, de cele mai multe ori, mare, crescând exagerat înălţimea pompei. Fracţiunea de cursă C6 se poate calcula şi cu relaţia: c6 c p cT c1 (17.13) iar volumul corespunzător acesteia V6 Vp VT V1
(17.14)
În final se constată că, pentru realizarea injecţiei, pistonul trebuie să parcurgă o cursă. cT c2 c3 c4 c5 (17.15) sau în volumele corespunzătoare: 5
VT Vi
(17.16)
i2
unde cT este cursa teoretică de la închiderea până la deschiderea orificiului de admisie. Valoarea reală a cursei pistonaşului necesară realizării procesului de injecţie se notează cu 319
cR şi este dependentă de uzurile ansamblului ca şi de intensitatea unor fenomene funcţionale. Astfel, la turaţii mari, injecţia poate începe înainte de secţiunea III-III, sau, în cazul uzurilor mari ale feţei frontale a pistonaşului, poate începe după secţiunea III-III. Uneori, sfârşitul injecţiei poate avea loc după depăşirea secţiunii IV-IV, din caduza laminării motorinei prin orificiile de admisie. Se poate defini pe baza acestor considerente un randament al elementului de pompare p: c V (17.17) p R R cT VT p < 1 la sistemele cu injectoare - închise şi conducte lungi, sau la pompele uzate. În general p = 0,85…0,95. Pentru a determina relaţii de proiectare se porneşte de la expresia volumului dislocat de V pistonaş între p.m.i. şi p.m.s. Vp VT V1 V6 sau Vp R V1 V6 .Se apreciază uneori:
p
V1 V6 0,50,6 Vp Adică: Vp
VR
p
0,50,6 Vp
(17.18)
0,40,5 Vp
VR
p
2 VR d p Vp 2,002,25 cp p 4
În final rezultă: dp
810 VR cp p
Cursa totală a pistonaşului cp se adoptă constructiv în baza relaţiei cp=(1,2…2,0).dp În relaţia (17.20) VR= V5.(1,25…1,35)
Fig.17.4. Schemă de proiectare a profilului pistonaşului 320
8, adică: (17.19)
(17.20) (17.21)
17.2.2.5 Proiectarea muchiei profilate a pistonaşului. Cursa pistonaşului " CT" variază în funcţie de sarcina motorului, mărimea ei fiind determinată de unghiul "q" (de rotaţie a pistonaşului în jurul axei sale şi "a" (unghiul de înclinare a muchiei profilate). Pentru o poziţie oarecare (fig.17.4) a pistonaşului se poate scrie relaţia: (17.22) CT=lT - (d0+b) Din figura (17.4) rezultă: d0 d d 1 (17.23) b 0 0 1 2 cos 2 2 cos d 1 Înlocuind (17.23) în (17.22): cT lT d0 0 1 sau 2 cos d 1 (17.24) cT lT 0 1 2 cos Cursa activă a pistonaşului variază prin rotirea sa cu unghiul astfel (fig.17.5):
17.2.2.6 Scheme de calcul a muchiei elicoidale - dacă cremaliera se deplasează cu ycr, pistonaşul se roteşte cu unghiul . şi se va deplasa faţă de orificiul cilindrului cu distanţa yp. Din triunghiuri asemenea se poate scrie: r Rbr ycr (17.25) sau y p ycr p yp rp Rbr unde: Rbr- raza braţului pistonaşului (sau raza de rostogolire a sectorului dinţat). La o deplasare a pistonului cu arcul yp9, cursa cT creşte cu cy (fig.17.6): (17.26) c y y p tg 10 Înlocuind (17.25) în (17.26) rezultă: d c y ycr p tg 2 Rbr 2 Rbr d p tg adică: sau, înlocuind pe ycr: c y 360 2 Rbr cy d p tg 360 Luând ca poziţie de referinţă pentru pistonaş secţiunea II-II (fig.17.2), atunci
Figura 17.5.
Fig. 17.6. 321
(17.27)
(17.28)
1 d0 (17.29) 1 d p tg 360 2 cos 360 unde este unghiul cu care a fost rotit pistonaşul pentru a ajunge din poziţia II în III. Prin analogie: 1 d (17.30) cT min cT d p tg l 0 1 d p tg 360 2 cos 360 Problema se simplifică dacă se ia ca poziţie de referinţă poziţia I când cursa este minimă; în acest fel ecuaţiile (17.29) şi (17.30) devin: 1 d (17.31) cT min lmin 0 1 2 cos 1 d (17.32) cT max cT min d p tg l max 0 1 360 2 cos Pentru deteminarea lui cTmin este necesar să se cunoască: - turaţia minimă de mers în gol a motorului nmg; - puterea efectivă la mers în gol încet Peg; - consumul de combustibil la mers în gol încet cg. Astfel se poate scrie: 4 VT min (17.33) cT min d p2 cT max cT
d p tg l
unde: VT min V2 V3 V4 V5 min c V5 min v~c min 120 nmg i c
(17.34) (17.35)
Pentru determinarea lui cTmax = cT se cunoaşte relaţia: (17.36) VT max V2 V3 V4 V5 max V5max VR - Lungimea desfăşurată a capului pistonaşului ldes este: d (17.37) ldes 2 p lcd 2 lcd fiind lăţimea canalului vertical de descărcare. - Pentru determinarea înălţimilor maximă şi minimă a pistonaşului în zona de reglaj se pot utiliza egalităţile: imax c p c p lmax (17.38) imin lmin 1,01,5 [mm] - Lungimea totală a muchiei profilate Lf va fi: 1 LT imax imin 1 2 (17.39) tg - Diametrul părţii degajate: (17.40) d pd 0,650,85 d p
Înălţimea părţii degajate: i pd 0,350,50 imax
(17.41)
17.2.2.7 Proiectarea arcului elementului Arcul elementului pompei de injecţie realizează cursa pasivă (descendentă) a pistonaşului plonjor. Încărcarea arcului, când pistonul se află în p.m.i., se ia: 322
Fig.17.7. Schemă de calcul a arcului elementului de pompare 1 p0 5 pi (17.42) 2 1 d p p p 0 4 5 i Arcul are o săgeată de montaj f0. Când pistonul se află la p.m.s. săgeata arcului este fmax: f max f 0 c p (17.43) Pentru a se evita desprinderea pistonului (tachetului) de pe camă se adoptă f 0 3 c p 1. Rezultă astfel săgeata maximă: f max 4 c p (17.44) F max f max Deoarece: rezultă f0 F0
f max 4 c p 4 F 0 F0 f0 3 c p 3 Efortul de torsiune în arc este: F max Ra F max Ra 16 F max Ra t d 3s d 2s Wp 16 Rezultă în acest fel diametrul sârmei de arc: 16 F max Ra ds t Fmax F 0
(17.45)
(17.46)
(17.47)
unde: Ra este raza de înfăşurare a arcului. Pentru asemenea construcţii se recomandă: at=(3000…5000).PaNumărul de spire z este dat de relaţia: f 0 c p d s G z (17.48) 4 R2s at unde G este modulul de elasticitate transversală a materialului: G = 810.000 Pa. 17.2.2.8 Proiectarea supapei de refulare Supapa de refulare realizează funcţii importante în cadrul procesului de injecţie. Astfel: - asigură întreruperea debitării combustibilului spre injector; - menţine în conducta de înaltă presiune şi în injector o presiune reziduală care împiedică 323
Fig.17.8. Schema de proiectare a supapei de refulare dezamorsarea circuitului de înată presiune; - asigură funcţia de corector interior de debit. Pentru dimensionarea supapei de refulare se utilizează schema din fig.17.8. Iniţial, se adoptă constructiv următoarele mărimi: - cursa supapei de refulare h: h = 3 mm - unghiul conului de închidere ": = 450 - viteza medie de trecere a combustibilului pe lângă supapă Vs Vs = (2…5) m/s Conform schemei din fig.17.8 suprafaţa de trecere pe lângă supapă este: d s 2 BC d s Dd (17.49) G AC Ss 2 2 AC = h cos ; BC = AC sin - h sin cos 11. Rezultă: Dar:
S s d s h sin cos h cos d s h cos + h2 cos2 sin 12 (17.50) Pentru calculul diametrului tijei supapei ds se utilizează ecuaţia de continuitate: (17.51) S p V p = S s V s sau: d 2p c p v s d s h cos h2 cos2 sin (17.52) 4 p şi deci: d 2p c p 4 p h2 cos2 sin (17.53) ds 4 p V s h cos - Diametrul d1 se stabileşte cu relaţia: d1 = (1,5…1,6).ds - Lungimea tijei supapei ls se adoptă: ls = (2,8…3,0).ds Pentru calculul diametrului d2 se pune condiţia:
drept rezultă:
4
4
d 22 d 12 S s Explicitând termenul
d 22 d 12 d s h cos h2 cos2 sin În final:
d2 d 12 4 d s h cos 4 h2 cos2 sin 324
(17.54)
17.2.2.9 Dimensionarea arcului supapei de refulare Pentru a dimensiona arcul supapei de refulare se porneşte de la următoarele condiţii: - presiunea de precomprimare a arcului este de: 12…20 daN/cm2; - săgeata iniţială se adoptă ca fiind: fo = 3.h = 9 mm; - diametrul de înfăşurare al spirei: dînf = d1-(1…2)mm.
17.2.3 Proiectarea pompelor de injecţie cu distribuitor rotativ Prima construcţie de acest tip a fost produsă în 1946 de firma American Bosch (pompa PSB). În 1950 firma Stanadyne (S.U.A.) produce pompa cu distribuitor rotativ şi pistonaşe radiale opuse, preluată sub licenţa de C.A.V. (Anglia) în 1956, sub indicativul DPA. Din anul 1970 MEFIN - Sinaia fabrică sub licenţă acelaţi tip de pompă. Comparativ cu pompele de injecţie cu elemente în linie, pompele cu distribuitor rotativ au o serie de avantaje: - utilizează un singur element de pompare care deserveşte toţi cilindri motorului; - asigură (dată fiind prezenţa secţiunii unice de pompare) o uniformitate îmbunătăţită a debitării; - înglobează într-un ansamblu unic şi compact elementul de pompare, regulatorul de turaţie, variatorul automat de avans şi pompa de trasfer; - ansamblul pompei nu necesită rulmenţi, angrenaje, arcuri cu rigiditate mare; - pompa este etanşă, este unsă cu motorină sub presiune, împiedicându-se şi pe această cale pătrunderea aerului şi a impurităţilor. Din punct de vedere al consumului de metal pompa de injecţie cu distribuitor rotativ este evident mai avantajoasă în comparaţie cu pompa cu elemente de pompare în linie. Masa specifică a pompelor de injecţie de tip rotativ este de (45…70)g la 1 mm3 debit pe ciclu, în timp ce aceeaşi masă la pompa în linie atinge abia (95…135)g la 1 mm3 debit de
Fig.17.9. Schema funcţională a pompei D.P.A. 325
combustibil pe ciclu. Controlul activ al funcţionării motoarelor care sunt echipate cu pompe de injecţiede tip rotativ, prin sisteme electrice şi electronice, este facilitat de forţele considerabil mai mici necesare la organul de reglare a mărimii debitului de combustibil pe ciclu. Trebuie menţionată şi solicitarea mică la tracţiune şi, corespunzător, o rigiditate mare a acelor elemente portante de bază ale pompei (piesele de acţionare a camei şi corpul pompei). Această constatare crează posibilităţi pentru organizarea unei injecţii intensive a combusti-bilului. S-a demonstrat că, la pompele rotative, forţarea procesului de debitare se poate realiza pe calea micşorării substanţiale a volumului de comprimare a combustibilului în stuţul pompei (aplicat la supapele de refulare la care arcul este dispus în spaţiul de înaltă presiune), în combinaţie cu un nou ciclu de lucru al pompei, în care aproape toată cursa de lucru a plunjerului se utilizează pentru pomparea combustibilului, de asemenea, pe seama realizării profilului de camă cu raza mică de curbură la vârf. Realizarea ultimei măsuri permite o mărire substanţială a vitezei plunjerului ( Vpmax = 3,2 m/s la np = 1000 rot/min şi o cursă minimă a plunjerului de 5,5 mm) atingându-se presiuni de pompare de ordinul a 90 MPa. Pe lângă avantajele prezentate, aceste tipuri de pompe au şi o serie de dezavantaje. Utilizarea unei secţiuni unice de pompare duce la uzura mai rapidă a acesteia, precum şi la micşorarea timpului disponibil pentru admisia şi refularea combustibilului. Aceasta face ca la turaţii ridicate umplerea secţiunii de pompare să fie incompletă, apărând astfel necesitatea utilizării pompei de transfer care permite realizarea unei presiuni de alimentare suficient de mari. Alte dezavantaje sunt: - siguranţa mai mică în funcţionare; - facilităţi de reparare reduse; - cerinţe deosebite privind calitatea combustibilului utilizat. Funcţionarea pompei de injecţie cu distribuitor rotativ, de tip DPA, (integrată în sistemul de injecţie) este prezentată în fig. 17.9. Din rezervorul pompei de alimentare 1, combustibilul, trecut prin filtrul 2, ajunge la pompa de transfer 3. De la pompa de transfer motorina este dirijată prin canalizaţia din corpul pompei la supapa de dozare 4 şi de aici în corpul distribuitorului 5 şi în spaţiul dintre pistonaşele 6. Prin rotirea distribuitorului pistonaşele sunt împinse spre axa de rotaţie de lobii inelului cu came 7 care este fixat de corpul pompei. Combustibilul sub presiune este distribuit pe rând la injectoare prin intermediul unui orificiu de refulare aflat în distribuitor. Supapa 8 are rolul de a menţine amorsată pompa de injecţie şi de a asigura valoarea necesară presiunii de transfer. Regulatorul acţionează asupra supapei de dozaj prin intermediul pârghiei 9. O particularitate constructivă esenţială a pompei cu distribuitor rotativ o constituie lipsa arcului care asigură contactul permanent între inel şi camă. Ca urmare, cu excepţia cursei de refulare, când pistonaşele radiale sunt acţionate de inelul cu came, poziţia instantanee a acestora este determinată de echilibrul dinamic al forţelor centrifuge, de presiune, de inerţie şi de frecare. Ansamblul general al pompei cu distribuitor rotativ şi pistoane opuse, tip DPA, este prezentată în proiecţie axonometrică în fig. 17.10. Pe corpul pompei 1 (turnat din aliaj de aluminiu) se fixează cu ajutorul unor şuruburi capul hidraulic, format din bucşele exterioare şi interioare 19, rotorul distribuitor 14, inelul cu came 17 şi pistonaşele radiale 15. Rotorul distribuitor este antrenat în mişcare de rotaţie de axul 24, prevăzut cu o zonă canelată la partea din spre distribuitor, iar la capătul de antrenare cu o zonă conică şi locaş de pană disc. Legătura dintre axul 24 şi rotorul 14 se realizează prin placa de antrenare 21, cu caneluri la interior, care se fixează cu şuruburi de rotorul distribuitor. Axul pompei şi placa de antrenare se împerechează la montaj, formând astfel un ansamblu neinterschimbabil. Pe axul pompei se mai montează regulatorul de turaţie mecanic compus din manşonul 48, masele centrifuge 23 şi carcasa acestora 26 (celelate piese ale regulatorului sunt montate în interiorul capacului 2). Etanşarea faţă de mediul exterior, la capătul dinspre antrenare al axului 24, se asigură cu 326
Fig.17.10. Construcţia pompei D.P.A. manşetele de rotaţie 43. La capătul rotorului distribuitor 14, opus antrenării, se montează, filetat, rotorul 3 al pompei de transfer; statorul 5 este inclus în capul hidraulic. Ansamblul este închis de carcasa supapei de reglare 7, fixată în bucşa exterioară a capului hidraulic cu şuruburile 46. Variatorul automat de avans 37 se montează pe carcasa pompei, prin prezonul 47 şi dispozitivul de blocare 39. Statorul capului hidraulic este format din bucşele exterioară şi interioară 19, care se ansamblează prin fretare. Bucşa interioară se realizează cu lungime mai mică decât bucşa exterioară, cu scopul de a permite montare statorului 5 al pompei de transfer. Rotorul capului hidraulic se împerechează cu statorul şi formează un ansamblu neinterschimbabil, cu joc foarte mic (1,5…3,5 mm). De asmenea, pistonaşele radiale 15 se împerechează cu alezajul executat diametral în rotor, neinterschimbabil, cu un joc foarte mic (4,5…5,5 mm). Fiecare pistonaş este acţionat prin câte un tachet, compus din rola 16 şi papucul 18. Papucul este prevăzut cu umeri care pătrund în fantele plăcilor de raglaj 44 şi 22, limitând cursa maximă a pistonaşelor. Rolele 16 vin în contact în timpul funcţionării cu camele interioare ale inelului cu came 17. Pistonaşele radiale se execută cu diametre de 4,5…10,0 mm. Etanşarea capului hidraulic în corpul pompei este realizat cu un inel 0, iar în zona de ansamblare a carcasei supapei de reglare 7, cu o garnitură inelară 45 din cauciuc. Elementele componente ale capului hidraulic se realizează din oţel de rulmenţi şi oţel înalt aliat, cu valori strânse pentru abaterile de formă, de la poziţia reciprocă şi de la calitatea prelucrării suprafeţelor. Pentru a fi posibilă utilizarea aceleiaşi tipodimensiuni de pompă pe motoare cu cilindrei diferite, capul hidraulic este prevăzut cu posibilitatea reglării dozei maxime refulate, prin 327
Fig.17.11. Reglarea mărimii debitului maxim de combustibil
Fig.17.12. Schema poziţiilor relative camăorificiu distribuţie
modificarea cursei pistonaşelor radiale. În acest sens, papucii 18 sunt prevăzuţi cu umerii "U", care pătrund în fantele excentrice "F" ale plăcilor de reglaj 22 şi 44 (fig.17.11). Placa de reglaj 22 este strânsă între flanşa rotorului 14 şi placa de antrenare 21 cu două şuruburi 49. Când şuruburile 49 sunt slăbite, plăcile 22 şi 44 (solidarizate prin două braţe de legătură existente pe placa 22) se pot roţi simultan, în limita permisă de găurile alungite "G". Prin rotirea plăcilor de reglaj se modifică cursa s a pistonului 24 şi, în consecinţă, doza maximă refulată. Pentru pompele DPA doza maximă refulată se poate regla în intervalul 15…120 mm3/ciclu. Inelul cu came interioare 17, se montează pe suprafaţa frontală a statorului capului hidraulic, opusă pompei de transfer, fiind asigurat în carcasa pompei împotriva deplasărilor axiale cu ajutorul unui inel de siguranţă. Inelul cu came poate fi rotit cu unghiuri mici în jurul axei distribuitorului 14, prin şurubul 38 al variatorului automat de avans. Din motive de unificare a componentelor, inelul cu came al pompelor DPA se realizează cu 4 şi 6 came interioare (pentru motoarele cu 2 şi 3 cilindri alternează un ciclu de refulare activ cu unul pasiv). 17.2.3.1 Elemente de proiectare a) Începutul refulării (injecţiei) este condiţionat de coincidenţa momentului de suprapunere a orificiilor radiale de distribuire din rotorul şi statorul capului hidraulic cu momentul de acţionare a pistonaşelor de câtre porţiunea de urcare a profilului camelor interioare (distribuţia şi refulare trebuie să fie în fază). Practic, există însă între axa de referinţă a profilului camei şi axa orificiului de distribuţie din stator un decalaj unghiular f (fig.17.12.) numit "unghi de defazaj". Din motivul arătat, pentru ca injecţia să aibă loc cu avansul b şi cu o durată strict determinată, deschiderea orificiului de distribuţie din stator trebuie să se producă cu avans (unghiul ) faţă de momentul de acţionare a pistonaşelor în cursa de refulare. Avansul este asigurat prin execuţia cu diametre diferite a orificiilor din stator şi rotor. Sfârşitul injecţiei are loc în momentul în care secţiunea de curgere a orificiului din rotor a baleiat complet secţiunea orificiului din stator. Datorită realizării acestor canale radiale cu diametre diferite, momentul de sfârşit al suprapunerilor este întârziat cu unghiul q faţă de momentul în care încetează acţiunea camei asupra pistonaşelor radiale. În aceste condiţii durata injecţiei este precizată de relaţia: (17.55) i s 13 unde: s este durata unghiulară de suprapunere a orificiilor. 328
Pentru pompele DPA se utilizează: - diametrul canalului radial din stator 2,26 mm; - diametrul canalului radial din rotor 2,36 mm; - durata de suprapunere a orificiilor 28,50 RAP. Modul în care refularea este poziţionată în perioada de suprapunere a orificiilor de distribuţie este arătat în fig.17.12. b) Profilul camelor interioare (lobilor) este asimetric. Acesta este compus dintr-o porţiune de urcare (rola în poziţia 1, fig.17.12.), care determină caracteristica de injecţie, o porţiune de retracţie (rola în poziţia 2), utilizată pentru descărcarea conductei de înaltă presiune, şi o porţiune de coborâre (rola în poziţia 3). Asimetria profilului camelor interioare determină o singură poziţie de montaj a inelului cu came: cu sensul săgeţii imprimată pe inel în sensul de rotaţie al pompei. Profilul este realizat din arce de cerc conform schemei de calcul din figura 17.12. pentru cele două zone de profil (AB şi BC) rezultă următoarele expresii pentru deplasarea (s), viteză (v) şi acceleraţie (a): - Porţiunea de profil AB
s ( Rb Rr ) a2 cos p k 12 sin2 p
(17.56)
unde: p unghiul cos p R2 Rr wp a2 Rb R2 v a2 sin p 1 2 k1 a2 k 1 sin2 p în care wp este viteza unghiulară a arborelui pompei; k 12 1 k12 2 2 a a2 cos p k 1 sin p k 12 sin2 p În punctul "A", având în vedere că ap =0 rezultă: 1 a 1 w2p k1 - Porţiunea de profil BC
(17.58)
(17.59)
(17.60)
Rb + Rn 2 a1
pc arcsin R2 Rb
arccos1
(17.57)
w2 p 3
s Rb Rr a1 cos pc p k22 sin2 pc p
unde: K 2 =
curent
Rb R1 2 R2 Rb R1 14 2 a1 R2 R1
= arccos1+
sin a2
Pentru expresia acceleraţiei:
Rb - R1 )(2 R2 - Rb - R1 ) 2 a1 ( R2 - r 1 )
cos pc p v a1 sin pc p 1 2 2 k 2 sin pc p
a a1 - cos pc p k 22 sin2 pc p
329
k
(17.61)
wp
k 22 1 k 22 2 2
sin pc p 2
2 wp 3
(17.62)
Fig.17.13. Schema profilului camei interioare 1 În punctul C (p=pc) rezultă: a a1 2 1 w2p 15 se mai poate scrie (fig.17.13): k pb pc
arctg
k 2 sin 1 k 2 cos
17.2.4 Tipizarea pompelor de injecţie după firma Bosch. Alegerea pompei de injecţie dintr-o serie tipodimensională 17.2.4.1 Clasificarea BOSCH Firma Bosch împarte convenţional pompele de injecţie, cu elemente de pompare în linie, în mai multe mărimi diferenţiate după valoarea cursei de refulare a pistonului (înălţimea de ridicare utilă a camei). Pompele de o anumită mărime pot fi realizate în mai multe variante constructive diferenţiate după diametrul pistonaşului.
Fig. 17.14 Schematizarea curselor pistonului după BOSCH 330
În tabelul următor sunt exemplificate valorile ce caracterizează principalele grupe de pompe de injecţie cu elemente în linie Bosch. Dacă dp creşte, parametrii de performanţă ai motorului echipat cu o astfel de pompă cresc, deoarece scade cp ca şi tmj. Cresc în acelaşi timp scăpările, uzurile, ca şi forţele ce acţionează pe camă. Mărime cT [mm] dp [mm] M 7 5,0; 5,5; 6,0; 6,5; 7,0 A 8 5,0; 5,5; 6,0; 6,5; 7,0; 7,5; 8,0; 8,5; 9,0 P 10 7; 8; 9; 10; 11; 12; 13 ZW 12 14; 15; 16
17.2.4.2 Alegerea pompei de injecţie dintr-o serie tipodimensională Întreprinderile specializate în producerea de echipament de injecţie realizează serii de tipodimensiuni care să satisfacă cerinţele impuse de o gamă foarte variată de motoare. Pentru alegerea pompei de injecţie capabilă să satisfacă în cele mai bune condiţii cerinţele impuse de funcţionarea corectă a unui motor, o bună parte din firme pun la dispoziţie date tehnice amănunţite, diagrame şi nomograme utile în stabilirea celei mai bune variante posibile. În acest sens prezentăm în continuare unele aspecte utile, propuse de firma Bosch. Pentru înţelegerea problemei prezentate trebuie precizat că Bosch, spre deosebire de tratarea clasică, împarte cursa totală a pistonului în patru etape distincte, iar punctul mort inferior al pistonului plonjor se găseşte la toate variantele constructive deasupra părţii inferioare a orificiului de admisie în bucşa elementului (fig.17.14). Se poate scrie astfel: (17.63) h h1 h2 h3 h4 unde: h1 - cursa preliminară; h2 - cursa moartă; h3 - cursa utilă; h4 - cursa moartă. Modul de alegere a pompei de injecţie îl vom prezenta pentru următorul exemplu concret: să se aleagă pompa de injecţie corespunzătoare unui m.a.c. cu Pe= 180 CP la turaţia nn = 3000 rot/min, i= 6 cilindri, consum specific ce = 179 g/CPh, turaţia pompei de injecţie np =1500 rot/min, densitatea motorinei c= 0,85 g/cm3 (limite admisibile 0,82…0,88 g/cm3). Se calculează debitul pe ciclu cu relaţia: Pe ce 103 ~ 67 mm3 / ciclu vc i c n p 60 În nomograma de lucru din figura 17.15 se găsesc familii de curbe utile în alegerea pompelor de mărime M,A,P7,P cu came tangenţiale. Cu această nomogramă se poate stabili ca primă etapă debitul pe ciclu, pornind de la puterea motorului. În partea de sus a diagramei sunt prezentate câmpurile aferente celor patru tipodimensiuni de pompe şi curbele ce marchează durata în grade a procesului de injecţie. Se alege o pompă de mărime A, care asigură pentru un diametru de 9mm al pistonaşului un interval de injecţie de 4,4 0RAP (rotaţie arbore pompă de injecţie). Cu aceste date preliminare, la care se adaugă presiunea maximă ce se dezvoltă în timpul procesului de injecţie (cca. 540 bar) se alege pompa corespunzătoare din foaia cu date tehnice. Alegerea definitivă a pompei se face însă numai pe încercări de stand, funcţie de comportarea motorului, pentru că, spre exemplu dacă se măreşte diametrul pistonaşului durata de injecţie scade, iar presiunile maxime în instalaţie cresc. 331
Fig. 17.15 Nomograme pentru alegerea tipului elementului pompei de injecţie Din diagrama prezentată în figura 17.16, valabilă pentru pompele de mărime A, pentru debitul de 67 mm3/ciclu, dar pentru un pistonaş cu diametrul 8,5 mm, durata în grade a injecţie este de 50RAP. O problemă importantă în funcţionarea şi fiabilitatea pompei de injecţie este aceea că pentru a evita o cădere prematură a axului cu came datorită presiunii specifice herziene în cupla camă-tachet cu rolă este necesar ca presiunea din conducta de înaltă presiune să se anuleze în mod real înainte ca linia de contact dintre rolă şi camă să treacă de pe partea liniară a profilului camei pe raza mică (cama tangenţială). În figura 17.17 sunt reprezentate ridicarea pistonaşului şi viteza acestuia pentru o pompă de mărimea A; punctul critic, adică momentul trecerii pe raza mică a camei, este marcat de valoarea maximă a vitezei. Proiectăm acest punct pe curba ridicării pistonaşului se găseşte şi pe această curbă momentul trecerii pe raza mică a profilului. Se introduce şi un spaţiu de siguranţă intrucât există diferenţe între încărcarea statică şi comportamentul dinamic, spaţiu a cărui valoare orientativă este de 0,7 mm. În felul acesta se stabileşte pe curba ridicării pistonaşului punctul limită unde poate ajunge sfârşitul debitării combustibilului. Să verificăm, dacă pentru pompa adoptată, cu pistonaşul de diametru 8,5 mm (suprafaţa 56,75 mm2) condiţia mai sus menţionată este satisfăcută; din datele tehnice ale pompei de mărime A rezultă că: h1 = 2,15 mm; h2 = 0,62mm şi h3 = 67/56,75 = 1,2 mm. Deci până Fig.17.16 Nomograma caracteristică la sfârşitul debitării, pistonaşul parcurge o cursă de (2,15 + 0,62 + 1,2) mm, adică 3,97 mm. Plasând această valoare pompelor de mărime "A" 332
Fig.17.17. Cinematica pistonaşului unei pompe de mărimea "A" în figura 17.17 se constată că punctul de sfârşit al debitării se află sub punctul limită admisibil (cca.4,6 mm) deci condiţia de fiabilitate este îndeplinită.
17.3 Proiectarea injectoarelor pentru motoare cu aprindere prin compresie pentru autovehicule
Fig.17.18. Acul injectorului - părţi componente
Premisa esenţială pentru desfăşurarea satisfăcătoare a procesului de ardere în cilindrul motorului Diesel o constituie buna pregătire a amestecului combustibil-aer în camera de ardere a motorului. Coordonarea ce se impune între arhitectura camerei de ardere şi parametrii principali ai jetului de combustibil (fineţe, omogenitate, penetraţie, unghi de dispersie) impune opţiunea bine motivată asupra tipului şi parametrilor funcţionali ai injectorului utilizat. Injectoarele se împart în două mari clase: injectoare deschise şi injectoare închise. Injectorul este "închis" sau "deschis" după cum orificiul de pulverizare este sau nu controlat de un ac sau de o supapă. Motoarele de autovehicule rutiere utilizează injectorul de tip închis cu ac. După modul în care se comandă deschiderea acului, injectoarele se împart în trei grupe: - cu comandă hidraulică; - cu comandă electrică; - cu comandă mecanică. Injectoarele cu comandă hidraulică nu necesită organ suplimentar de comandă în schimb zona de etanşare se uzează, sistemul ac-arc vibrează. Părţile componente ale acului unui injector privit din exterior sunt (figura 17.18): 1- corpul acului- asigură etanşarea ansamblului: jocul interior între ac şi corp este de 1,5 - 3 mm; 2- zonă conică ce preia presiunea combustibilului şi asigură ridicarea acului; 3- con de etanşare; 4 - coadă ce preia şi transmite forţa de acţionare. La motoarele cu aprindere prin compresie cu cameră unitară se utilizează injectoare cu ac conic ce controlează pulverizarea prin unul până la zece orificii. La aceste injectoare (figura 17.19) combustibilul debitat de pompa de injecţie intră prin racordul 1, filtrul 2, canalul 3, ajungând în camera de presiune CP. Când forţa de ridicare a acului 4, creată de combustibilului ce acţionează pe gulerul G,
333
d 12 d 22 pi 16 , este mai mare decât forţa Fa a arcului 5, acul 4 pulverizatorului se ridică şi prin orificiile pulverizatorului 7 combustibilul este pulverizat în camera de ardere. După terminarea injecţiei combustibilului, acul pulverizatorului este apăsat pe scaunul său de arcul 5 prin intermediul tijei 14. Reglarea forţei Fa, respectiv reglarea presiunii la care începe ridicarea acului şi începerea injecţiei, se realizează prin şurubul 10 şi piuliţa 11. Un dezavantaj principal al injectoarelor cu orificii multiple rezidă în obturarea acestora cu impurităţi din motorină sau cu cocs format în procesul arderii. Pentru motoare cu aprindere prin compresie cu camere compartimentate (antecameră, cameră de turbulenţă) se utilizează injectoare cu un singur orificiu. Orificiul injectorului este controlat de un ştift. Se utilizează ştifturi: - cilindrice (pentru curăţirea orificiului pulverizatorului); - tronconice pentru a se controla dispersia jetului; - dublu tronconic (fig.17.20), asigurându-se curăţirea eficientă a orificiului simultan cu o dispersie controlată a jetului de combustibil (unghiul de dispersie obţinut astfel este q = 40o-60o); exprimată prin relaţia F r
17.3.1 Proiectarea injectorului hidraulic Ecuaţia echilibrului static al acului injectorului este (fig.17.21)
F0 k h pi
d 2a d 2v pv
d 2v 17
(17.64) 4 4 unde: F0 - tensiunea iniţială a arcului; k - constanta elastică a arcului; ha - ridicarea acului; pi - presiunea combustibilului în camera pulverizatorului; pv - presiunea combustibilului sub vârful acului; Condiţia de ridicare a acului de pe sediu se obţine din relaţia (17.64) în ipotezele: ha = 0
Fig.17.19. Elementele unui injector 334
Fig.17.20 Injectoare cu ştift dublu tronconic
Fig.17.22. Caracteristica de injecţie
Fig.17.21. Schemă pentru calculul injectorului pv = pcil; pi » pia (presiunea iniţială de început de injecţie. Rezultă, în aceste condiţii, din (17.64)
F0 pi 0
d 2a d v2 pcil
(17.65) 4 4 După ridicarea acului relaţia de ordine dintre presiuni este: (17.66) pcil < pv < pi Calculând F0 cu relaţia (17.65) şi introducând valoarea calculată în (17.64) se poate obţine înălţimea instantanee de ridicare a acului: pi pv F0 (17.67) ha d 2a d 2v d 2v k 4 k 4 k În relaţia (17.67) ha este o funcţie de timp (sau de rotaţie al arborelui cotit), la fel şi pi şi pv. Introducerea combustibilului în camera de ardere a motorului este caracterizată prin caracteristica de injecţie. Ea reprezintă raportul dintre masa (m) sau volumul (V) injectat(ă) până la un moment dat, şi doza totală injectată pe ciclu: V = ~ (17.68) j= m ~ mc V c Viteza relativă de injecţie este derivata lui (ca funcţie de unghiul ): d j 1 dV 1 dV d 1 V j (17.69) d V c d V c d d V c 6 n dV În relaţia (17.69) V = 3este debitul volumic instantaneu al combustibilului injectat; sd a folosit deasemenea relaţia cunoscută: d = 6.n.dt. Debitul momentan V se determină ţinându-se cont de numărul de orificii ale pulverizatorului şi de coeficientul de debit:
d 2v
335
V z j 0 A0 W 0 Dar W0
2
c
(17.70)
pv pcil 4şi deci rezultă:
V z j 0 A0
2
c
pv pcil
În relaţiile (17.70) şi (17.71): zj - numărul orificiilor de pulverizare; 0 - coeficientul de debit al orificiului; A - aria secţiunii orificiului; c - densitatea combustibilului; Înlocuind în (17.69) pe V cu expresia sa din (17.71) rezultă: 1 1 2 ~ z j 0 A0 pv pcil j = c 6n V c
(17.71)
(17.72)
Ecuaţia (17.72) face posibilă determinarea valorilor lui j făcând aproximaţia pv=pi şi determinând experimental pi. Integrând ecuaţia (17.72) se obţine caracteristica de injecţie (fig.17.22). În ultimul timp este folosită şi calea inversă în sensul determinării (experimentale) a lui j după relaţia de definiţie (17.68) pentru ca apoi prin derivare să se obţină j 18. 17.3.1.1 Dimensionarea orificiilor pulverizatorului Debitul volumic al combustibilului prin injector se stabileşte cu relaţia (17.71) făcând simplificarea pv=pi=pi0: 2 (17.72') V z j 0 A0 pi 0 pcil
c
~ ştiind că Vc V j 5(tj fiind durata injecţiei) rezultă mai departe: 2 ~ V c z j 0 A0 pi 0 pcil j c
Pe de altă parte: ce e ~ Vc 8333 c i n Egalând cele două expresii ale lui V~ c 6 rezultă: 8333
j ce e d 20 2 z j 0 pi 0 pcil 10-3 c i n c 4 6n
(17.73)
(17.74)
(17.75)
unde: j - durata injecţiei (în 0RAC). Pentru motorul în 4 timpi: d 0 13,4
ce e
0 i z j j c pi 0 pcil
(17.76)
În general: 0 = 0,67…0,70; d0 0,1 mm În relaţia (17.76) c, pi0, pcil se introduc în S.I. Egalitatea (17.76) este aproximativă. În afara ipotezei simplificatoare care a permis deducerea trebuie menţionată greutatea determinării exacte a coeficientului de debit 0, de foarte multe ori utilizându-se metode 336
experimentale pentru determinarea sa cât mai precisă. 17.3.1.2 Calculul secţiunilor de trecere ale pulverizatorului injectorului Pentru o presiune dată a combustibilului înainte de injector, pulverizatoarele cu mai multe jeturi se calculează pentru un debit pe unitatea de timp deteminând în primul rând secţiunea efectivă de trecere a orificiilor de pulverizare la ridicarea completă a acului injectorului după 2 d 0 relaţia: A0 z j . 2 19Asupra calităţii formării amestecului în fazele iniţiale de injecţie a combustibilului şi deci în perioada întârzierii la autoaprindere, o mai mare influenţă o manifestă caracteristica hidraulică a pulverizatorului la ridicări parţiale ale acului. În acest caz manifestă o influenţă determinantă asupra geometriei secţiunii transversale a orificiului de pulverizare şi asupra coeficientului de debit, secţiunea eliberată momentan de ac, respectiv secţiunea inelară, între ac şi sediul pulverizatorului şi coeficientul de debit al acestei secţiuni în zona sediului acului, respectiv zona canalului central. Pentru a se putea explicita coeficientul de debit ca funcţie de ridicarea acului este necesar să se poată calcula cu precizie geometria secţiunii transversale inelare în zona sediului acului. Geometria unui pulverizator obişnuit este prezentată în figura 17.23. Elementul caracteristic în acest caz constă în egalitatea dintre unghiul la vârful conului de etanşare al scaunului şi unghiul vârfului acului. Cea mai mică secţiune geometrică de trecere de formă inelară este determinată prin ecuaţia: (17.78) Fri mi d mi unde: Fri - secţiunea de trecere minimă; mi- secţiunea conului format de secţiunea de trecere; dmi- diametrul centrului de greutate al secţiunii. În continuare se consideră că produsul midmi atinge valoarea minimă dacă trunchiul de con format (fig.17.23) este înclinat cu unghiul faţă de perpendiculara pe suprafaţa scaunului şi acului. Se obţine din aceste considerente: DE h h sin 1 sin cos sin2 tg (17.79) F ri cos 2 DE 2 2 2 Unghiul se determină utilizând relaţiile: 1 tg A A2 2 (17.80) 1 DE 1 1 A 1 4 h tg 2 tg 2 2 Ecuaţia (17.79) este tipică pulverizatoarelor obişnuite având caracteristica ca cea prezentată în figura 17.24. De obicei pentru acest tip de pulverizatoare unghiul de la vârful conului de etanşare este = 600. Pentru ca această caracteristică să fie aceeaşi pentru toate pulverizatoarele cu = 600, ridicarea acului h s-a raportat la diametrul de intrare DE al canalului central după conul de sprijin, 2 DE iar secţiunea geometrică de trecere FRi s-a raportat la suprafaţa cercului FE: FE 20 2
337
Fig.17.23. Caracteristicile geometrice ale pulverizatorului
Fig.17.24. Caracteristica unui pulverizator
În figura 17.24. sunt prezentate cu linie întreruptă curbele rezultate din calcul după relaţia: h (17.81) FRi FRi 0 DE h sin 1 sin cos 2 2 2 DE După cum rezultă din figura 17.25, unghiul este suficient de mic pentru ca secţiunea geometrică de trecere (la valori mici şi medii ale ridicării acului) să nu depindă practic de unghiul . Erorile făcute prin calculul lui FRi după ecuaţia 17.81 sunt neînsemnate pe o mare parte din cursa de ridicare a acului. Uneori pulverizatoarele se execută cu unghiuri (ale conului acului) mărite ( > ) (fig.17.26). În afară de aceasta, diametrul DA la baza conului vârfului acului se poate abate de la diametrul DE al intrării în canalul central după conul de etanşare. La aceste pulverizatoare, spre deosebire de cele obişnuite, valoarea minimă poate fi atinsă pentru două secţiuni transversale diferite (fig. 17.27) şi anume: - exterioară, la capătul interior al scaunului acului; - interioară, formată de conul vârfului acului şi orificiul interior al canalului central. Pentru a determina debitul combustibilului prin pulverizator se utilizează secţiunea de trecere cea mai mică în conformitate cu egalitatea FR min F ri ; F ra (17.82) Dar, pentru atingerea debitului de motorină maxim, pentru o ridicare oarecare a acului injectorului, unghiul se va alege astfel încât la ridicarea maximă a acului ambele secţiuni transversale să fie de aceeaşi mărime, adică: F ri (17.83) h 1 F Ra max Conform acestei condiţii, la o ridicare oarecare a acului (ce nu depăşeşte valoarea maximă), secţiunea transversală interioară FRi va fi mai mare decât secţiunea exterioară FRa. Secţiunea transversală interioară se poate calcula cu relaţiile (17.79) şi (17.80), introducându-se unghiul " a " în locul unghiului " s ". Secţiunea transversală exterioară se poate determina din ecuaţia: 338
Fig.17.25. Influenţa unghiului asupra secţiunii de trecere FRa
Fig.17.26. Pulverizator cu >
Da h h sin 1 sin cos sin2 tg cos 2 Dd 2 2 2
(17.84)
în care unghiul se calculează cu relaţiile: 1 tg B B2 2 (17.85) 1 DA 1 1 B 1 4 h tg 2 tg 2 2 Ecuaţiile (17.79) şi (17.84), respectiv (17.80) şi (17.85) sunt formal similare între ele deosebindu-se numai prin semn. Această schimbare de semn este urmare a formei caracteristicii progresive a secţiunii de trecere (pentru pulverizatorul cu unghi mărit al conului) până la un punct după care secţiunea exterioară transversală este redeterminată pentru debitul de combustibil, după acest punct, datorită valorii mari a unghiului secţiunea transversală FRi va fi mai mare decât secţiunea exterioară FRa. Caracteristica secţiunii transversale geometrice la mărirea unghiului conului la vârful acului este prezentată în figura 17.28. Valoarea lui FA se determină cu relaţia: 2 DA FA (17.86) 2 Neglijând valorile mici ale unghiului se poate scrie:
~ F 0 D A h sin 1 h sin cos FRa Ra 2 2 2 DA
(17.87)
În cazul în care unghiul conului scaunului = 600, eroarea la determinarea lui FRa cu ajutorul ecuaţiei aproximative (17.87) este neînsemnată, însă, la mărirea unghiului această eroare creşte (mai ales la secţiuni mari de trecere). 339
17.3.1.3 Determinarea coeficienţilor de debit la curgerea combustibilului prin injector. Pentru determinarea pe cale analitică a debitului instantaneu de combustibil, ce trece prin pulverizatorul injectorului, într-un interval de timp dat, este necesară determinarea coeficientului general de debit al pulverizatorului cu mai multe orificii în funcţie de ridicarea acului injectorului. Sistemul real prezentat în figura 17.29 este înlocuit cu un sistem hidraulic echivalent (figura 17.30) în care: - zona I - curgerea prin suprafaţa circulară corespunzătoare părţii cilindrice a acului; - zona II- corespunde curgerii prin secţiunea inelară dintre vârful acului şi sediul acestuia; - zona III- curgerea prin canalul central de după conul de etanşare; - zona a IV-a - zona orificiilor de pulverizare. Combustibilul din prima zonă este accelerat în zona II-a iar la intrarea în canalul central corespunzător zonei a III-a viteza curgerii scade datorită creşterii de secţiune şi a pierderilor de energie prin impact. Curgerea este din nou accelerată la intrarea în orificiile pulverizatorului. Sub denumirea de "suprafaţă a duzelor" Fd se ia în considerare sursa secţiunilor transversale a tutror orificiilor pulverizatorului. Considerând coeficienţii de debit, vitezele de curgere şi suprafeţele de trecere pentru fiecare zonă a modelului teoretic echivalent (conform figurii 17.30), pierderile de presiune p se pot evalua cu relaţia:
relaţia:
c
V 2R V 2N V R -V s V 2s V 2R V d V s 2
2
(17.88) 2 unde: c - densitatea combustibilului; Vi - viteza de curgere în secţiunea i; În ipoteza că viteza VN este neglijabil de mică, pierderile de presiune se pot aprecia prin
p
Fig.17.27 Schema de calcul a secţiunilor minime de trecere în dreptul acului injectorului
Fig.17.28. Caracteristica secţiunii transversale geometrice la mărirea 340
Fig.17.30 Schema modelulul teoretic Fig.17.29 Schema sistemului real
c
V d V R V s
2
(17.89) 2 Aplicând ecuaţia de continuitate a curgerii în secţiunilr (zonele), II, III, IV se obţine relaţia: (17.90) a R F R V R a s F s V s ad F d V d unde: aR, as, ad sunt coeficienţii de debit în secţiunile menţionate. Secţiunea FR se determină după relaţiile (17.79, 17.80) Secţiunile Fs şi Fd se determină cu relaţiile: DE2 (17.91) Fs 4 d2 (17.92) Fd z j 4 Înlocuind (17.90) în (18.89) rezultă: c 2 ad F d ad F d 2 p V d 1 (17.93) 2 a R F R a d F s Aplicând ecuaţia generală a debitului în regim staţionar:
p
Fig.17.31. Valori măsurate ale coeficientului ad pentru 16 injectoare diferite 341
Q 0 F d
2 p
(17.94)
c
(0 fiind coeficientul global de debit al injectorului). Coeficientul global de debit se determină cu relaţia: 1 0 2 2 Fd 1 Fd ad a R F R a s F s
(17.96)
Cercetări experimentale au arătat că aR, as şi ad nu depind de valoarea ridicării acului; aR şi as având chiar valori apropiate de 1. Se poate deci scrie: 1 0 (17.96) 2 1 Fd Fd ad F R F s Împrăştierea măsurătorilor şi media valorilor calculate pentru 16 injectoare diferite sunt prezentate în figura 17.31. Unghiul conului de etanşare în toate cele 16 cazuri a fost de 600.
342
18. PROIECTAREA INSTALAŢIEI DE SUPRAALIMENTARE A MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE RUTIERE 18.1 Principii de realizare a supraalimentării Prin supraalimentare se înţelege mărirea presiunii încărcăturii proaspete la o valoare ce depăşeşte presiunea mediului ambiant p0, pentru a mări densitatea încărcăturii proaspete reţinute în cilindri. Supraalimentarea se aplică motoarelor în scopul măririi puterii litrice şi pentru compensarea pierderii de putere în cazul funcţionării motorului la altitudine, sau în cazul când se urmăreşte recircularea unei părţi din gazele de ardere pentru scăderea conţinutului de NOx în gazele de evacuare. Prin mărirea presiunii încărcăturii proaspete la intrarea în cilindri se realizează creşterea cantităţii de amestec carburant proaspăt reţinut în cilindri motorului şi care determină în final sporirea puterii motorului. Pornind de la expresia coeficientului de umplere se poate observa influenţa presiunii încărcăturii proaspete asupra cantităţii încărcăturii proaspete reţinute în cilindrul motorului. C (18.1) v C0 rezultă: (18.2) C v C0 unde: v - coeficient de umplere; C- cantitatea reală de încărcătură proaspătă reţinută în cilindrii motorului; C0-cantitatea teoretică de încărcătură proaspătă reţinută în cilindrii motorului în condiţii în care pierderile gazo-termodinamice sunt nule. Exprimând relaţia (18.2) în funcţie de parametrii de funcţionare ai motorului n C v 0 Vs i 60 (18.3)
2
sau
ps n Vs 2 30 (18.4) R T0 2 unde: ps- presiunea încărcăturii proaspete; T0 - temperatura încărcăturii proaspete la umplerea în condiţii optime; Vs- cilindreea unitară; i - numărul de cilindri ai motorului; n - turaţia motorului; - numărul de timpi ai motorului. C k ps (18.5) Dacă se înglobează termenii constanţi într-o constantă k se poate scrie: Relaţia (18.5) arată dependenţa cantităţii de amestec proaspăt reţinute în cilindrii motorului, de presiunea cu care se introduce încărcătura proaspătă în cilindri motorului. C v
343
Fig.18.1. Schema supraalimentării cu antrenare mecanică După presiunea de supraalimentare ps se disting următoarele tipuri de supraalimentare: a) supraalimentare de joasă presiune: ps=(0,12…0,15) MPa, supraalimentarea ce se poate aplica la orice motor cu umplere normală fără a-i diminua durabilitatea şi se realizează de regulă cu ajutorul unui compresor antrenat mecanic de la arborele cotit al motorului; b) supraalimentarea de presiune medie: ps=(0,15…0,20) MPa. Supraalimentarea de presiune medie determină apariţia unor tensiuni 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 (o suflantă antrenată de o turbină acţionată de gazele de evacuare); c) supraalimentarea de presiune înaltă: ps=(0,20…0,35) MPa, se caracterizează prin comprimarea încărcăturii proaspete în trepte şi răcirea ei intermediară; d) supraalimentarea de foarte înaltă presiune: ps=(0,35…0,60) MPa, se utilizează la generatoarele de gaze cu pistoane libere. După modul cum se realizează supraalimentarea aceasta poate fi: a) supraalimentarea naturală (sau acustică) se realizează fără compresor 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. Supraalimentarea motoarelor se poate realiza cu sau fără utilizarea energiei gazelor de evacuare. Antrenarea compresorului de către arborele cotit al motorului cu ardere internă se realizează în general la motoarele mici. Acest sistem se numeşte supraalimentare cu compresor antrenat mecanic. Complexitatea mecanismului de antrenare precum şi consumul de lucru mecanic constituie limite în calea utilizării acestei soluţii. În figura 18.1. se prezintă schematic un motor supraalimentat cu un compresor antrenat mecanic. 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 cinetică a gazelor de evacuare în lucru mecanic de compresiune. Utilizarea energiei undelor se face prin punerea în contact a aerului de admisie cu gazele de evacuare cu ajutorul unui dispozitiv numit schimbător de presiune (Comprex), figura 18.2. Transformarea energiei cinetice a gazelor de ardere în lucru mecanic de compresiune se realizează prin intermediul agregatului turbocompresor. Supraalimentarea cu ajutorul turbocompresorului nu implică consumarea unei energii suplimentare datorită faptului că energia gazelor de evacuare este suficientă pentru antrenarea turbinei 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 344
Fig.18.2. Schema de supraalimentare cu dispozitivul COMPREX supraalimentare turbocompresorul deoarece 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 ca utilizarea energiei gazelor de evacure, sau după construcţia agregatelor, etc. a) clasificarea după modul de utilizare a energiei gazelor de evacuare distinge două variante respectiv cu utilizarea energiei cinetice a gazelor de ardere, turbina agregatului putând folosi o parte din energia cinetică a gazelor de ardere, în care caz turbina lucrează cu presiune variabilă în faţa ajutajelor fixe şi se numeşte turbină de presiune variabilă, (de impuls), sau 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 motoarelel policilindrice se utilizează mai multe colectoare (fig.18.3), fiecare din ele colectând gazele de evacuare de la doi sau cel mult trei cilindri şi anume de la acei cilindri ale căror evacuări se succed cu cel mai mare decalaj. În cazul în care se utilizează turbine de presiune constantă (fig.18.4), în amontele acesteia se prevede un colector K, în care se creează o contrapresiune la evacuarea din motor, prin frânarea gazelor. b) Clasificarea după scopul urmărit deosebeşte supraalimentarea pentru restabilirea puterii motorului şi supraalimentarea pentru mărirea acesteia. Primul caz corespunde în general Fig.18.3. Fig.18.4. motoarelor care lucrează la altitudine, Supraalimentarea de Supraalimentarea de compresorul având rolul de a restabili presiune variabilă presiune constantă 345
Fig.18.5. Schema supraalimenatării cu ajutorul turbocompresorului
Fig.18.6. Scheme de amplasare a dispozitivelor de supraalimentare
densitatea normală a încărcăturii proaspete, iar cel de-al doilea caz, când supraalimentarea este utilizată pentru mărirea puterii motorului şi scăderea consumului specific de combustibil, întrucât scad pierderile mecanice şi termice socotite procentual faţă de căldura dezvoltată în cilindrii motorului. c) Clasificarea din punct de vedere constructiv a supraalimentării cu turbocompresor se face după numărul de trepte folosite, după răcirea aerului admis şi după tipul constructiv al turbocompresorului. Astfel, comprimarea aerului şi destinderea gazelor evacuate se pot face într-una sau mai multe trepte; aerul admis în cilindru poate fi răcit după ieşirea lui din compresor sau nu, supraalimentarea fiind cu răcirea intermediară a aerului sau fără răcire. La agregatele de supraalimentare se utilizează de obicei compresoare centrifugale şi mai rar axiale şi turbine axiale, radial-axiale, sau radiale. d) După modul de antrenare a compresorului se poate întâlni supraalimentare cu agregat tubocompresor (fig.18.5) sau supraalimentare mixtă (agregat turbocompresor şi compresor antrenat mecanic), soluţie utilizată în special la motoarele în doi timpi ( fig.18.6)
18.2 Diagrama indicată şi fazele optime de distribuţie la motorul supraalimentat Prin supraalimentarea unui motor se modifică condiţiile de funcţionare ale acestuia faţă de un motor cu aspiraţie normală. Mărind cantitatea de încărcătură proaspătă admisă şi temperatura
Fig.18.7. Influenţa supraalimentării asupra ciclului motor al unui MAC 346
Fig.18.8. Influenţa avansului deschiderii supapei de evacuare acesteia fiind mai mare decât cea a mediului ambiant, se modifică valorile presiunii şi temperaturii în fiecare evoluţie. În figura 18.7.a. se prezintă diagrama indicată teoretică a unui MAC supraalimentat. În cazul unui motor supraalimentat presiunea de admisie este mai ridicată decât presiunea atmosferică ceea ce îmbunătăţeşte umplerea motorului şi lucrul mecanic (de pompaj) delimitat de curbele de admisiune şi evacuare devine pozitiv contribuind la mărirea randamentului. Presiunea de admisie pA este mai mică decât presiunea de supraalimentare ps din cauza pierderilor gazodinamice. În cazul supraalimentării cu ajutorul unei suflante antrenate mecanic presiunea în cilindru Pp este cu mult mai scăzută decât presiunea de supraalimentare ps, atunci lucrul mecanic de pompaj Lp fiind pozitiv măreşte lucrul mecanic indicat al diagramei. La motoarele în patru timpi supraalimentate diagrama indicată este influenţată de fazele de distribuţie. Optimizarea acestora fiind diferită de cea a motoarelor cu umplere normală. 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. a. Evacuarea Evacuarea gazelor arse din cilindru se face în două etape şi anume: evacuarea liberă (scăpare) şi evacuare forţată. Deschiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu un unghi de avans astfel încât luând în considerare bilanţul între energia câştigată prin micşorarea lucrului mecanic rezistent în timpul cursei de evacuare forţată şi cea pierdută prin nefolosirea completă a destinderii gazelor din cilindru, să se obţină un lucru mecanic maxim câştigat în timpul evacuării. În figura 18.8.b. este prezentată variaţia presiunii gazelor în timpul scăpării pentru diferite grade de supraalimentare. Se observă că pe măsura ce presiunea de supraalimentare creşte, creşte şi presiunea de la începutul evacuării. Presiunea scade rapid cu apropierea pistonului de PMI. Rezultă că evacuarea se efectuează în cea mai mare parte prin scăpare. Curba (a) reprezintă limita căderii de presiune din cilindru în faţa colectorului turbinei până la care se asigură curgerea în regim supracritic. În general cu mărirea gradului de supraalimentare nu este necesară modificarea momentului deschiderii supapei de evacuare în apropiere de PMI se ating presiuni apropiate de cele din colectorul turbinei. Prin micşorarea contrapresiunii din colectorul de evacuare nu se obţine o evacuare sensibil îmbunătăţită deoarece în timpul scăpării în porţiunea curgerii supracritice se elimină aproximativ 70% din cantitatea totală de gaze arse aflate în cilindru. Ca urmare a faptului că În timpul evoluţiei 347
Fig.18.9. Evoluţia presiunii din cilindru în timpul evacuării forţate
Fig.18.10. Cronosecţiunile supapei de admisie şi evacuare: a) motor supraalimentat; b) motor cu aspiraţie naturală
de evacuare forţată presiunea variază mai puţin scăderea contrapresiunii duce la micşorarea destul de mică a lucrului mecanic rezistent. b. Admisia Admisia începe odată cu momentul reţinerii aerului în cilindru şi se termină după PMI, supapa de admisie închizându-se cu întârziere. Întârzierea la închiderea supapei de admisie este necasată pentru o umplere cât mai bună a cilindrului. Admisia încărcăturii proaspete În cilindru se realizează În cea mai mare parte sub valoarea presiunii de supraalimentare ps. Evoluţia presiunii din cilindru În timpul admisiei este prezentată în fig.18.9. Se constată în prima porţiune a cursei de admisie o creştere de presiune datorate pătrunderii aerului comprimat şi apoi o scădere datorată măririi pierderilor gazodinamice rezultate în urma măririi vitezei de curgere a încărcăturii proaspete în cilindru. Urmează apoi o porţiune în care presiunea în cilindru este aproximativ constantă, după care creşte datorită frânării gazelor din cauza încetinirii mişcării pistonului În PMI presiunea în cilindru este mai mică decât presiunea de supraalimentare de aceea încărcătura proaspătă poate pătrunde în cilindru şi după PMI ceea ce justifică închiderea cu întârziere a supapei de admisie (punctul ia1). În cazul în care presiunea din colectorul de evacuare este constantă, mărirea presiunii de supraalimentare are ca efect sporirea vitezelor de curgere ale gazului în cilindru. Din această cauză, închiderea supapei de admisie trebuie să se realizeze cu o întârziere mai mare pentru a compensa căderea de presiune mărită şi pentru utilizarea completă a energiei coloanei de gaz în mişcare. Dacă presiunea din colectorul de evacuare variază în acelaşi raport cu presiunea de supraalimentare, momentul de închidere a supapei de admisie nu se modifică, deoarece viteza gazelor şi pierderile gazodinamice nu se modifică. Datorită faptului că în motorul supraalimentat este arsă o cantitate sporită de combustibil va rezulta o încărcare termică mai mare a pieselor în jurul camerei de ardere faţă de motorul cu aspiraţie naturală, astfel se impun măsuri suplimentare pentru răcirea pereţilor cilindrului, capului pistonului, chiulasei şi supapei de evacuare. La m.a.c. supraalimentat pentru a asigura eliminarea gazelor reziduale şi răcirea pieselor mai sus menţionate se utilizează metoda măririi duratei în care supapele sunt simultan deschise. În figura 18.10. sunt prezentate cronosecţiunile supapelor de admisie şi evacuare la un motor supraalimentat şi la un motor cu aspiraţie naturală. Durata de deschidere simultană a supapelor este cuprinsă între 40…600 RAC la admisie naturală, între 900 şi 1100 RAC pentru supraalimentare mecanică şi 1200 până la 1500RAC pentru motor supraalimentat cu turbocompresor. 348
c. Baleiajul 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 deschide. În timpul baleiajului o parte din încărcătura proaspătă nu participă la procesul de ardere însă se destinde în turbină. 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 MAC odată cu mărirea presiunii de supraalimentare baleiajul trebuie intensificat pentru a asigura o bună răcire a cilindrilor. La valori mari ale gradului de supraalimentare cantitatea de aer de baleiaj este limitată, deoarece gazele la intrarea în turbină nu trebuie să depăşească o anumită temperatură ceea ce implică limitarea debitului de aer care poate fi comprimat de compresor.
18.3 Măsuri constructive ce se impun la motorul supraalimentat Datorită creşterii presiunii de supraalimentare precum şi mărirea cantităţii de combustibil arse pe ciclu, presiunile şi temperturile maxime de ardere se măresc şi ca urmare cresc şi solicitările mecanice şi termice ale motorului. Presiunea de supraalimentare ps este limitată de presiunile şi temperaturile maxime de ardere din cilindru, respectiv tensiunile mecanice şi termice. Micşorarea presiunii maxime se realizează prin micşorarea raportului de compresie. Pentru diminuarea încărcării termice în general se recurge la mărirea coeficientului de exces de aer şi prin intensificarea baleiajului prin mărirea perioadei de suprapunere a deschiderii supapelor. Utilizarea răcirii intermediare a aerului la ieşirea din compresor este metoda cea mai eficace deoarece odată cu răcirea aerului se măreşte densitatea încărcăturii şi implicit puterea motorului va creşte. Se constată că scăderea cu 100C a aerului la ieşirea din compresor conduce la o creştere de putere de aproximativ 2…3%. La grade de supraalimentare de până la ps = 1,6…2,0 modificările sunt minime. În general la motoarele supraalimentate se aduc următoarele modificări constructive, se măreşte grosimea capului pistonului şi a suprafeţei de sprijin pe bosaje; se amplifică diametrul şi grosimea bolţului; suprafeţele de reazem ale arborelui cotit pe cuzineţi se măresc; blocul motor se ramforsează; instalaţia de răcire se modifică pentru a obţine o răcire mai intensă a părţii superioare a cilindrilor şi a chiulasei în dreptul supapei de evacuare; debitul de ulei în instalaţia de ungere se măreşte şi eventual în circuitul de ulei se introduce un radiator. La motoarele puternic solicitate termic se impune răcirea forţată a pistoanelor. În cazul MAS supraalimentate trebuie să se acorde o deosebită atenţie studierii solicitărilor termice, deoarece la creşterea acestora motorul are tendinţa de ardere cu detonaţie.
18.4 Agregate de supraalimentare
Fig.18.11. Schema de funcţionare a compresorului Roots
Pentru supraalimentarea motoarelor se pot utiliza următoarele tipuri de compresoare: - compresoare volumice (Roots); - compresoare centrifugale. 349
Fig.18.12. Schema de funcţionare a compresorului centrifugal Compresoarele volumice (Roots) (Fig.18.11) se utilizează în general la motoarele de turaţie 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. 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). La compresorul centrifugal aerul intră prin canalul de admisie 1 în rotorul compresorului care rotindu-se trimite aerul spre reţeaua de petale 5 a difuzorului şi de acolo prin canalul de refulare 6 în colectorul de admisie al motorului. Aerul este supus unui proces de comprimare de la intrarea în rotor şi până la ieşirea din canalul de refulare. Compresoarele centrifugale se clasifică în special constructiv, după modul cum sunt construite paletele rotorului; - Compresoarele centrifugale cu palete radiale; - Compresoarele centrifugale cu palete îndreptate înapoia sensului de rotaţie al rotorului; - Compresoarele centrifugale cu palete îndreptate înaintea sensului de rotaţie al rotorului. Difuzorul poate fi: paletat sau nepaletat. Numărul de trepte în care se realizează comprimarea aerului compresoarele se clasifică în: - Compresoarele centrifugale monoetajate; - Compresoarele centrifugale polietajate. Lucrul mecanic specific al comprimării adiabatice necesar realizării gradului de comprimare ps este dat de următoarea expresie: x 1 x 1 x x ps ps x las R T0 (18.6) 1 Cp T0 1 [J / kg] p0 x 1 p0 x 1 x p 3 s las 10 T0 1 iar pentru aer ecuaţia (18.6) se poate scrie p0 unde: 1cp=1,0 [kJ/kg K] căldura specifică la presiune constantă; x - exponentul adiabatic; x=1,4 pentru aer; 350
ps-presiunea de supraalimentare; p0-presiunea atmosferică; T0-temperatura mediului ambiant. Gradul de comprimare a aerului în compresor se defineşte prin raportul de presiuni p (18.7) s s p0 Lucrul mecanic las reprezintă lucrul mecanic de comprimare într-un proces teoretic, fără pierderi şi reprezintă o fracţine as (randament adiabatic al compresorului) din lucrul mecanic real, respectiv (18.8) las l as iar
l las l 1 as
reprezintă pierderile interne ale compresorului, respectiv
pierderi prin frecare, prin şoc la intrarea aerului în rotor, pierderi prin pereţi, prin umplerea neuniformă a canalelor, pierderi prin recircularea unei părţi a aerului intrat în compresor. Randamentul adiabatic are valori cuprinse în limitele as = 0,55…0,65. Pierderile mecanice ale compresorului centrifugal sunt luate în considerare prin randamentul mecanic ms care are valori de (0,94…0,97). Lucrul mecanic specific al compresorului cu considerarea pierderilor, se poate calcula cu relaţia: l las l (18.9) ls as [J / kg] ms s ms s unde: s = as.ms randamentul efectiv al compresorului centrifugal (s = 0,52…0,63). Cunoscând debitul masic al compresorului m s 2 [kg/s] se poate calcula puterea de antrenare a compresorului. l m (18.10) Ps s as [W] as ms Debitul masic al compresorului m s 3 se poate exprima în funcţie de consumul orar de combustibil C, coeficientul de exces de aer şi cantitatea de aer minim necesară Lmin. s C Lmin [kg / s] sau [kg / h] (18.11) m Comprimarea aerului în compresorul centrifugal este rezultatul acţiunii forţelor centrifugale, iar presiunea aerului refulat depinde de viteza periferică u [m/s] a rotorului. Lucrul mecanic maxim ce este transmis unui kg de aer este: lmax 0,1 u2 [J / kg] (18.12) Se defineşte coeficient de presiune raportul l as (18.13) lmax = 0,55…0,65 Temperatura aerului după compresor este dată de relaţia: p Ts T0 s p0
x 1 x
T0
x 1 x s
[K]
(18.14)
18.5 Turbina Turbinele utilizate pentru antrenarea compresoarelor centrifugale pentru supraalimentarea motoarelor pot fi:axiale, radial-axiale (centripete) şi radiale. La turbina axială, curentul de gaze se deplasează prin rotor paralel cu axa de rotaţie în timp ce la turbina radială se deplasează centripet 351
Fig.18.13.Scheme de realizare a turbinei cu gaze a)axială; b)centripetă; c)radială.
Fig.18.14. Schema de lucru a turbinei cu gaze
(fig.18.13). Principiul de funcţionare al unei turbine este următorul: gazele arse intră în aparatul director se destind în ajutaje şi se accelerează de la viteza C0 până la viteza C1. Gazele trec apoi prin reţeaua de palete a rotorului şi ies cu viteza C2
supraalimentare.
s las m t lat at mt (18.20) m as ms - factor ce ţine seama de varianta presiunii în cazul supraalimentării de presiune variabilă: = 1 pentru supraalimentarea de presiune constantă. Înlocuind las şi lat rezultă: x 1 x 1 x x 1 p p s t s T0 c p 1 m t Tt c pg 1 t (18.21) m p0 s p2 c x Dacă se notează cu: at mt t 6 şi k1 pg ; T t s t ; 3,5 cp x 1 T0
Se poate scrie:
3,5
x 1 x t Ps m p (18.22) s 1 k1 1 t s P0 m p2 Temperatura gazelor arse înaintea turbinei se poate calcula cu următoarea relaţie:
Tt
ps p0
x 1 x
p 1 0 pt
1 x 1 x
T0 ms mt
(18.23)
18.6 Grupul turbocompresor Grupul turbocompresor nu are legături mecanice cu motorul supraalimentat, turaţia sa fiind dependentă de cea a motorului. Între compresor, motor şi turbină există o singură condiţie restrictivă la orice regim stabil de funcţionare impusă de egalitatea între debitul de aer livrat de compresor şi cel ce intră în motor, şi egalitatea dintre gazele evacuate de motor şi intrate în turbină: M m s m (18.24)
1 t m s 1 m Lmin
unde: - coeficientul de exces de aer; Lmin aerul minim necesar. Pe de altă parte între compresor şi turbină există o dublă legătură mecanică. Deci, la un anumit regim de lucru pentru ca turbocompresorul să funcţioneze stabil este necesar ca puterea turbinei să fie egală cu puterea necesară compresorului indiferent de parametrii de intrare a aerului în compresor şi ai gazelor de ardere în turbină. În cazul în care puterea turbinei este mai mare atunci turaţia compresorului va creşte până când se va restabili egalitatea puterilor.
18.6.1 Caracteristicile turbocompresorului
353
Fig.18.15. Caracteristica normală a compresorului
Fig.18.16. Caracteristica normală a compresorului (variantă)
18.6.1.1 Caracteristica normală a compresorului Parametrii principali ce caracterizează funcţionarea unui compresor la un anumit regim de lucru, sunt: gradul de comprimare ps şi randamentul compresorului as . Se numeşte caracteristică normală sau de debit relaţia care exprimă variaţia mărimilor ps şi as în funcţie de parametrii de stare ai mediului ambiant (p0,T0) de debitul de aer al compresorului s 7 şi turaţia compresorului (suflantei) ns: m s , ns s , as f p0 , T0 , m (18.26) Experimentul se constată ps nu depinde de p0, deci: s , as f T0 ,Vs , ns (18.27)
Caracteristica normală se ridică experimental. În figura 18.15. este prezentată caracteristica normală a unui compresor centrifugal. Se constată că pe măsură ce debitul de aer refulat scade, turaţia compresorului rămânând constantă, curbele ating un maxim, după care descresc ajungându-se la un punct peste care funcţionarea turbocompresorului devine instabilă. Locul geometric al punctelor de funcţionare instabilă la diverse turaţii se numeşte linie de pompaj. Pe linia ns=constant există un singur punct ce caracterizează regimul de lucru al compresorului ce se poate deplasa la stânga sau la dreapta funcţie de rezistenţele aerodinamice existente în aval de compresor. Linia AB ce uneşte punctele regimurilor de lucru se numeşte linie de lucru sau caracteristica de exploatare a compresorului. Se urmăreşte ca această linie să treacă prin punctele de randament maxim. 354
În figura 18.16 s-a trasat caracteristica normală a unui compresor respectiv as= f( V s ) 8. Se determină valorile as care se suprapun pe graficul ps = f( V s ) 9. Dezavantajul principal al acestei caracteristici este acela că ea este valabilă numai pentru parametrii de stare ai mediului ambiant în care a fost ridicată. De aceea, funcţionarea unui compresor în diferite condiţii de mediu ambiant este determinată de o multitudine de caracteristici. Acest inconvenient este eliminat prin exprimarea performanţelor compresorului cu ajutorul parametrilor deduşi pe baza teoriei similitudinii. În acest caz, un punct din diagramă reprezintă totalitatea regimurilor asemenea în care parametrii iniţiali ai fluidului de lucru s-au schimbat. 18.6.1.2 Caracteristica universală a compresorului Caracteristica universală a compresorului se exprimă prin parametrii de similitudine ai maşinilor cu palete şi este independentă de parametrii de stare ai fluidului în amontele compresorului diagrama prezentând totalitatea regimurilor posibile de funcţionare. Caracteristica universală exprimă variaţia gradului de comprimare s al compresorului şi gradul de destindere t al turbinei, a randamentului şi puterii maşinii funcţie de parametrii care determină regimurile asemenea ale maşinii. as , s , Ps f m s , ns sau
t , t , Pt f m t , nt t
(18.28)
11 reprezintă turaţia şi debitul raportate. unde: n 10 şi m Caracteristica universală a unui compresor se deduce pe baza caracteristicii normale ridicată experimental având în vedere relaţiile: R T0 m p D ns s ; m s s ; ns p0 p0 D R T0 (18.29) Ps Ps D 2 R T0 ps unde: D - este diametrul mediu al reţelei de palete. Cu ajutorul acestor relaţii se pot stabili performanţele tuturor compresoarelor geometrice
Fig.18.17. Caracteristica universală a compresorului
Fig.18.18. Caracteristica universală a turbinei cu gaze 355
asemenea cu cel experimentat. Dacă se renunţă la forma adimensională a parametrilor şi se elimină constantele D şi R, atunci caracteristica universală a compresorului se exprimă printr-o funcţie de rapoarte: n m T0 (18.30) s , s f s ; s p0 T0 Această caracteristică se prezintă în figura 18.17. 18.6.1.3 Caracteristicile universale ale turbinei Spre deosebire de compresor, parametrii de stare din amontele turbinei variază într-o gamă foarte largă, de aceea caracteristica normală a turbinei nu prezintă o utilitate practică. În acest caz se utilizează caracteristicile universale, ce se reprezintă în diferite sisteme de coordonate. O reprezentare mai des întâlnită este cea redată în figura 18.18, în care se prezintă variaţia gradului de destindere t şi a randamentului turbinei t în funcţie de criteriul de similitudine al T0 m n 12 utilizându-se ca parametru criteriul turaţiei nt t 13. debitului t p0 T0
18.6.2 Fenomenul de pompaj Este foarte important ca la punerea la punct a supraalimentării unui motor, nici unul din punctele de funcţionare să nu iasă dintr-o zonă limitată în partea stângă de o parabolă ce trece prin origine, numită parabolă de pompaj (fig.18.17). Dacă nu se respectă această condiţie, presiunea dată de compresor suferă variaţii ciclice de amplitudini cu atât mai mari cu cât viteza de rotaţie este mai ridicată. Fenomenul de pompaj este specific compresoarelor nevolumice. Debitul critic de apariţie a pompajului reprezintă 0,75…0,85 din debitul maxim la turaţia considerată pentru compresoarele axiale şi de 0,5…0,6 din respectivul debit pentru compresoarele centrifugale. Fenomenul de pompaj este consecinţa formei curbate a caracteristicii debit-presiune din cauza compresibilităţii fluidului. Dacă se consideră o turaţie de funcţionare stabilă a compresorului şi debitul de aer cerut de motor este inferior valorii corespunzând presiunii maxime, presiunea aerului ce se află între compresor şi motor devine superioară presiunii furnizate în acel moment de către compresor. În aceste condiţii o anumită cantitate de aer va traversa invers compresorul provocând o micşorare a debitului şi presiunii în colector şi permite compresorului să restabilească un debit pozitiv. Fenomenul se reflectă provocând un pompaj de amplitudine mai mică sau mai mare funcţie de caracteristicile constructive ale ansamblului. Fenomenul poate continua şi poate provoca şocuri extrem de violente. Creşterea bruscă a cuplului motor la regimurile joase de turaţie poate da naştere fenomenului de pompaj. Debitul critic depinde de asemenea de presiunea aerului la aspiraţia în compresor şi de felul cum aerul se comportă după compresor. În cazul în care colectorul de admisiune nu are o formă optimă precum şi apariţia oscilaţiilor de presiune provocate de închiderea şi deschiderea supapelor de admisie, pot provoca deformarea parabolei de pompaj, limita de utilizare a turbocompresorului se restrânge către zona debitelor mari. Accidental apariţia pompajului poate fi provocată de: - reglaj incorect al distribuţiei (supapa de admisie se deschide mai devreme); - temperatura gazelor de evacuare a fost depăşită (dereglarea pompei de injecţie sau a injectoarelor); - obturarea parţială a colectorului de admisie; - micşorarea perioadei de baleiaj (dereglarea distribuţiei); 356
Fig.18.19. Limite impuse acordării motorului cu turbocompresorul - funcţionarea motorului la altitudine mare.
18.7 Acordarea turbocompresorului cu motorul cu aprindere prin compresie pentru autovehicule Viteza turbocompresorului, debitul de aer şi presiunile acestuia se adaptează simplu, la variaţiile turaţiei motorului ale debitului de combustibil injectat şi ale altitudinii. Odată cu scăderea turaţiei, scade rapid presiunea de supraalimentare ceea ce duce la o limitare a puterii datorită creşterii excesive a gradului de fum. În schimb, la turaţii mari ale motorului ajunge la valori limită turaţia turbocompresorului puterea maximă şi temperatura gazelor de evacuare aşa cum rezultă din fig.18.19. Alegerea corectă a turbocompresorului condiţionează direct performanţele motorului cât şi calităţile de elasticitate şi adapta-bilitate. Condiţiile de funcţionare în comun ale motorului cu ardere internă cu agregat de supraalimentare sunt următoarele: s m M ;- egalitatea debitului de aer comprimat de compresor cu cel utilizat de motor m egalitatea debitului de gaze care trece prin motorul cu ardere internă cu cel care traversează turbina 1 t m s 1 (în cazul în care nu deviază o parte din gazele de ardere) m - relaţia dintre Lmin cantitatea de gaze care trece prin turbină şi 357
Fig.18.20. Diagrama de determinare a funcţionării comune motor-turbocompresor contrapresiunea la evacuarea motorului cu ardere internă; - egalitatea puterilor compresorului şi turbinei grupului turbocompresor Ps= Pt; - egalitatea turaţiei compresorului şi turbinei n s=nt; Pentru acordarea grupului turbocompresor cu motorul se folosesc atât metode grafoanalitice cât şi numerice pentru calculul pe calculator.
18.7.1 Determinarea punctelor de funcţionare comună a motorului cu grupul turbocompresor cu ajutorul metodelor grafoanalitice Pentru determinarea punctelor de funcţionare comună se utilizează pentru turbocompresor caracteristicile universale ale turbinei şi compresorului iar pentru motor mărimile determinate pe baza calculului termodinamic (temperatura de ardere în faţa turbinei, coeficientul de umplere, schimbul de căldură, durata arderii, valoarea randamentului mecanic, etc). În figura 18.20 se prezintă o diagramă închisă realizată de Gustav Winkler pentru calculul punctelor de funcţionare comună a grupului turbocompresor cu un motor în patru timpi. Diagrama este reprezentată într-o formă adimensională. Fiecare din cele patru semiaxe ale diagramei sunt comune pentru câte două cadrane iar punctul de funcţionare este determinat de cele patru coordonate. a) Prima coordonată. Raportul pt/p0 al presiunilor înainte şi după turbină. La supraalimentarea pulsatorie pt reprezintă presiunea medie în timp. b) Coordonata a doua. Raportul ps /p0 al presiunilor înainte şi după compresor. Pierderile de presiune în conducte trebuie considerate separat sau luate în considerare prin micşorarea randamentului turbosuflantei. Pierderile de presiune în răcitorul aerului de supraalimentare pot fi luate în considerare direct prin coordonata respectivă. 358
c) Coordonata a treia. Raportul
t m
14 dintre Ap 0 aa debitul de gaze de evacuare şi produsul dintre suprafaţa pistonului, densitatea aerului şi viteza sunetului în zona de admisie a compresorului. d) Coordonata a patra. Raportul dintre debitul masic al gazelor de ardere şi secţiunea turbinei referitoare la starea m înainte de turbină t 15. At Mărimile necesare descrierii motorului şi stării de funcţionare sunt reprezentate în figura 18.21. În fiecare cadran sunt familii de curbe caracterizate de o serie de parametrii. Parametrul K0 este proporţional şi aproape egal cu randamentul turbosuflantei ts. Parametrul K1 este proporţional cu presiunea indicată pi, K2 redă turaţia motorului şi este proporţional cu viteza medie a pistonului wm. Parametrul Fig.18.21. Schema motorului K3=K1.K2 este proporţional cu produsul pi.wm, K3 exprimă în esenţă puterea specifică indicată pe aria pistonului pi.wm/4 sau turbosupraalimentat pentru descrierea stării de funcţionare puterea. Parametrul K4 este proporţional cu aria secţiunii duzei turbinei raportată la aria pistonului. În primul cadran familiile de curbe sunt ordonate după K1, deci după presiunea medie indicată. Fiecare grupă conţine linii pentru diferite valori ale lui K0 (randamentul turbocompresorului). Valori intermediare se obţin prin interpolare liniară. 18.7.1.1 Bazele diagramei Calculul temperaturii gazelor de ardere. După primul principiu al termodinamicii partea cădurii de ardere care nu se transformă în lucru mecanic şi care nu este evacuată prin instalaţia de răcire este conţinută în gazele de ardere, deci se poate scrie: (18.31) Tt Ts mt cpg 1 i R mc Qi unde: Tt - temperatura gazelor de evacuare; Ts - temperatura aerului; mt - masa gazelor arse; cpg - căldura specifică la presiune constantă a gazelor; i - randamentul indicat; R - raportul dintre căldura evacuată prin instalaţia de răcire şi căldura dezvoltată în cilindru; Qi - puterea calorică inferioară; mc - masa combustibilului ars în cilindru. m Q Înlocuind în relaţia (18.24) următoarele relaţii pi i c i ; mt f Vs unde: Vs ps iar a Ra Ts T p Ra Rg ş i t 1 k1 0 (18.32) Ts ps se obţine: 359
1 i R x 1 pi (18.33) f x p0 notaţiile folosite fiind următoarele: Vs - cilindreea; a - densitatea aerului la sfârşitul admisiei; f - raportul între debitul gazelor arse şi debitul de aer; x’- exponentul adiabatic al gazelor arse; Ra, Rg - constanta generală pentru aer şi pentru gazele arse. Aceste legături permit ca într-o diagramă auxiliară care se ataşează la primul cadran al diagramei principale să se determine temperatura medie a gazelor de evacuare. k1
18.7.1.2 Linii caracteristice în primul cadran Dacă în bilanţul de putere al turbosuflantei se elimină temperatura gazelor arse care nu este cunoscută se obţine: ps p p x 1 x c (18.34) 1 k0 pg 1 k1 0 1 0 p0 ps pt x x 1 c pa
Ts T0 cpa- căldura specifică a aerului; x - exponentul adiabatic pentru aer; Relaţia (18.34) redă legătura dintre gradul de comprimare în compresor şi gradul de destindere în turbină sub formă implicită. Ecuaţia se poate rezolva numeric. Curbele soluţiei sunt reprezentate în cadranul I din figura 18.20 pentru diferite valori ale lui K0 şi K1. Pe linia punctată la 450 presiunile înainte şi după motor sunt egale. Liniile caracteristice din cadranul II Liniile din cadranul II reprezintă liniile de admisie ale motorului (gazul admis fără combustibil) exprimate prin factorul f. Acestor linii li se suprapune domeniul compresorului care este dat în diagramă prin limita de pompaj. Pentru calculul debitului gazelor de ardere se poate utiliza următoarea relaţie: n t f a Vs m (18.35) 2 unde s-au folosit ecuaţiile de definiţie: Vs Ap S; wm 2 S n şi se obţine: t m p K2 s în care : Ap a aa p0 unde:
K 0 f ts
T0 wm (18.36) Ts 4 aa Relaţia (18.36) reprezintă în cadranul II o familie de drepte cu originea sub punctul 0. Liniile caracteristice din cadranul III În cadranul III debitul prin motor este redus la starea înainte de turbină. Din ecuaţiile (18.35) şi (18.36) se obţine: t m p p p T K2 s 1 K1 0 0 s (18.37) Ap g c pg ps pt T0 p0 K2 f
Separând în partea dreaptă factorii care depind numai de debitul masic K2.ps/p0 corespuzător ecuaţiei, rezultă: 360
Fig.18.22. Exemplu de lucru pentru găsirea punctelor de funcţionare comună t m
Ap g c pg
1 p0 pt T0 p K2 s 1 K3 p0 Ts K2 ps p0
(18.38)
unde: K3=K1.K2. Deoarece K1 este proporţional cu presiunea medie indicată pi, iar K2 cu viteza medie a pistonului wm rezultă că parametrul K3 este o măsură a puterii raportate la aria pistonului motorului. Liniile corespunzătoare din cadranul IV Acest cadran evidenţiază legătura dintre debitul masic şi raportul de destindere al turbinei. Posibilitatea de admisie a unei turbine axiale poate fi reprezentată printr-o suprafaţă echivalentă At. Debitul prin suprafaţa echivalentă a turbinei se poate determina cu relaţia: t At pt 2 Rg Tt (18.39) m unde:
x x 1
2 x 1 x x p p 0 0 funcţie de debit pt pt
- factor care ţine seama de pulsaţiile debitului de gaze
Prin transformare se obţine: t 2 m p T p t 0 K4 t Ap g c pg p0 Ts p0 x
(18.40)
unde: T K4 At 0 (18.41) A p Ts Pentru valorile uzuale ale lui K4 liniile de admisie ale trubinei sunt reprezentate în cadranul IV al figurii 18.20 curbele obţinându-se prin multiplicarea funcţiei de debit cu ps/p0.
18.7.1.3 Modul de calcul Punctele de funcţionare se determină iterativ. Dacă punctele de funcţionare ale motorului sunt date, atunci se caută punctele de funcţionare ale turbocompresorului dat. Se calculează parametrii Ko-K4 definindu-se în fiecare cadran câte o linie, dacă se găseşte un dreptunghi prin ale cărui colţuri trec cele patru linii de definiţie, atunci acest dreptunghi descrie starea de funcţionare staţionară a compresorului. Acest dreptunghi se poate găsi prin încercări, însă prin iteraţie grafică 361
soluţia se găseşte mult mai uşor. În figura 18.22.a. s-a reprezentat schematic diagrama cu cele patru linii de definiţie. Iteraţia se poate porni din oricare cadran însă este preferabil să se pornească din cadranul I. Se adoptă o presiune de supraalimentare ce pare rezonabilă şi se străbate diagrama în sensul invers acelor de ceasornic, ducând paralele la axe. Dacă s-a ales o valoarea preea mică, atunci presiunea de supraalimentare va creşte mai mult după prima parcurgere a diagramei, urmând să crească din ce în ce mai puţin la celelalte iteraţii. În cele din urmă aceste linii se vor suprapune cu dreptunghiul care reprezintă soluÎia optimă. În caz că s-a adoptat o presiune prea mare, aceste linii se apropie de exteriorul dreptunghiului ce reprezintă soluţia optimă. Dacă s-a adoptat din întâmplare presiunea corectă de supraalimentare atunci dreptunghiul se închide din prima încercare. 18.7.1.4 Determinarea directă a secţiunii turbinei şi a randamentului turbocompresorului Dacă sunt cunoscute punctele de funcţionare atât pentru motor cât şi pentru turbocompresor, atunci secţiunea turbinei cât şi randamentul turbocompresorului se pot determina direct. Se trec presiunile respective în diagramă şi se citesc intersecţiile din cadranele I şi IV, valorile pentru K0 şi K4. Acest procedeu se utilizează pentru determinarea influenţei modificării unor factori externi asupra funcţionării turbocompresorului. 18.7.1.5 Exemplul de calcul Pentru concretizare se va dezvolta un exemplu de calcul apelându-se la diagrama din figura 18.20, motiv pentru care se apelează la unită]ile de măsură din diagramă. Se dau: - randamentul indicat: i = 0,45; - căldura cedată instalaţiei de răcire R = 0,15; m - raportul debit masic f t 1,03 16; s m - coeficientul de exces de aer = 1,2; - exponentul adiabatic al gazelor de ardere x´ = 1,35; - temperatura mediului ambiant T0 = 300 K; - temperatura aerului de supraalimentare Ts = 315 K; - viteza sunetului aa = 340 m/s = x R T0 17; - factorul masic = 0,975; Se obţin următoarele relaţii pentru parametrii K0…K4; T K 0 f ts s 1,08 ts Ta K1
1 i R x 1 pi pi 1 f i x p0 p0 5,35
K2 f
T0 wm a a T0 4 aa 1155
K3 K1 K 2 At T s K4 Ap T 0
0,5
At Ap
362
Punctul de sarcină maximă
La o presiune medie indicată pi = 21,4 bar şi o viteză medie a pistonului wm = 8,1 m/s se consideră o presiune de supraalimentare de 2,91 bar şi o contrapresiune a gazelor de ardere de 2,7 bar. Care vor fi valorile ariei secţiunii turbinei şi randamentului turbo-compresorului, dacă se admite presiunea atmosferică p0=1 bar. Efectuând calculele se obţin: 21,4 8,1 4; K 2 0,007; K3 0,028; 5,35 1155 Prin transpunerea în diagramă în figura ps pt 2,70 s 2,91; t 2,70 p0 p0 1 18.20, se obţin direct K0= 0,6 şi K4= 0,02. K Randamentul turbocompresorului va fi ts 0 18= 0,56 deci 56%, iar secţiunea turbinei 1,08 2% din aria secţiunii pistonului motorului. K1
18.7.1.5.2 Determinarea punctului de funcţionare comună la sarcină parţială În acest caz trebuie să se determine presiunea de supraalimentare la reducerea sarcinii la pi = 16,1 bar la o turaţie constantă (celelalte valori rămân constante). K1=16,1/5,35=3; K3=3.0,007= 0,021; K0, K2 şi K4 ca la sarcină maximă. Soluţia obţinută prin iteraţie grafică în fig.18.20 dă valorile ps = 2,3 bar şi pt=2,121 bar. Această presiune de supraalimentare este suficientă pentru pi = 10,1 bar. 18.7.1.5.3 Determinarea punctului de funcţionare comună în cazul scăderii turaţiei Menţinând presiunea medie indicată la 21,4 bar, însă la o turaţie mai scăzută 71,5% (wm=5,8 m/s) din cea considerată, trebuie să se determine presiunea de supraalimentare. În acest caz, parametrii de proporţionalitate vor fi: K1= 4; K2= 0,715.0,007= 0,005; K3= 4.0,005= 0,020; K0 şi K4 se adoptă ca la sarcină maximă. Prin extrapolare din linia K0= 0,6 la K1= 4 în cadranul I se obţine prin iteraţie ps = 1,92 bar şi pt = 1,5 bar. Această presiune de supraalimentare este insuficientă pentru pi = 21,4 bar deoarece astfel arderea ar fi incompletă şi temperatura gazelor de evacuare prea mare. În diagramă aceasta rezultă din faptul că linia respectivă rezultă cu mult sub grupul de linii pentru K1= 4. În afară de aceasta punctul de funcţionare din cadranul II se suprapune cu limita de pompaj a compresorului. 18.7.1.5.4 Funcţionarea la altitudine În acest caz se determină presiunea de supraalimentare când pi =16,1 bar şi wm = 8 m/s (sarcină parţială) la o presiune a mediului ambiant p= 0,75 bar. Se aleg parametrii: K1= 4; K0, K2 , K3 şi K4 ca la sarcină maximă. Gradul de supraalimentare este 2,91 însă presiunea de supraalimentare este p=2,17 bar. La presiunea atmosferică p=1 bar presiunea de supraalimentare era ps=2,3 bar; deoarece presiunea atmosferică este mai scăzută p0=0,75 bar (scădere de 25%) presiunea de supraalimentare scade la 2,17 bar (scădere 6%). Aceasta confimră buna comportare a motoarelorcu supraalimentare la altitudine. Metoda descrisă mai sus se pretează la simularea fenomenelor ce au loc la funcţionarea motoarelor supraalimentate.
18.7.2 Supraalimentarea motoarelor cu aprindere prin compresie pentru autoturisme 363
Economia importantă de combustibil obţinută de motorul cu aprindere prin compresie faţă de motorul cu aprindere prin scânteie a dus la introducerea acestui motor în construcţia autoturismelor mai ales de către constructorii din Europa, Japonia şi General Motors în SUA. Unul din cele mai semnificative dezavantaje ale aplicării motorului cu aprindere prin compresie la autoturisme este puterea redusă în cilindreea utilizată. Supraalimentarea este o metodă simplă de a acoperi diferenţa de putere între MAS şi un MAC de aceeaşi cilindree unitară. Motorul cu aprindere prin compresie are o temperatură a gazelor de evacuare coborâtă, şi o gamă de turaţii mai redusă. Din această cauză multe probleme dificile ce apar la MAS supraalimentate în acest caz nu se mai pun. În general la MAC de puteri mici presiunea aerului de supraalimentare este limitată de încărcarea termică şi mecanică. Motoarele cu aprindere prin compresie sunt echipate cu o turbină mică pentru a avea un moment bun la turaţii reduse şi este dotată cu o supapă de control pentru a evita suprapresiuni de aer la turaţii ridicate. Consumul de combustibil se poate reduce pe măsura îmbunătăţirii randamentului compresorului. În reducerea consumului de combustibil la MAC de autoturisme o importantă contribuţie o aduce optimizarea procesului de ardere, selectarea presiunilor de aer, optimizarea colectorului de admisiune şi evacuare. În cazul supraalimentării motoarelor de autoturisme (cilindree 1,5…3,0 l) pentru a obţine puterea maximă la turaţia nn şi momentul maxim la turaţia nM apar următoarele probleme) (figura 18.23): - Dacă se reglează punctul de funcţionare comună a motorului şi turbocompresorului pentru regimul puterii maxime la turaţia de moment maxim nu se realizează efectul de supraalimentare; - Dacă se reglează punctul de funcţionare comună a motorului şi turbocompresorului pentru regimul momentului maxim, la turaţia puterii maxime valoarea presiunii de supraalimentare depăşeşte valoarea prescrisă şi solicitările mecanice ale motorului cresc peste limitele admise. Astăzi constructorii de motoare turbosupraalimentate pentru autoturisme folosesc sisteme de supraalimentare la care se realizează punctul comun de funcţionare cu motorul la regimul momentului maxim. Grupul turbo-compresor este prevăzut cu o supapă ce permite scăpări controlate de gaze arse pe lângă turbină. Acest sistem permite obţinerea unor performanţe ridicate prin faptul că turbocompresorul răspunde cerin]elor atât la turaţii reduse cât şi la turaţiile înalte ale motorului. La turaţii ridicate
Fig.18.23 Evoluţia presiunii de supraalimentare la acordarea turbocompresorului cu motorul
Fig.18.24 Amplasarea supapei "by pass" în circuitul de supraalimentare 364
Fig.18.25 Evoluţia presiunii de supraalimentare la amplasarea supapei "by pass" gradul de supraalimentare este menţinut în limite acceptabile de către supapă, rezultând o bună siguranţă de funcţionare. Modul de amplasare a supapei pe turbocompresor este prezentat în figura 18.24. (8; 6.5) Supapa sesizează diferenţa între presiunea atmosferică şi presiunea de supraalimentare dată de compresor şi realizează scăparea gazelor de evacuare pe lângă turbină. Astfel se poate controla presiunea din colectorul de admisiune şi se poate men]ine la nivelul cerut. Supapa de descărcare este folosită pentru a controla creşterea de presiune de la nivelul ales de tura]ia cuplului maxim până la un nivel cu pu]in mai mare la tura]ia puterii nominale. În figura 18.25. prezintă funcţionarea supapei cu scăpări controlate. Din diagrama prezentată rezultă că turbocompresoarele dotate cu o astfel de supapă permit supraalimentarea motoarelor de puteri mici pentru autoturisme, deoarece se asigură un cuplu maxim suficient de mare pentru demaraje rapide, iar la turaţii mari presiunea de supraalimentare nu depăşeşte valoarea admisă pentru obţinerea unei presiuni maxime de ardere. Un motor cu aprindere prin compresie supraalimentat poate produce aceeaşi putere ca un motor cu aprindere prin compresie cu aspiraţie naturală cu circa 40% cilindree unitară mai mare.
18.8 Răcirea aerului supraalimentat
înainte
de
admisiunea
în
motorul
În cazul supraalimentării motoarelor cu aprindere prin compresie este necesară în anumite cazuri răcirea aerului comprimat de compresor. Se apreciază că mărirea cu 10C a temperaturii aerului admis în camera de ardere determină o creştere de ordinul a 2…30C a temperaturii la sfârşitul compresiei, şi implicit a tuturor temperaturilor ciclului. În plus MAC nu poate beneficia de răcirea aerului provocată de evaporarea combustibilului, cum se întâmplă în cazul MAS. La MAC dublarea densită]ii aerului admis permite dublarea presiunii medii indicate. Însă cu toate acestea creşterea presiunii maxime de ardere, deci a solicitărilor mecanice maxime nu depăşeşte o creştere de 40…50%. Densitatea aerului de supraalimentare introdus în motor depinde de următorii parametri interdependenţi: 365
- gradul de supraalimentare; - randamentul compresorului; - temperatura aerului la intrarea în compresor. Creşterea temperaturii aerului prin comprimarea în compresor (DTs), se poate determina cu ajutorul relaţiei 18.42. T x 1 (18.42) Ts 1 s x 1 [K] ad unde: T0 = T1, T0 - temperatura mediului ambiant, T1 - temperatura aerului la intrarea în compresor; (se consideră că schimbul de căldură cu exteriorul până la compresor este neglijabil); s - gradul de supraalimentare, x - exponentul adiabatic de compresie. Se constată că mărirea temperaturii aerului admis creşte cu cât gradul de supraalimentare este mai ridicat. De aici rezultă necesitatea răcirii aerului admis la rapoarte de comprimare ps în compresor ridicate. Prin răcirea aerului de supraalimentare pentru acelaşi regim termic al pieselor motorului şi aceleaşi reglaje, se poate arde mai mult combustibil şi în consecinţă se dezvoltă mai multă energie. Se apreciază că la fiecare 10K de scădere a temperaturii aerului de supraalimentare se realizează o creştere a puterii cu aproximativ 3%. La aplicarea răcirii aerului de supraalimentare trebuie să se ţină seama şi de dezavantajele pe care le prezintă şi anume: măreşte masa şi volumul motorului; schimbătorul de căldură introduce rezistenţe gazodinamice suplimentare care în anumite cazuri pot să anuleze câştigul de putere obţinut prin răcirea aerului care pătrunde în motor. Răcirea aerului se poate realiza în două moduri: - prin schimbătoarele de căldură, mediul răcitor fiind aerul sau lichidul de răcire; - prin destinderea aerului admis.
18.8.1 Răcirea aerului în schimbătorul de căldură În acest caz se poate realiza: - răcirea finală la intrarea în motor (fig.18.26.a) în cazul în care suplimentarea se realizează monoetajat (metoda cea mai des întâlnită la motoarele supraalimentate pentru autovehicule); - răcire intermediară, între compresoare (fig.18.26.b), când motorul este prevăzut cu două compresoare sau compresorul are mai multe etaje şi permite constructiv o răcire intermediată. Creşterea gradului de supraalimentare, în cazul în care se urmăreşte menţinerea aceleeaşi temperaturi la intrarea în motor conduce la creşterea suprafeÎei de schimb de căldură a răcitorului care devine foarte importantă. Mărimea schimbătorului de căldură se corelează cu energia suplimentară pentru deplasarea
Fig.18.26 Schema de amplasare a schimbătorului de căldură în circuitul de supraalimentare 366
mediului de răcire. Această energie se scade din energia dezvoltată de motor. Deci introducerea răcirii aerului la MAC permite creşterea debitului de aer introdus în motor în special la grade mari de supraalimentare având ca efect mărirea puterii fără a le suprasolicita termic. Pentru calculul presiunii şi temperaturii la sfârşitul admisiei în cazul supraalimentării monoetajete se consideră următoarele: R - coeficientul pierderilor de presiune în schimbul de căldură adică: p R 1 R unde: pR - pierderile de presiune în schimbătorul de căldură; ps ER - coeficientul de eficienţă al schimbătorului de căldură, respectiv: T TR = Ts - TR - scăderea de temperatură în schimbătorul de ER R unde: Tc căldură; Tc = Ts - T0 -creşterea de temperatură în compresor. Presiunea şi temperatura la sfârşitul admisiei pa, Ta în funcţie de caracteristicile schimbătorului de căldură şi ale compresorului sunt date de următoarele relaţii: (18.43) pa n s p 0 a R şi TA Tc TR Ta sau x 1 x s (18.44) Ta T0 1 1 ER 1 a as unde: 0- coeficientul pierderilor la admisia în compresor 0=p1/p019; a- coeficientul pierderilor la admisie, respectiv a = p0 / pSR psr presiunea după schimbătorul de căldură; R coeficientul pierderilor în schimbătorul de căldură pSR pR adică: R 20 1 ps ps În ultimii ani se constată orientarea diferit clară între sistemele de răcire a aerului de supraalimentare, în SUA folosindu-se sisteme apă-aer şi sisteme de răcire aer-aer în Europa. Sistemul de răcire aer-aer cu radiator frontal are un randament sporit la temperaturi joase ale mediului de răcire, însă este mai voluminos decât sistemul apă-aer. Sistemul apă-aer este mai puţin eficient însă este mai simplu şi mai ieftin.
367
O interesantă dezvoltare a sistemului de răcire aer-aer este utilizarea unui turboventilator alimentat cu aer de către turbocompresor. Acest sistem este mai puţin eficient decât sistemul aeraer cu radiator frontal, însă este mai mic şi performanţele acestuia sunt mai aproape de cerinţele motorului.
18.8.2 Răcirea aerului prin destindere În acest caz destinderea poate fi practicată în cilindru sau într-o turbină. Destinderea aerului în cilindru (metoda Miller) se efectuează în modul următor: aerul comprimat în grupul turbocompresor este răcit într-un schimbător de căldură până la aproximativ 600C după care pătrunde în motor. Înainte ca pistonul să fi ajuns în PMI supapa de admisiune se închide şi aerul aflat în cilindru se destinde, presiunea şi temperatura aerului marcând o scădere. Nivelul de presiune poate fi mărit prin creşterea presiunii de alimentare. Răcirea este cu atât mai pronunţată cu cât supapa de admisie este închisă mai devreme. Metoda prezintă ca principal dezavantaj înrăutăţirea umplerii motorului şi se aplică cu precădere la motoarele cu turaţie constantă. Destinderea aerului într-o turbină înainte de intrarea în motor prezintă scăderi importante de temperatură. Schema de principiu este prezentată în figura 18.27. Aerul este comprimat de compresorul CA antrenat de turbina TA care funcţionează cu gaze de ardere după care intră în al doilea compresor CB, în schimbătorul de căldură R, unde se răceşte şi în turbina TB cuplată cu compresorul CB după care intră în motor. În turbina TB aerul poate avea o scădere mare de temperatură. Datorită pierderilor din grupul turbocompresor B şi din schimbătorul de căldură R, presiunea aerului la ieşirea din turbină TB va fi mai mică decât la ieşirea din compresorul CA. Temperatura scăzută obţinută permite presiuni mari de supraalimentare, limitatea acesteia fiind impusă numai de solicitările mecanice ale motorului.
Fig.18.27 Schema de amplasare a schimbătorului de căldură la aplicarea procedeului Miller 368
Anexe
I. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul VW 1,4 l 369
II. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul VW 1,8 l
370
III. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul VW 2,8 l
371
IV. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul Diesel VW 1,9 l
372
V. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul Diesel supraalimentat VW 1,9 l
373
VI. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul Diesel FORD 1,8 l
374
VII. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul OM 605
375
VIII. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul OPEL 1,2 l
376
IX. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul OPEL V6
377
X. Secţiunile longitudinală, transversală şi antrenarea distribuţiei prin motorul FORD 1,25 l
378
XI. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul FIAT
379
XII. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul ALFA ROMEO
380
XIII Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul FIAT 850
381
XIV Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul M119
382
XV Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul M102
383
XVI Secţiunile longitudinală şi transversală:- a) prin motorul OPEL 2,0 l
b) prin motorul BMW-1,8 l
384
XVII Secţiunile longitudinală şi vedere prin:- a) motorul BMW 12 cilindri
b) motorul OPEL 2,0 l
385
XVIII Secţiunile longitudinală şi transversală prin:a) motorul AUDI V8
b) VW diesel 5 cilindri
386
XIX Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul LANCIA 2,5 l
387
XX Construcţia turbosuflantei
388
XXI Secţiune prin chiulasă
389
XXII Pompa de injecţie în linie
390
XXIII Pompa de injecţie DPA
391
XXIV Pompa de injecţie DPC
392
XXV Injectoare
393
