Investeşte în oameni! FONDUL SOCIAL EUROPEAN Programul Operaţional Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane 2007 – 2013 Axa prioritară 1 „Educaţie şi formare profesională în sprijinul creşterii economice şi dezvoltării societăţii bazate pe cunoaştere” Domeniul major de intervenţie 1.5 „Programe doctorale şi post-doctorale în sprijinul cercetării” Titlul proiectului: „Investiţie în dezvoltare durabilă prin burse doctorale (INED)” Numărul de identificare al contractului: POSDRU/88/1.5/S/59321 Beneficiar: Universitatea Transilvania din Braşov
Universitatea Transilvania din Brașov Scoala Doctorală Interdisciplinară Centrul de cercetare: Produse High-Tech pentru Autovehicule
Ing. Paul GRIGORE
Contribuții la analiza solicitărilor motoarelor cu raport de comprimare variabil Contributions to the stress study of variable compression ratio engines
Conducător ştiinţific Prof.dr.ing. Sorin VLASE
BRAȘOV, 2012
MINISTERUL EDUCAŢIEI, CERCETĂRII, TINERETULUI ŞI SPORTULUI
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525 RECTORAT
D-lui (D-nei) .............................................................................................................. COMPONENŢA Comisiei de doctorat Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania” din Braşov Nr. 5355 din 31. 07. 2012 PREŞEDINTE:
Prof.dr.ing. Anghel CHIRU Universitatea Transilvania din Brașov
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: REFERENŢI:
Prof.dr.ing. Sorin VLASE Universitatea Transilvania din Brașov Prof.dr.ing. Polidor BRATU Universitatea Dunărea de Jos din Galați Cercet.șt. pr. I, dr.mat Veturia CHIROIU Institutul de Mecanica Solidelor al Academiei Române Prof.dr.ing. Iuliu NEGREAN Universitatea Tehnică din Cluj Napoca
Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 21. 11. 2012, ora 13:00, sala U II 3. Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să le transmiteţi în timp util, pe adresa:
[email protected]. Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de doctorat. Vă mulţumim.
CUVÂNT ÎNAINTE Înainte de a pune punct unui capitol important din viața profesională, aș dori să aduc mulțumiri celor care au fost alături de mine în acestă provocare pe care viața mi-a scos-o înainte. În primul rând, vreau să îi mulțumesc domnului profesor dr. ing. mat. Sorin Vlase, coordonatorul știintific al lucrării, cel care mi-a oferit șansa de a efectua studii mai aprofundate asupra solicitărilor componentelor motoarelor cu ardere internă. Totodată a fost cel care m-a îndrumat, sprijinit în diversele situații apărute pe parcursul acestor trei ani, iar datorită capacităților mari de analiză și sinteză, dar și a observațiilor dânsului, am reușit să aduc această lucrare la forma actuală. Doresc să aduc pe această cale mulțumiri domnului profesor Vladimir Mărdărescu, alături de care am reușit să-mi însușesc numeroase cunoștințe în domeniul motoarelor cu ardere internă, reușind astfel, să depășesc numeroase obstacole întâlnite în special, în laboratorul de motoare din cadrul Universității „Transilvania” din Brașov. Apreciez sfaturile și îndrumările primite de la domul inginer Brutler Attila (Duotrac Brașov), cel care mi-a oferit totodată și sprijin în numeroasele prelucrări necesare recondiționării motorului studiat. Mulțumesc colectivului din Departamentul de Inginerie Mecanică, în special fosta Catedră de Mecanică, în cadrul căruia niciodată nu m-am simțit singur și întotdeauna am beneficiat de ajutor. Totodată, adresez mulțumiri tutoror prietenilor care mi-au fost aproape atât în momentele grele, cât și în cele frumoase; mi-ar fi plăcut să vă amintesc pe toți... Nu în ultimul rând, aș dori să mulțumesc familiei mele pentru sprijinul, răbdarea și încrederea acordată pe întreaga perioadă de desfășurare a pregătirii acestei lucrări.
Cu aleasă stimă și respect, va multumesc! Paul Noiembrie 2012
CUPRINS (lb. română) Pg.
Pg.
teza
rezumat
LISTA DE FIGURI
I
-
LISTA DE TABELE
II
-
NOTAȚII
III
-
INTRODUCERE.............................................................................................................
10
6
1. Stadiul actual privind realizările în domeniul motoarelor cu raport de comprimare variabil 1.1. Introducere
12
7
12
7
1.2. Formularea și justificarea temei
15
7
1.2.1. Raportul geometric de comprimare al unui motor cu ardere internă
15
7
1.2.1. Gradul de perfecțiune și economicitate al unui motor..................................
17
-
1.2.2. Regimurile de funcționare și definirea sarcinii unui motor cu ardere internă...........................................................................................................
21
8
1.3. Soluții constructive pentru variația raportului geometric de comprimare...........
27
11
1.3.1. Conceptul SVC...........................................................................................
30
-
1.3.2. Motorul Hara..............................................................................................
32
-
1.3.3. Soluția Ford.................................................................................................
34
-
1.3.4. Soluția BICERI...........................................................................................
35
-
1.3.5. Soluția Râpan..............................................................................................
36
-
1.3.6. Motorul Geomecsys....................................................................................
37
-
1.3.7. Motorul Mayflower....................................................................................
39
-
1.3.8. Soluția Peugeot...........................................................................................
41
-
1.3.9. Motorul Nissan...........................................................................................
41
-
1.3.10. Conceptul Envera VCR..............................................................................
42
-
1.3.11. Soluția Clarke/Ford.....................................................................................
43
-
1.3.12. Motorul Volvo/Alvar..................................................................................
44
-
1.3.13. Conceptul Lotus Omnivore.........................................................................
48
-
1.3.14. Motorul MCE-5.........................................................................................
50
-
1.4. Concluzii................................................................................................................
53
12
1.5. Bibliografie............................................................................................................
54
-
58
13
2.1. Obiectivele tezei
58
13
2.2. Organizarea tezei
58
13
2. Obiectivele și organizarea tezei
3. Contribuții la analiza cinematică a motoarelor cu raport de comprimare variabil
61
16
3.1. Introducere...........................................................................................................
61
16
3.2. Cinematica motorului cu raport de comprimare variabil și bloc motor articulat.
61
16
3.3. Concluzii...............................................................................................................
67
22
3.4. Bibliografie...........................................................................................................
67
-
4. Studiul motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă..........................
68
23
4.1. Introducere............................................................................................................
68
23
4.2. Principiul de funcționare al motorului MDR-2....................................................
68
23
4.3. Modalități de construcție a motorului MDR-2.....................................................
73
25
4.4. Secțiunile de trecere ale cămășii rotative de distribuție.......................................
85
28
2..................................................................................................................
91
32
4.6. Optimizări realizate asupra modului de funcționare al motorului MDR-2..........
100
-
4.6.1. Construcția unui nou tip de cămașă rotativă de distribuție..........................
100
-
4.6.2. Optimizarea etanșării cilindrului în dreptul canalelor de distribuție...........
101
-
4.7. Concluzii...............................................................................................................
103
35
4.8. Bibliografie...........................................................................................................
104
-
5. Determinarea stării de solicitare din componentele motoarelor cu raport de comprimare variabil....................................................................................................
106
37
5.1. Introducere............................................................................................................
106
37
5.2. Determinarea solicitărilor din sistemul bielă-manivelă al motorului MDR-2......
107
-
4.5. Sistemul de variație al raportului geometric de comprimare pentru motorul MDR-
5.3. Determinarea solicitărilor cămășii rotative de distribuție și componentelor mecanismului bielă-manivelă al motorului MDR-2 cu metoda elementelor finite...................................................................................................................... 121
37
5.3.1. Utilizarea metodei elementelor finite pentru calculul solicitărilor. Avantaje, dezavantaje și limitări.................................................................
121
37
5.3.2. Analiza cămășii rotative de distribuție.......................................................
134
38
5.3.3. Analiza pistonului………………………………………………………...
153
48
5.3.4. Analiza bielei……………………………………………………………..
161
53
5.4. Concluzii…………………………………………………………………….….
176
61
5.5. Bibliografie……………………………………………………………………...
177
-
178
63
6.1. Introducere............................................................................................................
178
63
6.2. Măsurători cu traductoare electrotensometrice rezistive......................................
179
63
6.3. Descrierea echipamentului folosit în cadrul măsurătorilor cu mărci tensometrice..........................................................................................................
187
65
6. Cercetări experimentale privind solicitările din componentele motoarelor cu raport de comprimare variabil
6.4. Analiza cu elemente finite privind deformațiile specifice din pistonul și biela motorului MDR-2.................................................................................................
189
67
6.4.1. Modelele de piston și bielă analizate..........................................................
189
67
6.4.2. Rezultatele analizei cu elemente finite........................................................
192
70
6.5. Analiza cu mărci tensometrice privind deformațiile specifice din pistonul și biela motorului MDR-2........................................................................................
196
74
6.5.1. Pregătirea echipamentului și stabilirea modului de lucru în cadrul măsurătorilor cu mărci tensometrice...........................................................
196
74
6.5.2. Rezultatele analizei cu mărci tensometrice.................................................
198
76
6.6. Concluzii..............................................................................................................
208
86
6.7. Bibliografie..........................................................................................................
208
-
7. Contribuții personale și direcții viitoare de cercetare.............................................
210
87
7.1. Concluzii finale…………………………………………………………………
210
87
7.2. Contribuții personale……………………………………………………………
212
89
7.3. Direcții viitoare de cercetare……………………………………………………
214
91
7.4. Diseminarea rezultatelor………………………………………………………...
214
91
215
92
Anexa 1, Analiza cu elemente finite – chiulasă MDR-2
224
-
Anexa 2, Analiza cu elemente finite – cămașă rotativă de distribuție
229
-
Anexa 2, Analiza cu elemente finite – arbore cotit MDR-2.....................................
234
-
Scurt Rezumat (română/engleză)..............................................................................
-
101
CV.................................................................................................................................
240
102
BIBLIOGRAFIE ANEXE
CUPRINS (lb. Engleză) Pg.
Pg.
teza
rezumat
LIST OF FIGURES
I
-
LIST OF TABELS
II
-
ABBREVIATIONS
III
-
INTRODUCTION.............................................................................................................
10
6
1. State of art regarding variable compression ratio engine.................................
12
7
1.1. Introduction
12
7
1.2. Formulation and justifying of theme
15
7
1.2.1. Compression ratio for internal combustion engine
15
7
1.2.1. Perfection and economical level of an engine................................................
17
-
1.2.2. Operating modes and load definition of internal combustion engines ..........
21
8
1.3. Constructive solutions for variable compression ratio...........................................
27
11
1.3.1. SVC Concept................................................................................................
30
-
1.3.2. Hara Engine..................................................................................................
32
-
1.3.3. Ford Solution.................................................................................................
34
-
1.3.4. BICERI Solution...........................................................................................
35
-
1.3.5. Râpan Solution.............................................................................................
36
-
1.3.6. Geomecsys Engine........................................................................................
37
-
1.3.7. Mayflower Engine........................................................................................
39
-
1.3.8. Peugeot Solution...........................................................................................
41
-
1.3.9. Nissan Engine...............................................................................................
41
-
1.3.10. Envera VCR Concept...................................................................................
42
-
1.3.11. Clarke/Ford Solution....................................................................................
43
-
1.3.12. Volvo/Alvar Engine......................................................................................
44
-
1.3.13. Lotus Omnivore Concept..............................................................................
48
-
1.3.14. MCE-5 Concept...........................................................................................
50
-
1.4. Conclusions..............................................................................................................
53
12
1.5. References................................................................................................................
54
-
58
13
2.1. Objectives of thesis
58
13
2.2. Thesis organization
58
13
2. Objectives and thesis organization
61
16
3.1. Introduction.............................................................................................................
61
16
3.2. Kinematic of variable compression ratio engine with rotating cylinder block......
61
16
3.3. Conclusions.............................................................................................................
67
22
3.4. References...............................................................................................................
67
-
4. The study of engine with slide-valve distribution and rotating cylinder jacket..............................................................................................................................
68
23
4.1. Introduction............................................................................................................
68
23
4.2. Principle of MDR-2 engine operation....................................................................
68
23
4.3. MDR-2 engine contruction methods.....................................................................
73
25
4.4. Rotating cylinder jacket cross-section………………….......................................
85
28
4.6. Optimizations of MDR-2 engine operating mode..................................................
91
32
4.6.1. Rotating cylinder jacket – new type construction……….............................
100
-
4.6.2. Cylinder seal optimization for distribution channels area............................
100
-
4.7. Conclusions............................................................................................................
101
-
4.8. References..............................................................................................................
103
35
104
-
5. Determining the stress condition of variable compression ratio engines components.....................................................................................................................
106
37
5.1. Introduction............................................................................................................
106
37
5.2. Determining the stress condition for MDR-2 crank mechanism............................
107
-
3. Contributions to kinematic analysis of variable compression ratio engines
4.5. System variation of compression ratio for MDR-2 engine…................................
5.3. Determining the stress condition for rotating cylinder jacket and MDR-2 crank mechanism using finite element method................................................................ 121
37
5.3.1. Using finite element method for stress calculation. Advantages, disadvantages and limitations........................................................................
121
37
5.3.2. Rotating cylinder jacket analysis……..........................................................
134
38
5.3.3. Piston analysis…...………………………………………………………...
153
48
5.3.4. Connecting-rod analysis……………….…………………………………..
161
53
5.4. Conclusions..………………………………………………………………….….
176
61
5.5. References …………………..…………………………………………………...
177
-
6. Experimental research regarding stress condition on variable compression ratio engine components
178
63
6.1. Introduction.............................................................................................................
178
63
6.2. Strain gauge measurements....................................................................................
179
63
6.3. Description of the equipment used in strain gauge measurements.......................
187
65
6.4. Finit element analysis regarding normal elastic strain for piston and MDR-2 connecting-rod........................................................................................................
189
67
6.4.1. Piston and conn-rod models analyzed...........................................................
189
67
6.4.2. Finite element analysis results………...........................................................
192
70
196
74
6.5.1. Preparation of equipment for stain gauge measurements..............................
196
74
6.5.2. Strain gauge measurements results................................................................
198
76
6.6. Conclusions..............................................................................................................
208
86
6.7. References...............................................................................................................
208
-
7. Personal contributions and future research directions.............................................
210
87
7.1. Final conclusions…………………………………………………………………
210
87
7.2. Personal contribution..……………………………………………………………
212
89
7.3. Future research directions…...……………………………………………………
214
91
7.4. Results dissemination…..………………………………………………………...
214
91
215
92
Anex 1, Finit element analysis – MDR-2 cylinder head
224
-
Anex 2, Finit element analysis – rotating cylinder jacket
229
-
Anex 2, Finit element analysis – MDR-2 crankshaft..................................................
234
-
Short Abstract (română/engleză)..................................................................................
-
101
CV....................................................................................................................................
240
102
6.5. Strain gauge measurements regarding normal elastic strain for piston and MDR-2 conn-rod...............................................................................................................
REFERENCES ANNEXES
Introducere
Cercetările privind conceptul de comprimare variabilă sunt justificate, așa cum urmează a fi prezentat, datorită marilor dezavantaje prezente în funcționarea motoarelor termice. Pe de altă parte, deteriorarea rapidă a mediului înconjurător și incertitudinile privind rezervele de energie pentru viitor reprezintă principalele consecințe ale stilului actual de viață bazat pe confort și mobilitate. Pentru viitor, trebuie să dezvoltăm și să implementăm rapid tehnologii de înaltă eficiență în toate sectoarele. În acest context, eficiența scăzută a energiei prezentă în sistemele actuale de propulsie, reprezintă o adevărată provocare pentru marii constructori auto care sunt nevoiți să comercializeze autovehicule cu un consum de combustibil cât mai redus. Acest lucru trebuie realizat prin respectarea unor condiții din ce în ce mai severe. În vederea susținerii brand-ului, fiecare constructor va căuta să atingă un nivel ridicat al performanțelor fără a influența însă, gradul de accesibilitate pentru noile produse. Recent, aproape toți constructorii auto au prezentat diverse modele de autovehicule hibride. Obiectivul principal vizat prin dezvoltarea acestor modele este reducerea consumului de combustibil și totodată a nivelului de emisii poluante. Cu toate acestea, avându-se în vedere stadiul actual al cercetărilor în acest domeniu, producţia de astfel de autovehicule nu răspunde în totalitate cerinţelor actuale ale pieţei. Îmbunătăţirea motoarelor cu ardere internă existente, încă reprezintă o alternativă semnificativă pentru rezolvarea problemelor energetice şi de protejare a mediului înconjurător care decurg din cererile din sectorul transporturilor. Pentru început, prin cercetările privind stadiul actual în domeniul comprimării variabile, sunt prezentate principalele soluții constructive care au atras atenția prin putere maximă dezvoltată mai mare (în comparație cu un motor clasic cu aceeași capacitate cilindrică), consum de combustibil redus și nivel al emisiilor poluante scăzut. Lucrarea de față își propune să analizeze solicitările din componentele principale ale motoarelor cu ardere internă care funcționează după ciclul Otto, ca urmare a utilizării raportului geometric de comprimare variabil. Cercetarea soluțiilor constructive uzuale și a criteriilor adoptate în dezvoltarea proiectelor de comprimare variabilă, cuprinde și studiul motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă, în cazul căruia, au fost propuse spre brevetare două mecanisme de control al raportului volumetric de comprimare.
-6-
1. Stadiul actual privind realizările în domeniul motoarelor cu raport de comprimare variabil 1.1. Introducere Există numeroși factori, care prin rezultatele satisfăcătoare obținute din cercetări experimentale, susțin conceptul de comprimare variabilă și îmbunătățirile aduse de acesta. Dintre aceștia se remarcă consumul redus de combustibil. Reducerea de consum conduce către creșterea lucrului mecanic pozitiv (eficiența motorului) și scăderea celui negativ (lucru mecanic de pompaj, pierderi mecanice prin frecare). 1.2. Formularea și justificarea temei 1.2.1. Raportul geometric de comprimare al unui motor cu ardere internă Volumul maxim ocupat de fluidul motor atunci când pistonul se află la PMI se numește volumul cilindrului și se notează cu Va, iar volumul minim (când pistonul se află la PMS) – volumul camerei de ardere din chiulasă, notat cu Vc. Raportul dintre cele două volume se numește raport de comprimare (geometric sau volumetric) și se notează cu εv [55, 74].
v
Va Vc
(1.1)
Altfel spus, raportul geometric de comprimare este definit prin raportul dintre valoarea maximă, respectiv minimă, a volumului care poate fi ocupat de către gaze în cilindrul motorului (figura 1.1).
Fig. 1.1 Volumul maxim și minim ocupat de gaze în pozițiile etreme ale pistonului [15]
-7-
1.2.2. Regimurile de funcționare și definirea sarcinii unui motor cu ardere internă Acțiunea exterioară aplicată de consumatorul de energie, în acest caz automobilul, la cuplajul de legătură al arborelui cotit al motorului, reprezintă sarcina motorului sau încărcarea acestuia [1, 6]. Cum însă arborele cotit are o mișcare de rotație, acțiunea exterioară se traduce printr-un moment, astfel încât sarcina motorului este de fapt momentul rezistent, Mrez aplicat acestuia de către consumator și care poate fi exprimat prin relația [7]:
M rez
R r R r
r
Ra R p Rd
icvk i0
icvk i0
(1.2)
unde: Rr, Ra, Rp, Rd – rezistențele la înaintare, ultimele două neavând un caracter permanent (dacă α, a ≠ 0 atunci Rp, Rd ≠ 0); rr [mm] – raza de rulare a roții motoare; iCVk [-] – raportul de transmitere al treptei de transmitere al treptei cuplate din cutia de viteze; i0 [-] – raportul de transmitere al transmisiei principale.
Fig. 1.2 Condițiile variabile de funcționare ale motorului de automobil [14]
Funcționarea stabilă a motorului într-un anumit regim, presupune îndeplinirea condiției [14]: n = const.
-8-
(1.2)
O astfel de condiție se realizează însă, atunci când momentul motor, dezvoltat la arborele cotit este egal cu momentul rezistent, aplicat arborelui cotit, ajungându-se la o nouă condiție, de forma: Me = Mrez
(1.3)
Această egalitate face posibilă definirea sarcinii printr-o mărime proprie motorului, adică prin momentul motor efectiv, Me și nu prin intermediul unei mărimi exterioare, cum este momentul rezistent, Mrez. Așa cum se observă din figura 1.2, la o turație dată, motorul poate dezvolta diferite valori ale momentului efectiv. Acestea pot varia între valoarea nulă și valoarea maximă posibilă. Sarcina relativă se definește ca raportul dintre momentul motor dezvoltat, Me și un moment motor de referință, ambele mărimi fiind precizate pentru aceeași turație. Încărcarea de referință este cea corespunzătoare momentului efectiv continuu al motorului, Me
cont
la
turația dată. Având în vedere proporționalitatea mărimilor, atât în cazul puterilor efective, cât și în cel al presiunilor medii efective, coeficientul de sarcină – χ – poate fi definit (pentru aceeași turație n) prin relația [1, 55]:
Me P pe e M e cont Pe cont pe cont
(1.4)
unde: Me – momentul motor efectiv dezvoltat; Me cont – momentul motor efectiv continuu sau valoarea momentului motor efectiv, corespunzătoare puterii efective continue la turația respectivă; Pe – puterea efectivă dezvoltată la arborele motorului, la o turatie oarecare, cu specificarea modului de echipare a motorului; Pe cont – puterea efectivă continuă sau puterea maximă pe care o poate realiza în mod continuu motorul la o turație dată, fară a-și modifica starea tehnică un timp îndelungat; pe – presiunea medie efectivă; pe cont – presiunea medie efectivă continuă. Coeficientul de sarcină se poate exprima prin valori absolute sau prin procente din încarcarea de referință. Aceste valori ale sale diferențiază categorii distincte de sarcini în cadrul regimurilor de funcționare ale motorului (tabelul 1.1).
-9-
Tabelul 1.1 Valorile caracteristice ale coeficientului de sarcină [14] Denumirea sarcinii
Valorile caracteristice
Sarcină nulă
χ=0
Sarcini parțiale
0<χ<1
Sarcină plină (sarcină continuă)
χ = χp = χc = 1
Suprasarcină (sarcini intermitente)
1 < χi < 1,1...1,2
Sarcină totală
χ = χt = 1,1...1,2
Pentru un autovehicul, sarcina motorului depinde atât de condițiile de deplasare, cât și de gradul de încărcare al acestuia. În condiții de trafic urban intens, ponderea sarcinilor și turațiilor mari în funcționarea motorului este redusă predominând sarcinile parțiale mici și regimul de mers în gol. Prin urmare, consumul de combustibil va fi unul ridicat, ceea ce din punct de vedere economic, nu este deloc avantajos pentru motorul de automobil.
Fig. 1.3 Frecvența regimurilor de funcționare în funcție de turație și gradul de deschidere al obturatorului [14]
Acest aspect este evidențiat și cu ajutorul figurii 1.3 în care, pe caracteristica de turație a motorului se pot remarca regimurile cele mai frecvente, marcate prin zona hasurată, precum și valorile unghiulare ale deschiderii obturatorului, corespunzătoare diverselor sarcini ale motorului. - 10 -
1.3. Soluții constructive pentru variația raportului geometric de comprimare Modificarea volumului camerei de ardere Vc, reprezintă principala soluție adoptată în cadrul cercetărilor din ultimii ani în domeniul motoarelor cu raport de comprimare variabil. Principalele metode de variație a raportului geometric de comprimare pot fi urmărite în figura 1.4. În comparație cu motoarele clasice, principalele avantaje și dezavantaje precum și particularitățile acestor metode de variație pentru εv, pot fi urmărite în tabelul 1.2.
Fig. 1.4 Ilustrarea principalelor metode de variație a lui εv [15] Tabelul 1.2 Avantajele și dezavantajele metodelor de control pentru εv [118] Metode de control pentru ε (figura 1.7) Criterii de comparație
a)
b)
Integritatea camerei de ardere
=
Cinematica pistonului Viteza de rotație a arborelui cotit Controlul raportului de comprimare Pierderi mecanice prin frecări
c)
d)
e)
f)
--
=
=
=
=
=
=
+
+
+
++
-
-
-
++
1
2
3
1
2
3
=
=
=
=
=
=
=
≠
=
≠
≠
≠
=
=
=
=
=
=
=
++ --
-
-
++
+
=
=
=
-
=
-
- 11 -
≠≠ ≠≠ ≠≠
Siguranță în funcționare și fiabilitate
--
-
-
-
-
=
=
=
=
++
Forțe inerțiale
=
-
-
-
=
-
-
-
=
-
Nivelul de zgomot
--
=
=/-
=/-
=/-
=
=
=
=
=/+
Gabarit și implementare
--
-
-
-
-
-
-
-
-
-
+
Dezavantaje
-
Asemănări
=
Diferențe
≠
Avantaje
1.4. Concluzii Există o opinie pe care toți constructorii de automobile o împărtășesc: raportul geometric de comprimare variabil este cea mai eficientă soluţie pentru reducerea consumului de combustibil în cazul motoarelor SI, deschizând astfel, calea spre numeroase strategii pentru viitor. Într-adevăr, comprimarea variabilă este instrumentul suprem de a reduce consumul de carburant al motoarelor cu aprindere prin scânteie în conformitate cu cele mai stricte standarde de emisii şi cerinţe ale pieţei de automobile. În viitorul apropiat, raportul volumetric de comprimare variabil, va fi la fel de indispensabil pentru motoarele Otto, așa cum reprezintă în momentul de față injecţia multiplă directă pentru cele Diesel. Pentru moment, în ceea ce priveşte planificarea producţiei în masă a motoarelor VCR, constructorii întâmpină numeroase dificultăți. Într-adevăr, mai multe prototipuri au fost dezvoltate şi testate pe autovehicule. Deși acestea au confirmat câştigurile oferite de comprimarea variabilă, a fost constatată de asemenea, dificultatea de a le proiecta pentru a răspunde cerinţelor de producție în masă (funcționalitate, fiabilitate, durabilitate, costuri reduse de producție). În acest context, următorul pas este acela de a identifica şi de a studia un mecanism capabil să realizeze ajustarea lui εv, care este conform cu cerinţele producţiei în masă. Acest proiect va trebui să se bazeze pe cunoștințele și cercetările existente legate de motoarele convenţionale, prezentând în acelasi timp, o înaltă fiabilitate, durabilitate şi costuri de producţie rezonabile.
- 12 -
2. Obiectivele și organizarea tezei 2.1. Obiectivele tezei 1. Cercetare bibliografică și stabilirea stadiului actual în domeniul motoarelor cu raport de comprimare variabil. 2. Necesitatea și oportunitatea temei. 3. Încadrarea cercetărilor preliminare în fluxul principal al cercetărilor în domeniu. 4. Model cinematic pentru analiza funcționării motoarelor cu raport de comprimare variabil. 5. Determinarea solicitărilor din motorul cu raport de comprimare variabil. 6. Măsurători experimentale ale tensiunilor din elementele motorului MDR-21. 7. Propuneri de implementare a rezultatelor în industrie și de transfer tehnologic. 8. Propuneri de brevete și de valorificare a rezultatelor.
2.2. Organizarea tezei Lucrarea este organizată în trei părți (figura 2.1) care cuprind: Partea I (cuprinde capitolul 1): 1) Formularea și justificarea temei. 2) Studiul bibliografic, identificarea și analiza celor mai recente soluții în domeniul motoarelor cu raport geometric de comprimare variabil. Sunt formulate de asemenea, opurtunitățile abordării temei. Partea a II-a (cuprinde capitolele 3, 4 și 5): 1) Model cinematic pentru motorul cu raport volumetric de comprimare variabil. În acest sens, este studiată soluția prin care realizarea comprimării variabile presupune înlocuirea blocului motor convențional cu unul articulat. 2) Studiul și construcția motorului cu distribuție prin ferestre și raport geometric de comprimare variabil. Punctul de plecare în cazul acestei cercetări îl reprezintă 1
Denumire a motorului stabilită în baza numelui inventatorului – Prof. Dr. Ing. Radu Mărdărescu
- 13 -
motorul cu ditribuție prin ferestre și cămașă rotativă MDR-2. Sunt evidențiate avantajele alegerii acestui tip de motor pentru implementarea conceptului de comprimare variabilă. Au fost studiate și aplicate diferite soluții constructive care au vizat optimizarea funcționării motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă. În urma cercetărilor realizate, a fost aleasă o soluție de realizare a comprimării variabile pentru acest motor, soluție care reprezintă de altfel, și obiectul unui brevet. După efectuarea optimizării funcționării motorului și stabilirea metodei de control pentru raportul geometric de comprimare, sunt studiate tensiunile din componentele principale ale acestuia. Modul în care aceste cercetări au fost realizate este caracterizat printr-o metoda deja consacrată, și anume – metoda elementelor finite (MEF). Partea a III-a (cuprinde capitolele 6 și 7): 1) Evaluarea rezultatelor prin măsurători experimentale. Cercetările vizează determinarea pe cale experimentală a tensiunilor din elementele principale ale motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă prin intermediul tensometriei electrice rezistive. Este realizată corelația între rezultatele determinate prin măsurători experimentale și cele obținute teoretic. 2) În final sunt formulate concluziile și contribuțiile originale, precum și direcțiile viitoare de cercetare.
- 14 -
Partea I 1. Stadiul actual privind realizările în domeniul motoarelor VCR Studiu bibliografic, identificarea și analiza celor mai recente soluții
Formularea și justificarea temei
Partea a II-a 3. Contribuții la analiza cinematică a motoarelor VCR Model cinematic
4. Studiul motorului cu distribuíe prin ferestre și cămașă rotativă – MDR-2 Studiul și construcția motorului MDR-2
Motorul MDR-2 VCR – Brevet
5. Determinarea stării de solicitare din componentele motoarelor VCR Solicitările din componentele motorului MDR-2 (MEF)
Partea a III-a 6. Verificări experimentale
Măsurători experimentale ale tensiunilor din componentele principale ale motorului MDR-2
Corelația rezultatelor cu cele obținute pe cale teoretică (MEF)
7. Contribuții originale, direcții de cercetare viitoare Fig. 2.1 Organizarea tezei
- 15 -
3. Contribuții la analiza cinematică a motoarelor cu raport de comprimare variabil
3.1. Introducere Calculul cinematic în cazul motoarelor capabile să-și modifice raportul geometric de comprimare este realizat avându-se în vedere modul în care diferitele metode, aplicate pentru realizarea comprimării variabile, influențează geometria mecanismului bielă-manivelă şi în cele din urmă, solicitările care apar în acest sistem. În consecinţă, proiectarea unui astfel de motor, care încorporează un mecanism de ajustare a εv, implică un calcul cinematic şi dinamic pentru componentele acestuia, pentru a verifica dacă vor exista noi solicitări rezultate din funcționarea noului sistem implementat.
3.2. Cinematica motorului cu raport de comprimare variabil și bloc motor articulat
Calculul cinematic în cazul conceptelor VCR cu bloc motor articulat este realizat cu metodele clasice. Presupunem motorul în poziția inițială. Dacă se roteşte partea superioară cu un unghi α, atunci se modifică două seturi de date în formulele care descriu cinematica mecanismului bielă-manivelă: excentricitatea şi poziția punctului mort inferior şi superior. Această modificare are un impact major asupra geometriei mecanismului motor şi de aceea este necesar un calcul precis [2]. Pentru orice mişcare a blocului motor, excentricitatea va creşte (figura 3.1). Dacă excentricitatea inițială este zero, prin rotația carterului superior într-o parte sau cealaltă, excentricitatea va creşte, rezultând modificarea raportului de comprimare [1]. Punctul de zero pentru începerea ciclului devine în acest caz punctul de unghi α. Distanța OC rămâne constantă în timpul rotației, axa Cx1 devine, după rotația cu unghiul α, axa Bx1’. În figura 3.2 se prezintă rotația blocului cu unghiul α, iar în figura 3.3, o schiță care permite calculul noii valori a excentricității după rotația efectuată. Excentricitatea e devine e’ unde putem scrie [4]:
- 16 -
Fig. 3.1 Rotația carterului superior în sens trigonometric
invers e' BD R e OD R e R cos e R(1 cos ) e
(3.1)
Dacă rotația blocului se face în sens trigonometric direct, relațiile rămân aceleaşi, cu observația că unghiul α din formula anterioară se schimbă cu unghiul - α .
Fig. 3.2 Schița rotației blocului motor
- 17 -
Fig. 3.3 Rotația blocului motor în sens trigonometric direct
Fig. 3.4 Reprezentarea excentricității în funcție de rotația carterului superior
Pentru calculul raportului geometric de comprimare în funcție de rotația carterului superior, atunci cand ştim excentricitatea e, vom analiza figura 3.4. În pozițiile extreme ale mecanismului bielă-manivelă avem valorile maxime şi minime ale deplasării pistonului [3]:
- 18 -
Dmax (r l ) 2 e 2
; Dmin (l r ) 2 e 2
(3.2)
;
şi unghiurilor făcute de bielă şi manivelă, aflate în prelungire cu axa cilindrului:
sin 1
e e ; sin 2 ; r l l r
(3.3)
s Dmax Dmin
(3.4)
Cursa pistonului este în acest caz:
iar raportul geometric de comprimare este: 1
v
Dmax
so ; Dmin so
(3.5)
Fig. 3.5 Calculul raportului geometric de comprimare
În cazul în care carterul superior s-ar rotit cu un unghi α excentricitatea devine e’ iar formulele care descriu deplasarea pistonului devin: D'max (r l ) 2 e'2
; D'min (l r ) 2 e'2
- 19 -
;
(3.6)
iar unghiurile făcute cu axa pistonului: e' r l
sin '1
;
sin '2
e' l r
;
(3.7)
Cursa pistonului se schimbă, devenind: s' D'max D'min
(3.8)
iar raportul volumetric de comprimare: 1
v '
s 'o ; s' s'o
(3.9)
Mărimea so se schimbă devenind: s' o so Dmax D' max
(3.10)
deci raportul de comprimare devine: 1
v '
so Dmax D'max ; so Dmax D'min
(3.11)
Figura 3.6 prezintă pozițiile extreme ale mecanismului bielă-manivelă pentru un bloc motor articulat.
Fig. 3.6 Pozițiile extreme ale blocului motor articulat
- 20 -
Fig. 3.7 Valorile lui εv pentru o variație de 1200 a unghiului de rotație
Fig. 3.8 Valorile lui εv pentru o variație de 100 a unghiului de rotație
- 21 -
3.3. Concluzii În cazul mecanismului bielă-manivelă, prin studiul cinematic şi dinamic, se urmăreşte determinarea mărimilor caracteristice proiectării unui motor cu ardere internă. Determinarea acestor mărimi şi a legilor care le definesc, stă la baza formulării şi rezolvării problemelor de natură dinamică. Analiza funcțiilor care exprimă deplasarea, viteza şi acceleraţia pieselor componente ale mecanismului, permit determinarea forţelor de inerţie care solicită sistemul și aprecierea vitezelor relative care pot determina uzura pieselor. Deși au fost propuse numeroase soluții pentru obținerea comprimării variabile, majoritatea acestora prezintă dezavantaje prin piesele suplimentare introduse în lanțul cinematic piston-bielă-manivelă. Acest lucru exercită un impact major asupra fiabilității și siguranței în exploatare, dar și asupra costurilor finale de producție. Conceptele VCR care presupun variația raportului geometric de comprimare prin articulația blocului motor prezintă dezavantajul caracterizat prin modificarea poziţiei carterului superior. Acest lucru are drept rezultat, nu numai variația εv, ci și schimbarea geometriei mecanismului bielă-manivelă şi în cele din urmă, a solicitărilor ce apar în acest sistem. În consecinţă, proiectarea unui astfel de motor, implică un calcul cinematic şi dinamic al componentelor acestuia, pentru a verifica dacă vor exista noi solicitări rezultate din rotaţia carterului superior.
- 22 -
4. Studiul motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă
4.1. Introducere În cadrul acestui capitol, cercetarea sistemului de distribuție prin ferestre și cămașă rotativă se va referi strict la motorul MDR-2. Astfel, se vor exemplifica și explica modalitățile de construcție ale motorului, avantajele și dezavantajele pe care acesta le prezintă în comparație cu cele clasice. Studiul acestui motor este justificat prin faptul că sistemul de distribuție folosit, ușurează eventualele încercări de realizare a comprimării variabile. În acest scop, este prezentat un mecanism care permite modificarea volumului camerei de ardere prin deplasarea chiulasei față de blocul motor, acesta constituind și obiectul unui brevet.
4.2. Principiul de funcționare al motorului MDR-2 În figura 4.1 este prezentată o secțiune prin motorul cu cămașă rotativă de distribuție. Motorul, fiind unul de cercetare, prezintă blocul-carter executat din două părţi: carterul superior şi cilindrul (blocul motor). Cămaşa de distribuţie 3 este plasată în cilindrul motorului, iar pistonul 4 se deplasează în interiorul cămăşii. Schimbul de gaze se realizează prin două ferestre practicate la partea superioară a cămăşii (diametral opuse) şi patru canale (două de admisie şi două de evacuare) amplasate la partea superioară a cilindrului. Cămaşa de distribuţie se sprijină pe inelele din bronz 6 şi 5, amplasate pe cilindru şi respectiv pe carter. Acestea sunt fixate împotriva rotirii cu câte un ştift.
- 23 -
Figura 4.1 Secțiune prin motorul cu cămașă rotativă de distribuție MDR-2 [38]
Acţionarea cămăşii de distribuţie se realizează cu ajutorul roţilor conice, 10 şi 11 şi cele cilindrice, 12 și 13, executate corp comun cu arborii 14 şi 15, şi dantura cămăşii de distribuţie. Pentru a reduce zgomotul şi pentru a avea posibilitatea de a realiza, eventual, un reglaj fin al distribuţiei, roţile cilindrice sunt executate cu dantură înclinată. În acest scop ar fi necesară executarea din două bucăţi a arborelui 14, cu dantura cilindrică separată ca o roată baladoare, ceea ce ar permite ca la deplasarea din exterior să se modifice poziţia ferestrelor de distribuţie ale cămăşii în raport cu poziţia pistonului. Cămaşa de distribuţie se rotește cu 1/4 - 24 -
faţă de arborele cotit. Cu roţile dinţate conice se obţine reducerea de 1/2 a turaţiei, iar cu danturile cilindrice de pe arborele 14 şi cămaşa de distribuție se reduce turaţia cu încă 1/2. Arborele 15, cu dantură cilindrică, îndeplineşte rolul unei roţi parazite care permite obţinerea spaţiului necesar pentru amplasarea distribuitorului-delco, antrenat de la capătul superior al arborelui 14. Prin intermediul roţilor 16 şi 17, este realizată antrenarea pompei de benzină şi a distribuitorului-dozator de ulei. Roata dințată 17 este fixată pe un arbore prevăzut cu o camă pentru acţionarea pompei de benzină fixată în faţă, pe capacul de distribuţie. Pe partea laterală a capacului este amplasat distribuitorul-dozator antrenat de la arborele roții 17. Pompa de ulei 21, este amplasată în carter, aceasta fiind acţionată prin roata dinţată 20, fixată pe arborele cotit. Din cauza poziţiei şi mărimii roţilor conice 10 și 11, arborele cotit este prelungit cu un corp 18, pentru asigurarea montajului simeringului.
4.2. Modalități de construcție a motorului MDR-2 Arhitectura camerei de ardere Distribuţia prin ferestre, în general, oferă condiţii mai bune pentru obținerea unei camere de ardere compactă, cu bujia montată cât mai aproape de centru.
Fig. 4.2 Variante posibile pentru camera de ardere [38]
- 25 -
Având în vedere această posibilitate, construcția capului de cilindru (chiulasei) şi a pistonului, a fost realizată în mai multe variante astfel încât, să se poată obţine diferite camere de ardere care să fie încercate din punctul de vedere al formei și al raportului de comprimare. Principalele camere de ardere care pot fi realizate sunt arătate în figura 4.2. În figura 4.2-a şi 4.2-b sunt arătate camerele de ardere în piston pentru câte patru rapoarte de comprimare: εv = 6,7; εv = 7,5; εv = 8; şi εv = 8,7. Cele prezentate în figura 4.2-a formează un interstiţiu cu suprafaţă mai mică decât cele din figura 4.2-b (D1 > D2), cu excepţia camerei de formă tronconică care formează acelaşi interstiţiu, dar diferă de camera cu acelaşi raport de comprimare (εv = 6,7) numai prin arhitectură. În figura 4.2-c sunt arătate camerele de ardere realizate în chiulasă cu aceleaşi valori ale raportului de comprimare ca şi cele din piston, dar cu un interstiţiu diferit pentru fiecare raport de comprimare. Figura 4.2-d ilustrează camera de ardere cilindrică, deci cu forma cea mai simplă de realizat, fără a aduce modificări asupra pistonului sau a chiulasei. Construcția pistonului Spre deosebire de pistoanele de serie (figura 4.3), se va modifica numai partea superioară, obţinându-se astfel, două tipuri de bază: 1 - pistoane cu fundul plat (figura 4.3-a); 2- pistoane cu fundul profilat, corespunzător camerei de ardere dorit (figura 4.3-b).
Fig. 4.3 Pistonul motorului MDR-2 [38]
- 26 -
Fig. 4.4 Modelul 3D al pistonului
Pistoanele pot fi înălţate cu l0 mm faţă de cele de serie în vederea practicării unor camere de ardere (figura 4.3-b). Pentru a păstra neschimbate celelalte componente ale motorului (cămaşa de distribuţie, cilindrul), se va menţine aceeaşi înălţime şi pentru cele cu fundul plat. Toate pistoanele sunt turnate sub presiune în cochilă, din acelaşi aliaj de aluminiu ca şi cele de serie. De asemenea, au fost folosite aceleași prelucrări şi tratament termic ca la pistoanele de serie. Construcția cămășii rotative de distribuție După cum se observă din figura 4.5, cămaşa de distribuţie prezintă la partea inferioară
Fig. 4.5 Cămașa rotativă de distribuție
- 27 -
o coroană dinţată necesară antrenării ei, iar la partea superioară sunt practicate cele două ferestre de distribuţie de formă dreptunghiulară, dirijată spre interior cu o înclinaţie de 15 o. În zona coroanei dinţate sunt practicate, în vederea uşurării, nişte găuri care servesc în acelaşi timp și pentru trecerea uleiului de ungere.
Fig. 4.6 Modelul 3D al sistemului de distribuție pentru punctul mort superior
4.3. Secțiunile de trecere ale cămășii rotative de distribuție În cazul distribuţiei prin cămaşă rotativă, secţiunile de trecere a gazelor sunt determinate după ce se stabilesc unghiurile de distribuţie care caracterizează dimensiunile ferestrelor din cămaşa de distribuţie şi cilindru, în planul transversal al acestuia. Relaţiile de legătură dintre unghiuri sunt următoarele [1, 3]:
C A
A 4
;
C E
E 4
(4.1)
unde: αC [o] – unghiul deschiderii ferestrelor din cămașa de distribuție (figura 4.7); βA [o] – unghiul deschiderii ferestrelor de admisie din cilindru; βE [o] – unghiul deschiderii ferestrelor de evacuare din cilindru; φA [oRAC] – durata admisiei; φE [oRAC] – durata evacuării.
- 28 -
Fig. 4.7 Schemă de calcul a secțiunilor de trecere în cazul motorului MDR-2
Având în vedere că monocilindrul MDR-2 a fost dezvoltat în baza caracteristicilor constructive ale motorului cu distribuție clasică produs în serie – SR-211 – pentru determinarea secțiunilor de trecere s-au ales aceleaşi unghiuri de distribuţie ca şi la motorul cu supape. Astfel [8]:
A E 246 [0 RAC ];
4 226 [0 RAC ]
(4.2)
unde: γ – unghiul dintre mijlocul ferestrei de evacuare, respectiv admisie din cilindru; 4∙γ – unghiul dintre mijlocul unghiului φA respectiv, unghiul φE la motorul cu supape. Secțiunile de trecere realizate cu cămașa de distribuție pot fi calculate cu relația: 2
A H ld 1
(4.3)
unde: H – înălțimea ferestrelor de distribuție din cămașă și cilindru; l – lngimea arcului de cerc corespunzător deschiderii ferestrelor; α1, α2 – unghiurile de distribuție corespunzătoare începutului și sfârșitului procesului de evacuare, respectiv admisie. Deoarece ferestrele sunt poziționate pe înălțime în mod simetric față de PMS, în jurul acestui punct, pistonul le va masca parțial la sfârșitul evacuării și începutul admisiei. În această zonă înălțimea ferestrelor de distribuție H` (figura 4.7), care este inclusă de asemenea în relația de calcul a secțiunilor de trecere, se calculează cu relația: H'
H xp 2
- 29 -
(4.4)
unde: H [mm] – înălțimea maximă a ferestrelor de distribuție, adoptată construtiv de 25 [mm]; xp – deplasarea momentană a pistonului. După ce se trasează deplasarea pistonului xp, în funcție de rotația arborelui cotit, se poate stabili variația înălțimii H` în zona de mascare (figura 4.7). Lungimea arcului l variază liniar cu unghiul de rotaţie al arborelui cotit și astfel, secţiunea de trecere a cămășii de distribuţie poate fi trasată dacă se determină lungimea maximă a arcului corespunzătoare deschiderii complete a celor două ferestre: lmax 2
D 50 [mm] 180 2 180
(4.5)
unde: D = 97 [mm] – alezajul cilindrului. Secţiunile de trecere oferite de cămașa de distribuţie pentru evacuare şi admisie sunt la fel, deoarece s-au adoptat aceleași dimensiuni pentru cele patru ferestre din cilindru. Pentru construcția motorului MDR-2 s-a plecat de la motorul cu distribuție prin supape (SR-211) [9] și prin urmare, calculul secțiunilor de trecere pentru cămașa rotativă a fost Variaţia secţiunilor de trecere pentru motorul MDR-2 cu distribuţie prin cămașă rotativă 14
80 70
Cursa pistonului [mm]
PMS
PMS
12 10
60 50
8
40
6
30
4
20 2
10
12 0 18 0 24 0 30 0 36 0 42 0 48 0 54 0 60 0 66 0 72 0 78 0 84 0 90 0 96 0 10 20 10 80
0
Cursa pistonului Arie admisie Arie evacuare
0
60
0
Aria secțiunilor de trecere a gazelor [cm 2]
90
α [oRAC]
Fig. 4.8 Variația secțiunilor de trecere pentru motorul MDR-2 cu distribuție prin cămață rotativă
realizat în concordanță cu caracteristicile distribuției clasice. Pentru realizarea unor comparații
- 30 -
între cele două tipuri de distribuție, au fost determinate și secțiunile de trecere pentru motorul cu distribuție prin supape.
Variația secțiunii de trecere în cazul admisiei prin supapă 10 9 8 7
Aa [cm2]
6 5
Aa
4 3 2 1 0 0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
220
240
o
α [ RAC]
Fig. 4.9 Variația secțiunii de trecere în cazul admisiei prin supapă
Variația secțiunii de trecere în cazul evacuării prin supapă 9 8 7
5 Ae 4 3 2 1
90 10 0 11 0 12 0 13 0 14 0 15 0 16 0 17 0 18 0 19 0 20 0 21 0 22 0 23 0 24 0 25 0 26 0
80
70
60
50
40
30
20
10
0
0
Ae [cm2]
6
α [°RAC]
Fig. 4.10 Variația secțiunii de trecere în cazul evacuării prin supapă
- 31 -
4.4. Sistemul de variație al raportului geometric de comprimare pentru motorul MDR-2
Încercările realizate pe motorul cu distribuție prin cămașă, în cadrul cărora s-au folosit mai multe tipuri de chiulasă (figura 4.11) și pistoane (figura 4.12), au condus către alegerea unei variante optime pentru arhitectura camerei de ardere [4, 7]. Astfel, s-a
constatat
că
motorul
MDR-2
funcționează în parametri normali atunci când a fost folosită varianta camerei de ardere ilustrată în figura 4.2-a. Această arhitectură a camerei de ardere este obținută prin folosirea pistonului cu cameră Heron și
Fig. 4.11 Tipuri de chiulase pentru motorul MDR-2
a capacului de cilindru cu degajări corespunzătoare ferestrelor de admisie, respectiv evacuare din cilindru. Așa cum se poate observa în figura 4.2-a,
arhitectura
camerei
de
ardere
adoptată oferă posibilitatea funcționării motorului cu εv = 8,7. Pentru obținerea unui interval de valori ale raportului geometric
de
comprimare
disponibile
pentru variația acestuia, în primul rând au fost realizate unele modificări la nivelul blocului motor, chiulasei și pistonului. S-a obținut astfel, un interval cuprins între
Fig. 4.12 Tipuri de pistoane pentru motorul MDR-2
8,7:1 și 10,2:1. Mecanismul de control al εv, ce urmează a fi prezentat, va lucra în scopul variației volumului camerei de ardere și implicit a raportului geometric de comprimare (în mod continuu) în timpul funcționării motorului, ținând cont de informațiile transmise de anumiți senzori referitoare la regimul de funcționare (sarcină și turație).
- 32 -
Evoluția raportului geometric de comprimare în funcție de reducerea înălțimii camerei Heron din piston, poate fi urmărită în tabelul 4.1 [7]. Tabelul 4.1 Variația εv în funcție de înălțimea camerei de ardere din piston hHeron [mm] 16,6
S [mm] 85
Vheron [mm3] 58695,819
4 x Vd [mm3] 16660
Vs [mm3] 628133,962
Vc [mm3] 81267,668
Vc + VS [mm3] 709401,630
8,73
15,4
83,8
54337,802
16660
619266,188
76909,651
696175,840
9,05
13,6 13 12 11,6 10,4 9,6
82 81,4 80,4 80 78,8 78
47800,776 45621,767 41990,086 40537,414 36179,396 33274,051
16660 16660 16660 16660 16660 16660
605964,528 601530,641 594140,830 591184,905 582317,132 576405,282
70372,625 68193,616 64561,935 63109,263 58751,245 55845,901
676337,153 669724,258 658702,765 654294,168 641068,377 632251,184
9,61 9,82 10,20 10,37 10,91 11,32
εv
Din punct de vedere al rigidității chiulasei în zonele de fixare ale acesteia pe cilindru prin intermediul prezoanelor 1 (figura 4.13), modificarea de 4mm a fost compensată prin montarea capacului de etanșare 2. Acesta este fixat de chiulasă prin intermediul celor patru șuruburi 3, și are rolul de a asigura un circuit separat al lichidului de răcire pentru chiulasă prin racordurile 4 [48].
Fig. 4.13 Detalii privind montarea capacului de etanșare privind circuitul de răcire al chiulasei
- 33 -
După realizarea modificărilor, pentru a varia volumul camerei de ardere este nevoie de un mecanism care să permită chiulasei să se deplaseze față de cilindru. În figururile 4.14 și 4.15 [48] este prezentat mecanismul de control al εv, care este format din arborele 1, montat cu excentric în lagărele 2 prin intermediul cuzineților 3 și concentric în lagărele 4 prin intermediul cuzineților 5. Lagărele 2 și 4 fac corp comun cu capacul de etanșare 6, respectiv suportul fix 7. Acesta din urmă este fixat față de prezoanele 8 prin intermediul piulițelor 9 și corpurilor de fixare 10.
Fig. 4.14 Modelul 3D al mecanismului de control εv pentru motorul MDR-2
Fig. 4.15 Secțiune prin mecanismul de variație al εv pentru motorul MDR-2
- 34 -
Controlul raportului geometric de comprimare în intervalul 8,5:1 – 10,2:1 este realizat în baza informațiilor primite de la anumiți senzori referitoare la regimul de funcționare al motrului. Prin acționarea arborelui cu excentric 1, de către un actuator prin intermediul unui reductor melcat într-un sens sau altul, este realizată o deplasare de maxim 2mm a chiulasei 6 față de blocul motor 12 (figura 4.15). Folosirea acestui mecanism presupune ca racordurile 4 (figura 4.13) prin care este realizată răcirea chiulasei să fie modificate, rezultând un nou tip de racord 11 (figura 4.14). Deși această variantă se prezintă la prima vedere ca fiind ușor de implementat, în realitate există numeroase complicații din punct de vedere constructiv. Una dintre acestea o reprezintă modul de ungere al lagărelor 2 și 4 (figura 4.15), accesul fiind dificil datorită spațiului redus dintre suportul fix 7 și capacul de etanșare 6.
a) εv = 10,2 b) εv = 8,5 Fig. 4.16 Mecanismul de variație a εv în pozițiile extreme
4.5. Concluzii Studiul motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă – MDR-2 a fost realizat, în principal, datorită avantajului pe care acest sistem de distribuție îl oferă în cazul implementării unui mecanism de variație a raportului geometric de comprimare, asemănător cu cel prezentat în acest capitol. Lipsa supapelor ușurează posibilitatea de a varia volumul camerei de ardere prin folosirea diferitelor metode ce implică deplasarea chiulasei față de cilindru. De asemenea, distribuţia prin ferestre, oferă condiţii mai bune pentru obținerea unei camere de ardere cât mai compactă, cu posibilitatea montării bujiei cât mai aproape de centru. Prin posibilitatea folosirii mai multor tipuri de chiulasă și piston, se pot obține diferite valori pentru volumul camerei de ardere și în acest mod, cercetările asupra motorului MDR-2 pentru mai multe valori ale εv, se pot realiza cu ușurință.
- 35 -
Chiar dacă sistemul de distribuție prin ferestre al motorului MDR-2 prezintă unele avantaje față de cel clasic, din punct de vedere al fiabilității și al condițiilor actuale impuse funcționării motoarelor cu ardere internă, distribuția prin supape rămâne în continuare, cea mai bună variantă. Totuși, în cazul motorului MDR-2, cecetările vizate în viitorul apropiat, se vor axa pe studiul diferitelor metode de realizare a etanșării cilindrului, acest lucru reprezentând principalul dezavantaj al distribuției prin cămașă rotativă. Eliminarea acestui inconvenient va conduce fără îndoială către propunerea unui nou tip de distribuție care va putea concura cu cel clasic. După eliminarea dezavantajelor distribuției motorului MDR-2, se poate implementa cu ușurință un sistem de variație a raportului geometric de comprimare. Mecanismul descris, reprezentând și obiectul unui brevet, este capabil să modifice volumul camerei de ardere printr-o deplasare de numai 2mm a chiulasei față de blocul motor, producând astfel o variație a εv în intervalul cuprins între 8,5:1 – 10,2:1.
- 36 -
5. Determinarea stării de solicitare din componentele motoarelor cu raport de comprimare variabil 5.1. Introducere Studiul solicitărilor este realizat prin intermediul metodei elementelor finite. Astfel, după determinarea mărimilor forţelor pentru o serie de poziţii succesive ale mecanismului motor (funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit), cu ajutorul software-ului specializat Ansys, se va analiza gradul de solicitare asupra elementelor principale ale mecanismului motor MDR-2. 5.2. Determinarea solicitărilor cămășii rotative de distribuție și componentelor mecanismelor bielă-manivelă al motorului MDR-2 5.2.1. Utilizarea metodei elementelor finite pentru calculul solicitărilor. Avantaje, dezavantaje și limitări Elementul finit tetraedral Cel mai simplu element finit care poate fi utilizat în analiza câmpurilor de deplasări și deformații din corpurile solide tridimensionale este cel tetraedral (figura 5.1) [18]. Acesta are patru fețe triunghiulare și poate
fi
folosit
în
modelarea
corpurilor cu formă complexă. În cele
Fig. 5.1 Elementul finit tetraedral [18]
patru vârfuri ale tetraedrului (cele
patru noduri) sunt considerate câte trei deplasări necunoscute. Numărul gradelor de libertate este: 3x4 = 12.
- 37 -
Elementul finit hexaedral Elementul finit tip hexaedru (figura 5.2) prezintă trei grade de libertate pentru fiecare nod, numărul total al acestora fiind egal cu 24 [18].
Fig. 5.2 Elementul finit tip hexaedru [18]
5.2.2. Analiza cămășii rotative de distribuție În cazul cămășii de distribuție a motorului MDR-2, deși se pot realiza mai multe modele cu grosimi și caracteristici ale materialului diferite, analiza cu elemente finite a fost efectuată pentru o cămașă din oțel (OL 50), având ca dimensiuni principale (în mm) cele arătate în figura 5.3. Trebuie precizat că, aceste dimensiuni nu au fost determinate pe cale analitică, ele fiind obținute prin măsurători asupra componentelor motorului MDR-2. Pentru eventuale optimizări, în cadrul cărora se pot analiza mai multe cămăși cu dimensiuni diferite față de cele inițiale, modelul 3D al cămășii rotative de distribuție a fost realizat parametrizat cu ajutorul Fig. 5.3 Principalele dimensiuni ale cămășii de distribuție
programului Catia V5, urmându-se pașii prezentați în lucrarea [50]. - 38 -
Respectându-se legile mișcării pistonului, evoluția presiunii în cilindru și a momentului monocilindric, au fost considerate două cazuri în care asupra cămășii rotative acționează forțele exercitate de presiunea maximă a gazelor (α = 375oRAC) și momentul motor maxim (α = 385oRAC). Cazul nr. 1 Presupunem poziția manivelei arborelui cotit la α = 375oRAC. Conform cronomanogramei, în acest caz valoarea presiunii în cilindru este maximă. Ținând cont și de legile de mișcare ale pistonului, vom avea: Xp = 2 [mm] – deplasarea pistonului; p = 6,796 [Mpa] – presiunea gazelor din cilindru; Fg = 49328 [N] – forța exercitată de presiunea gazelor asupra pistonului; F = 44005 [N] – forţa totală care acţionează în lungul axei cilindrului; M = 624 [Nm] – momentul motor. Cu ajutorul programului Ansys, după discretizarea modelului 3D (figura 5.5) în elemente finite tip hexaedru, presiunea gazelor și momentul motor au fost aplicate conform schiței ilustrată în figura 5.4.
Fig. 5.4 Schema de calcul cores-punzătoare cazului nr. 1
Fig. 5.5 Discretizarea modelului 3D al cămășii rotative și aplicarea constrângerilor conform cazului nr. 1: A – stabilirea suportului fix (încastrare); B – presiunea p distribuită uniform; C – momentul motor M.
- 39 -
Presiunea gazelor este aplicată modelului discretizat ca presiune distribuită prin intermediul a 2067 noduri, acestea reprezentând zona solicitată maxim în acest caz și delimitată pe schema de calcul (figura 5.4) de cotele 165mm și 162,2mm. Momentul motor este aplicat întregii cămăși, în sens trigonometric de rotație, prin intermediul a 131752 noduri. În figurile 5.6,...,5.9 sunt ilustrate deformațiile, rezistențele echivalente (von-Mises) precum și factorul de siguranță corespunzător primului caz de analiză, atât pentru întreaga cămașă de distribuție, cât și pentru zonele de interes maxim.
a)
b)
Fig. 5.6 Secțiuni – deformații totale [mm] cămașă rotativă: a) perimetru fereastră; b) secțiune longitudinală; c) secțiune transversală;
c)
- 40 -
Fig. 5.7 Deformațiile totale [mm] și rezistența echivalentă [MPa] ale cămășii rotative
a)
b)
c)
d)
Fig. 5.8 Deformații [mm] după axa X ale cămășii: a) modelul 3D; b) secțiune transversală; c) secțiune longitudinală; d) perimetru fereastră
- 41 -
În figurile 5.6 și 5.7 se poate observa că valoarea maximă a deformațiilor totale este prezentă în partea superioară a cămășii de distribuție (zona ferestrelor de distribuție). În ceea ce privește deformațiile după axele X, Y, Z, valorile acestora sunt egale, în cazul axelor X și Z – 0,03mm – (vezi figura 5.8), iar pentru axa Y, valoarea maximă este de 0,019mm, prezentă tot în zona ferestrelor de distribuție. Deoarece Fig. 5.9 Factorul de siguranță
poziția
valorii
maxime
a
deformațiilor totale este diferită față de cele prezente în cazul deformațiilor după axele X, Y și
Z, au fost realizate secțiuni diferite așa cum poate fi observat în figurile 5.6, 5.7. Astfel, pentru deformațiile totale, secțiunea 1-2 (figura 5.6-b) este definită prin punctele 1(42,808; 27,722; 208,2) și 2(42,808; 27,722; 0), unde coordonatele sunt date în mm, iar sistemul de coordonate este cel prezentat în figurile 5.4 și 5.5. În cazul deformațiilor după axa X, secțiunea 1-2 (figura 5.8-c) este definită prin punctele 1(22,706; -45,667; 208,2) și 2(22,706; -45,667; 0). În ceea ce privește secțiunea transversală (figurile 5.6-c și 5.8-b), aceasta este aceeași în toate cazurile, definită prin lungimea arcului de cerc corespunzător secțiunii cămășii de distribuție. În figurile 5.10 și 5.11 sunt prezentate graficele evoluției deformațiilor cămășii de distribuție în zonele descrise anterior.
a)
Fig. 5.10 Deformații totale secțiune transversală cămașă rotativă
- 42 -
a)
b)
c)
Fig. 5.11 Deformații după axa X cămașă de distribuție: a) secțiune transversală; b) secțiune longitudinală; c) perimetru fereastră.
- 43 -
În cazul în care se ia în considerare și influența câmpului de temperaturi prezent în camera de ardere, atunci solicitările, în mod evident, vor fi mai mari. În mod asemănător cazului anterior, sunt determinate și prezentate în figurile 5.12,...,5.14, solicitările cămășii de distribuție atunci când în analiza cu elemente finite este introdusă o valoare a temperaturii de 473,15K (față de 296,15K anterior).
a)
b)
d)
c)
e)
Fig. 5.12 Rezultatele analizei MEF atunci când se ia în considerare și influența temperaturii: a) b) c) d) e)
Deformații totale; Rezistențele echivalente (von-Mises); Deformații totale – secțiune longitudinală; Deformații totale – secțiune transversală; Deformații totale – perimetru fereastră.
- 44 -
a)
b)
c)
d)
Fig. 5.13 Deformațiile după axa X: a) modelul 3D; b) secțiune longitudinală; c) secțiune transversală; d) perimetru fereastră.
Fig. 5.14 Factorul de siguranță
- 45 -
a)
b)
c)
Fig. 5.15 Deformațiile după axa X ale cămășii de distribuție: a) secțiune longitudinală; b) secțiune transversală; c) perimetru fereastră de distribuție.
- 46 -
a)
b)
d)
e)
c)
f)
Fig. 5.16 Rezultatele analizei cămășii de distribuție în cazul reducerii cu 1 mm a diametrului exterior: a) deformații totale; b) deformații după axa X; c) deformații după axa Y; d) deformații după axa Z; e) rezistențele echivalente; f ) factorul de siguranță.
a)
b)
c)
Fig. 5.17 Deformațiile maxime în cazul majorării Dext cămașă cu 1 mm și εv de la 10,2:1 la 11,6:1: a) totale; b) după axa X; c) după axa Y.
- 47 -
Fig. 5.18 Rezistențele echivalente și factorul de siguranță pentru majorarea Dext cămașă cu 1 mm și εv de la 10,2:1 la 11,6:1
5.2.3. Analiza pistonului În cazul pistonului MDR-2, după discretizarea modelului 3D în elemente finite tip tetraedru (figura 5.19-a) însumând 500971 noduri, au fost aplicate constrângerile așa cum pot fi observate în figura 5.19-b. Presiunea gazelor este aplicată uniform pe suprafața pistonului, iar suportul fix este definit prin locașurile bolțului.
a) b) Fig. 5.19 Discretizarea (a) și aplicarea constrângerilor (b) pistonului – modelul 3D: A – suportul fix; B – presiunea gazelor.
- 48 -
Valoarea presiunii aplicată asupra modelului 3D este cea maximă înregistrată atunci când motorul funcționează cu raportul geometric de comprimare 10,2:1 (pentru α = 375o RAC – pg = 6,796MPa). Rezultatele analizei cu elemente finite atunci când se iau în considerare și valorile temperaturii mai sus menționate, pot fi urmărite în figurile 5.20,..., 5.22.
a)
b)
Fig. 5.20 Deformațiile după axele X (a) și Y (b) ale pistonului
a)
b)
Fig. 5.21 Deformațiile după axa Z (a) și deformațiile totale (b)
- 49 -
a) b) Fig. 5.22 Rezistențele echivalente (a) și factorul de siguranță (b) Deformații după axa X - manta piston 7,00E-03
Deformații [mm]
5,00E-03 3,00E-03 1,00E-03
a)
-1,00E-03 -3,00E-03 -5,00E-03 -7,00E-03 8
38
68
98
128
158
188
218
248
278
308
Lungimea arcului de cerc corespunzător mantalei [mm]
Deformații după axa Y - manta piston 1,00E-02 8,00E-03
Deformații [mm]
6,00E-03 4,00E-03
b)
2,00E-03 0,00E+00 -2,00E-03 -4,00E-03 -6,00E-03 -8,00E-03 -1,00E-02 8
38
68
98
128
158
188
218
248
278
308
Lungimea arcului de cerc corespunzător mantalei [mm]
Fig. 5.23 Graficele deformațiilor mantalei după axele X (a) și Y (b)
- 50 -
Odată cu deformarea pistonului, canalele pentru segmenți se înclină față de planul transversal, împiedicând aplicarea normală a acestora pe oglinda cilindrului. Chiar dacă segmenții sunt proiectați și construiți corespunzător, sarcina lor de etanșare nu poate fi îndeplinită integral dacă pistonul funcționează cu jocuri diametrale mari. În figura 5.24 pot fi umărite graficele deformațiilor canalelor de segmenți după axele X și Y, în cazul cărora, de asemenea, valorile maxime nu trebuie să depășească jocul diametral impus modelului fizic (0,097mm pe rază).
a)
b)
c)
d)
e)
f)
Fig. 5.24 Deformațiile după axele X și Y ale canalelor de segmenți: - primul segment de compresie: a) deformații după axa X; b) deformații după axa Y; - al 2-lea segment de compresie: c) deformații după axa X; d) deformații după axa Y; - segmnetul de ungere: e) deformații după axa X; f) deformații după axa Y;
- 51 -
Așa cum se poate urmări în figura 5.24, valoarea maximă a deformațiile după axele X și Y în regiunea port segmenți (≈0,026mm după axa Y) este înregistrată în dreptul canalului segmentului de ungere, deoarece secțiunea transversală corespunzătoare acestuia, este redusă din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului raclat de segment. Cu toate acestea, valoarea jocului Δc` nu este depășită. În figurile 5.25 și 5.26 pot fi urmărite graficele deformațiilor canalelor de segmenți trasate conform secțiunilor prezentate în figura 5.40. Deformațiile canalelor de segmenți după axa X 3,00E-02 2,50E-02 2,00E-02 1,50E-02
Deformații [mm]
1,00E-02
5.2.4. A n 0,00E+00 a -5,00E-03 l i -1,00E-02 z -1,50E-02 a -2,00E-02 5,00E-03
-2,50E-02 -3,00E-02 0
X-canal segment 1 compresie X-canal segment 2 compresie X-canal segment ungere
b 15 i 30 45 60 75 90 105 120 135 150 165 180 195 210 225 240 255 270 285 300 Lungimea arcului de cerc corespunzător secțiunii [mm] e l e Fig. 5.25 Deformațiile canalelor de segmenți după axa X i Deformațiile canalelor de segmenți după axa Y
3,00E-02 2,50E-02 2,00E-02 1,50E-02
Deformații [mm]
1,00E-02 5,00E-03 0,00E+00 -5,00E-03 -1,00E-02
Y-canal segment 1 compresie Y-canal segment 2 compresie
-1,50E-02
Y-canal segment ungere
-2,00E-02 -2,50E-02 -3,00E-02 0
15
30
45
60
75
90
105 120 135 150 165 180 195 210 225 240 255 270 285 300
Lungimea arcului de cerc corespunzător secțiunii [mm]
Fig. 5.26 Deformațiile canalelor de segmenți după axa Y
- 52 -
5.2.4. Analiza bielei Solicitarea la întindere σtφi
σtφe
Forța de întindere Ft (figura 5.27-a), are valoarea maximă atunci când pistonul se
σti
află la PMS (începutul cursei de σti
admisie), deci forța de presiune a gazelor este neglijabilă. Pentru analiza MEF cu programul
Ansys,
forța
de
întindere
este
distribuită
uniform pe jumătatea superioară a
piciorului
Valoarea
(figura
maximă
5.28).
introdusă
corespunde cu cea a forței de Fig. 5.27 Schemă de calcul pentru solicitarea la întindere: a) dimensiuni caracteristice corpului de bielă; b) piciorul bielei; c) capul bielei
inerție calculată cu relația:
Ft m p rm 2 1 b 1648,332 [ N ] ,
(5.1)
unde: mp = 0,813[kg] – masa grupului piston; rm = 0,0155[m] – raza medie a piciorului bielei (figura 5.50-b); ω = 314,159[rad/s] – viteza unghiulară a arborelui cotit calculată pentru turația n = 3000[rot/min]; λb = 0,3012 – raportul rază manivelă/lungime bielă.
- 53 -
Discretizarea modelului 3D al bielei a fost realizată pentru fiecare componentă în parte, astfel: a) pentru corpul și capul bielei s-au folosit
elemente
tip
tetraedru
însumând 254 688 noduri (figura 5.29-a); b) pentru bucșa din piciorul bielei
și
cuzineții
capului
–
elemente tip hexaedru însumând 146 203 noduri (figura 5.29-b). Fiecărei componente a fost atribuit materialul corespunzător, Fig. 5.28 Aplicarea constrângerilor asupra bielei MDR-2 – modelul 3D: A – suportul fix; B – forța de întindere.
astfel: 41MoC11 pentru bielă; CuAl 10Fe3 pentru bucșa din piciorul bielei; CuSn12Ni pentru cuzineții
montați în capul bielei. În cadrul analizei, între componentele
modelului
3D
(fețele de contact între: cuzineți și capul de bielă; bucșa și piciorul bielei; corpul și capul bielei), au fost stabilite pentru simplificarea
calculelor,
constrângeri de tipul ,,Bonded”, conform căreia nu sunt permise
a)
b)
Fig. 5.29 Discretizarea bielei – modelul 3D: a) corpul și capul bielei; b) cuzineții montați în capul bielei
alunecări sau separări între fețele ori muchiile modelelor 3D. Acest tip de contact permite obținerea unor soluții liniare, deoarece lungimea/aria elementelor constrânse nu se vor schimba în timpul aplicării forței Ft. În figura 5.30 pot fi urmărite rezultatele analizei cu elemente finite pentru biela MDR2 atunci când modelul 3D este solicitat de către forța de întindere Ft, calculată anterior (relația 5.1) și aplicată conform schemei prezentată în figura 5.27-a.
- 54 -
a)
b)
d)
e)
c)
f)
Fig. 5.30 Rezultatele analizei modelului 3D al bielei MDR-2: a) deformațiile totale; b), c), d) deformațiile după axele X, respectiv Y, Z; e) rezistențele echivalente; f) factorul de siguranță
Așa cum se poate observa în figura 5.30-d, valoarea maximă a deformațiilor este înregistrată în dreptul piciorului bielei, pe direcția axei Z (≈0,0106mm). Aceasta nu trebuie să depășească 1/2 din jocul de montaj pentru a se preveni gripajul bolțului. La motorul MDR-2, bolțul fiind flotant, acest joc este Δ` = 0,0015 ∙ deb = 0,0375mm, unde deb = 25mm reprezintă diametrul exterior al bolțului. În acest caz, deformațiile modelului 3D, conform sistemului de coordonate folosit (figurile 5.27-a și 5.28), deformațiile după axele Y și Z necesită o atenție specială.
- 55 -
În figurile 5.31 și 5.32 pot fi urmărite grafic, modul în care evoluează deformațiile diametrului interior și exterior al piciorului bielei, respectiv bucșei montată în picior, precum și deformațiile secțiunii longitudinale a corpului de bielă. Deformațiile după axele Y și Z ale diametrului interior bucșă, respectiv picior bielă 1,20E-02
1,00E-02
Deformații [mm]
8,00E-03
Y - Di bucșă Z - Di bucșă Y - Di picior Z - Di picior
6,00E-03
4,00E-03
2,00E-03
0,00E+00
-2,00E-03
a)
-4,00E-03 0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
Lungimea arcului de cerc corespunzător diametrului [mm]
Deformații după axele Y și Z - diametru exterior picior bielă 1,10E-02 1,00E-02 9,00E-03 8,00E-03
Deformații [mm]
7,00E-03 6,00E-03 5,00E-03
Y - De picior Z - De picior
4,00E-03 3,00E-03 2,00E-03 1,00E-03 0,00E+00 -1,00E-03 -2,00E-03 -3,00E-03 0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95 100 105 110 115
Lungimea arcului de cerc corespunzător diametrului [mm]
Fig. 5.31 Deformațiile după axele Y și Z – diametru interior bucșă, respectiv picior bielă (a) și diametru exterior picior bielă (b)
- 56 -
b)
1,30E-04
6,00E-03
1,20E-04
5,50E-03
1,10E-04
5,00E-03
1,00E-04
4,50E-03
9,00E-05
4,00E-03
8,00E-05
3,50E-03
7,00E-05
3,00E-03
6,00E-05
2,50E-03
5,00E-05
2,00E-03
4,00E-05
1,50E-03
3,00E-05 2,00E-05
1,00E-03
1,00E-05
5,00E-04
0,00E+00 0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
X Y Z
Deformații după axa Z [mm]
Deformații după axele X , Y [mm]
Deformații după axele X , Y , Z - secțiune longitudinală corp bielă
0,00E+00 95 100 105 110 115 120
Lungime corp bielă [mm]
Fig. 5.32 Deformații după axele X, Y și Z – secțiune longitudinală corp bielă
În cazul deformațiilor corpului bielei (figura 5.32), graficele au fost trasate pentru secțiunea longitudinală (figura 5.49) definită prin punctele 1(0; 0; 149,5) și 2(0; 0; 28,5), unde coordonatele sunt date în mm, iar sistemul de coordonate este cel prezentat în figurile 5.27-a și 5.28. Valoarea maximă a deformațiilor totale (≈0,056mm) este înregistrată în punctul de coordonate (0; 0; 141,75), corespunzător secțiunii m – m (figura 5.27-a).
a)
b)
c)
Fig. 5.33 Deformațiile după axele X, Y, Z ale secțiunii longitudinale corp bielă – modelul 3D
- 57 -
În cazul capului de bielă forța de întindere este mai mare, deoarece în relația 5.1 este introdusă și masa corpului bielei. Astfel, forța Ft va fi:
Ft r 2 m p m1b 1 b m2b mcb 6250 [ N ] ,
(5.2)
unde: m1b = 0,223[kg] – masa concentrată în axa piciorului bielei; m2b = 0,583[kg] – masa concentrată în axa capului bielei; mcb = 0,178[kg] – masa capacului de bielă. Pentru determinarea deformațiilor în acest caz, a fost efectuată o analiză separată în cadrul căreia constrângerile au fost aplicate conform figurii 5.34.
Fig. 5.34 Stabilirea constrângerilor bielei: A-suportul fix; B-forța Ft
a)
b)
Fig. 5.35 Tensiunile echivalente (a) și factorul de siguranță (b)
Valoarea maximă a tensiunilor echivalente (figura 5.35) apar și în acest caz, în dreptul suprafețelor de contact dintre capac și corpul bielei. Deformațiile maxime ale capului de bielă (figura 5.36-a) nu trebuie să depășească 1/2 din jocul realizat la montajul bielei cu manetonul, în cazul motorului MDR-2 fiind Δ = 0,003 ∙ dM = 0,171mm (unde dM = 57mm – diametrul manetonului). Pentru verificarea îndeplinirii acestei condiții, în figurile 5.37,..., 5.40 sunt ilustrate secțiunile stabilite pentru diametrul interior al capului bielei, respectiv cuzinetului, precum și graficele deformațiilor corespunzătoare acestor secțiuni.
- 58 -
a)
b)
d)
e)
c)
f)
g)
Fig. 5.36 Deformații bielă MDR-2 – modelul 3D: a) totale; b), c), d) după axele X, Y, Z - diametru interior cap bielă; e), f), g) după axele X, Y, Z – diametru interior cuzinet cap bielă
- 59 -
Deformații după axele X , Y , Z - diametru interior cuzinet 1,50E-02 1,00E-02 5,00E-03 0,00E+00
Deformații [mm]
-5,00E-03 -1,00E-02
X - Di cuzinet Y - Di cuzinet
-1,50E-02
Z - Di cuzinet
-2,00E-02 -2,50E-02 -3,00E-02 -3,50E-02 -4,00E-02 -4,50E-02 0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
Lungimea arcului de cerc corespunzător diametrului [mm]
Fig. 5.37 Deformații după axele X, Y, Z – diametru interior cuzinet cap bielă
Deformații după axele X , Y , Z - diametru interior cap bielă 1,50E-02 1,00E-02 5,00E-03 0,00E+00
Deformații [mm]
-5,00E-03 -1,00E-02
X - Di cap bielă Y - Di cap bielă
-1,50E-02
Z - Di cap bielă
-2,00E-02 -2,50E-02 -3,00E-02 -3,50E-02 -4,00E-02 -4,50E-02 0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
Lungimea arcului de cerc corespunzător diametrului [mm]
Fig. 5.38 Deformații după axele X, Y, Z – diametru interior cap bielă
Pentru trasarea graficelor deformațiilor corpului bielei după axele X, Y, Z (figura 5.38), a fost definită secțiunea longitudinală (figura 5.39) a acestuia prin punctele 1(0; 0; 149,5) și 2(0; 0; 28,5). Valoarea maximă a deformațiilor totale în acest caz (≈ 0,015mm), este mai mică
- 60 -
decât cea înregistrată în cazul precedent (≈0,056mm), când analiza cu elemente finite a fost
a)
b)
c)
Fig. 5.39 Deformații după axele X (a), Y (b), Z (c) – secțiune longitudinală corp bielă (modelul 3D) Deformații după axele X , Y , Z - secțiune longitudinală corp bielă 1,00E-04
1,50E-03
-5,00E-05
-5,00E-04 -2,50E-03
-3,50E-04 -5,00E-04
-4,50E-03
-6,50E-04
-6,50E-03
-8,00E-04 -8,50E-03
-9,50E-04 -1,10E-03
-1,05E-02
-1,25E-03
Deformații după axa Z [mm]
Deformații după axele X , Y [mm]
-2,00E-04
X - secțiune longitudinală Y - secțiune longitudinală Z - secțiune longitudinală
-1,25E-02
-1,40E-03 -1,45E-02
-1,55E-03 -1,70E-03
-1,65E-02 0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
Lungime corp bielă [mm]
Fig. 5.40 Deformații după axele X, Y, Z – secțiune longitudinală corp bielă
concentrată asupra piciorului de bielă. 5.3. Concluzii În cadrul acestui capitol, prin studiul solicitărilor din componentele principale ale motorului MDR-2, s-a cercetat modul în care acest motor se comportă atunci când este - 61 -
implementat mecanismul de control al raportului geometric de comprimare descris în capitolul 4. În acest scop, s-a efectuat un calcul termic pentru determinarea valorilor maxime ale presiunii în cilindru și forțelor care acționează în mecanismul motor. Determinarea solicitărilor din acest mecanism a fost realizată pentru valoarea maximă a raportului geometric de comprimare impusă de mecanismul de control (εv = 10,2:1). Analiza cu elemete finite, realizată prin intermediul programului specializat Ansys, a fost concentrată în special asupra cămășii rotative de distribuție. Acest lucru se datorează numeroaselor probleme întâmpinate pe parcursul încercărilor efectuate în laboratorul de motoare al Universității Transilvania, acestea fiind rezolvate prin mai multe modificări aduse sistemului de distribuție. Astfel, construcția unui nou model de cămașă rotativă a impus, încă de la început, o analiză amănunțită pentru cercetarea comportamentului acesteia atunci când motorul ar funcționa cu valori ridicate față de cea inițială a raportului volumetric de comprimare. Analizele pistonului cu cameră de ardere Heron și bielei motorului MDR-2 au fost realizate în vederea verificării acestora în cazul solicitărilor apărute în mecanismul motor pentru raportul de comprimare maxim. Asupra pistonului, așa cum a fost descris în capitolul anterior, au fost aduse modificări în vederea obținerii intervalului de valori necesar funcționării mecanismului de control al raportului geometric de comprimare. Și în acest caz, analiza cu elemente finite este justificată prin rezultatele obținute privind starea de solicitare, în cazul unei valori ridicate a presiunii în cilindru, pentru noul model rezultat. Deși, odată cu majorarea presiunii, în mod evident cresc și forțele aplicate mecanismului motor, modelul inițial al bielei, din punct de vedere constructiv, se încadrează în limitele condițiilor impuse în exploatare.
- 62 -
6. Cercetări experimentale privind solicitările din componentele motoarelor cu raport de comprimare variabil 6.1. Introducere Cercetările experimentale realizate în cadrul prezentei lucrări au fost axate asupra mecanismului bielă-manivelă al motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă – MDR-2. Avându-se în vedere rezultatele obținute în capitolul 5, în mediul virtual prin metoda elementelor finite, au fost realizate măsurători cu traductoare electrotensometrice rezistive (în această lucrare se va folosi și termenul de mărci tensometrice) pentru pistonul și biela motorului studiat. Deși în realitate au fost efectuate teste pe motor doar cu un singur model de bielă, au fost cercetate deformațiile specifice și asupra altor trei modele, în cazul căror au fost aduse modificări (așa cum urmează a fi prezentat) în vederea reducerii masei acestora, acest lucru având o influență majoră în reducerea forțelor de inerție. 6.2. Măsurători cu traductoare electrotensometrice rezistive Aspecte privind tensometria electro-rezistivă Din punct de vedere a metodei de lucru, tensometria electrică face parte din metodele generale de măsurare pe cale electrică a mărimilor neelectrice [96]. Traductoarele utilizate în tensometrie se pot clasifica în funcţie de mărimea electrică în care este tradusă mărimea mecanică (traductoare rezistive, capacitive, inductive) sau în funcţie de mărimea mecanică măsurată (traductoare de deplasare, de deformaţie specifică, de viteză, de acceleraţie). Aceste criterii nu se exclud între ele. Astfel, pentru măsurarea unei deformaţii pot fi folosite atât traductoarele inductive, cât şi cele capacitive, iar cu un traductor inductiv se pot măsura fie deplasări, fie acceleraţii [96, 99]. Punți tensometrice În practică, măsurătorile cu mărci tensometrice implică rareori valori care să depășescă pragul de ε ∙10-3 (unde ε reprezintă deformația specifică). Prin urmare, este necesar un echipament adecvat care să prezinte acuratețe în măsurarea variațiilor foarte mici ale rezistenței electrice R, corespunzătoare mărcii tensometrice. De exemplu, în cadrul unui test oarecare asupra unei piese analizate, pentru care se produce o deformație specifică de 500ε, o - 63 -
marcă tensometrică, având constanta k = 2, va suferi o variație a rezistenței electrice de numai 2 ∙ (500 ∙ 10-6) = 0,1%. Pentru R = 120Ω, această variație are o valoare de doar 0,12Ω [62]. Pentru a măsura variațiile foarte mici ale rezistenței traductoarelor, avându-se în vedere și compensarea termică, mărcile tensometrice sunt utilizate aproape de fiecare dată în configurație de tip punte tensometrică (punte Wheatstone). În figura 6.3 este ilustrată o astfel de punte care constă în patru traductoare, reprezentate prin rezistențele aferente (R1, R2, R3, R4) și o sursă, VEX. Valoarea tensiunii de ieșire, VO, pentru această punte va fi [62, 99]:
R3 R2 VO VEX . R3 R4 R1 R2
(6.1)
Se consideră că, în acest caz, neavând introdusă nicio marcă tensometrică, puntea este echilibrată, VO având valoarea zero. În aceste condiții, orice schimbare apărută în oricare braț al punții, va conduce către o valoare a tensiunii VO diferită de zero. Prin înlocuirea lui R4 cu o marcă tensometrică activă, având rezistența exprimată prin RG (figura 6.4), atunci variația rezistenței acesteia cauzată prin deformație va fi: R RG k .
Fig. 6.1 Puntea Wheatstone [62]
(6.2) Dacă R1 = R2 și R3 = RG, atunci relația 6.1 se poate rescrie pentru definirea raportului VO/VEX în funcție de valoarea deformației specifice:
VO VEX
k 1 . 4 1 k 2
(6.3)
Acest tip de montaj poartă denumirea de sfert de punte, în care prezența valorii 1 k
2
reprezintă neliniaritatea tensiunii de ieșire în raport cu deformația specifică.
- 64 -
Fig. 6.2 Sfert de punte [62]
6.3. Descrierea echipamentului folosit în cadrul măsurătorilor cu mărci tensometrice Pentru efectuarea măsurătorilor cu mărci tensometrice, așa cum s-a prezentat mai sus, echipamentul utilizat trebuie să includă, pe lângă mărcile aferente, o punte tensometrică, placă de achiziție date și desigur, un program specializat necesar vizualizării și prelucrării datelor prelevate în cadrul măsurătorilor. În cazul acestei lucrări, s-a folosit o punte tensometrică de tipul „Traveller StrainMaster SGIT” (figura 6.3) distribuită de către ESA Messtechnik, având ca principale caracteristici cele prezentate în tabelul 6.1.
Fig. 6.3 Puntea tensometrică Traveller StrainMaster [123]
Fig. 6.4 Placă de achiziții date externă KUSB-3108 – Keithley [116]
Placa de achiziții date este de tipul „KUSB-3108” (figura 6.4) distribuită de Keithley – Tektronix Company. Aceasta oferă posibilitatea conexiunilor analogice individuale în cazul firelor pentru măsurători și poate fi instalată cu ușurință prin intermediul interfeței de conexiune cu calculatorul (USB) și a software-ului inclus. De asemenea, ca instrument de vizualizare și prelucrare a datelor, modelul KUSB-3108 dispune de software-ul specializat „A Quick DataAcq”. Principalele caracteristici ale acesteia sunt date în tabelul 6.2.
- 65 -
Tabelul 6.1 Caracteristicile punții Traveller StrainMaster [123] 8
Număr canale
Tipul punților tensometrice sfert de punte (120Ω și 350Ω), semipunte și punte completă cu realizabile
posibilitatea selecției asistată software
Voltajul punții
2,5V
Amplificare
100x și 1000x (selecție software)
Convertor A/D
16-Bit; Sigma/Delta (Σ/Δ)
Afișare valori măsurate
mV sau mV/V (selecție software)
Ecran și tastatură
ecran LCD și tastatură luminată pentru accesare meniu/setare punte și citire valori măsurate baterii 9 VDC (6 x LR14) sau sursă externă 230 VAC
Alimentare Interfață conectare PC (opțional)
USB 2.0
Conectare fire mărci tens.
conectori tip DB-9
Dimensiuni
L x l x Î: 220x105x90 [mm]
Masă
0,9 [kg]
Tabelul 6.2 Caracteristicele plăcii achiziție date KUSB-3108 – Keithley [116]
Descriere
Multifuncțional (cu posibilitate de amplificare)
Capacitate
50kS/s
Canale intrare analogice
16 SE/8 DI (1 CJC)
Canale ieșire analogice
2
Canale digitale I/O
17
Amplificare
1x, 10x, 100x, 500x
Conectare fire
terminale detașabile cu șurub (incluse)
Interfață conectare PC
USB 2.0
Principalele caracteristici ale mărcilor tensometrice folosite pentru măsurători pot fi urmărite în tabelul 6.3.
- 66 -
Tabelul 6.3 Caracteristicile mărcilor tensometrice folosite Caracteristici marcă tensometrică
Material Oțel
Aluminiu
Tipul
6/120LY11
6/120LY13
Rezistența electrică
120Ω±0,35%
120Ω±0,35%
Constanta traductorului (k)
2,08±1%
2,08±1%
Sensibilitate transversală
-0,1%
-0,1%
Coeficientul de temperatură
104±10[10-6/oC] 126±10[10-6/oC]
pentru constanta traductorului (k)
(-10,…, +45oC)
Coeficient de compensare a temperaturii (α) 10,8 [10-6/oC]
(-10,…, +45oC) 23,0 [10-6/oC]
6.4. Analiza cu elemente finite privind deformațiile specifice din pistonul și biela motorului MDR-2 6.4.1. Modelele de piston și bielă analizate În cazul motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă MDR-2, au fost realizate încercări, așa cum a fost prezentat în capitolul 4, utilizându-se două tipuri de piston: a) cu cameră Heron (pentru care au fost studiate solicitările în cadrul capitolului 5); b) piston cu cap plat (asemănător cu cel folosit la motarele SR-211, cu deosebirea că acesta prezintă o înălțare a capului de piston în comparație cu cel fabricat în serie). În figurile 6.5 și 6.6 pot fi urmărite principalele dimensiuni ale pistonului cu cap plat prin vederile 2D și 3D, precum și modelul fizic al pistonului.
Fig. 6.5 Dimensiuni principale pentru pistonul MDR-2 [38]
- 67 -
a) b) Fig. 6.6 Pistonul MDR-2 analizat: modelul fizic (a) și cel 3D (b)
a) b) Fig. 6.7 Modelul inițial al bielei analizate: a) 2D; b) 3D
În cazul bielei, analiza a fost realizată pentru modelul inițial cu care de asemenea, au fost efectuate teste pe motorul MDR-2, acest model fiind cel utilizat și la motoarele L-25 și SR-211. În vederea cercetării deformațiilor specifice produse în corpul bielei și pentru alte modele, au fost realizate unele modificări asupra acesteia prin care s-a urmărit modificarea centrului de greutate al bielei prin ușurare de material. Rezultatul acestor modificări este reducerea forțelor de inerție care acționează asupra mecanismului bielă-manivelă. Dimensiunile principale pentru cele 4 tipuri de bielă analizate pot fi urmărite în figurile 6.7 și 6.8, unde cotele sunt date în mm.
- 68 -
a)
b)
c)
Fig. 6.8 Modele 2D și 3D ale bielei MDR-2 rezultate în urma modificărilor
- 69 -
6.4.2. Rezultatele analizei cu elemente finite Din ansamblul piston-bolț-bielă, a fost eliminat capacul bielei, iar constrangerile au fost aplicate conform figurii 6.9. În cazul forței F1, care va supune sistemul la solicitarea de compresiune, în cadrul analizei cu mărci tensometrice pe mașina de compresiune, valoarea acesteia va fi de 10000N. Deoarece deformațiile specifice produse în corpul bielei sunt încadrate în domeniul liniar, rezultatele pot fi multiplicate cu raportul dintre forța maximă (F2 = 44005N, determinată în capitolul 5) corespunzătoare cazului în care motorul MDR-2 ar funcționa cu raportul maxim de comprimare (εv = 10,2:1) și cea cu care s-a acționat asupra ansamblului (F1 = 10000N).
Fig. 6.9 Constrângerile ansamblului
Fig. 6.10 Tensiunile echivalente ansamblu piston
3D: A-suportul fix;
și corp bielă (model inițial) pentru
B-forța F1
F1 = 10000N
- 70 -
a)
b)
c)
Fig. 6.11 Deformații specifice piston pentru F1 = 10000N după axele X (a), Y (b) și Z (c)
a)
b)
c)
Fig. 6.12 Deformații specifice corp bielă (modelul inițial) pentru F1 = 10000N după axele X (a), Y (b) și Z (c)
a)
b)
c)
Fig. 6.13 Deformații specifice corp bielă (modelul al 2-lea) pentru F1 = 10000N după axele X (a), Y (b) și Z (c)
- 71 -
a)
b)
c)
Fig. 6.14 Deformații specifice bielă (modelul al 3-lea) pentru F1 = 10000N după axele X (a), Y (b) și Z (c)
a)
b)
c)
Fig. 6.15 Deformațiile specifice ale bielei (modelul al 4-lea) pentru F1 = 10000N după axele X (a), Y (b) și Z (c)
Valorile maxime și minime pentru deformațiile specifice ale pistonului și modelelor de bielă, rezultate în urma analizei cu elemente finite, sunt trecute în tabelele 6.4 și 6.5 [52].
- 72 -
- 73 Tabelul 6.5 Deformațiile specifice minime ale pistonului și modelelor de bielă
Tabelul 6.4 Deformațiile specifice maxime ale pistonului și modelelor de bielă
6.5. Analiza cu mărci tensometrice privind deformațiile specifice din pistonul și biela motorului MDR-2 6.5.1. Pregătirea echipamentului și stabilirea modului de lucru în cadrul măsurătorilor cu mărci tensometrice Prin modul de montare al mărcilor tensometrice (figurile 6.16 și 6.17), deformațiile specifice măsurate în cazul pistonului și corpului de bielă MDR-2 sunt cele pe axa bolțului, respectiv axa bielei. Conform sistemului de coordonate folosit în analiza cu elemente finite (figura 6.14), deformațiile specifice au fost măsurate pentru axele X (cazul pistonului) și Z (cazul bielei).
Fig. 6.16 Marcă tensometrică atașată pistonului
Fig. 6.17 Marcă tensometrică atașată corpului de bielă
După șlefuirea zonelor corespunzătoare, mărcile tensometrice descrise anterior au fost atașate pieselor analizate prin folosirea adezivului de lipire la rece tip 1Z70. Conexiunea între acestea și puntea tensometrică s-a realizat prin intermediul a trei fire și conectori tip DB-9. Măsurătorile au fost realizate prin folosirea mărcilor tensometrice în montaj tip sfert de punte. Puntea tensometrică prezentată mai sus, oferă posibilitatea de realizare a acestui montaj pentru fiecare canal de intrare în parte. În figurile 6.18 și 6.19 sunt prezentate schemele de montaj (încorporat punții tensometrice SGIT) sfert de punte pentru o marcă tensometrică cu R = 120Ω, precum și schema lipirii firelor de legătură cu conectorii tip DB-9. Ansamblul piston-bolț-bielă a fost supus solicitării de compresiune prin aplicarea forței F1 = 10000N. În cadrul măsurătorilor, au fost analizate 4 montaje (figura 21), dintre care doar în primul caz (cel care curprinde biela inițială) au fost măsurate deformațiile specifice pentru piston. Eliminarea tensiunilor inițiale de ieșire în cazul mărcilor atașate pieselor de analizat (după conectarea firelor aferente mărcilor tensometrice cu puntea tensometrică SGIT – figura 6.22), a fos realizată prin metoda fizică prezentată mai sus,
- 74 -
conform căreia montajul sfert de punte a fost echilibrat prin adăugarea unor valori suplimentare a rezistenței electrice.
Fig. 6.18 Schema montajului sfert de punte inclus SGIT [62]: 1-semnal +; 2-alimentare +; 3-conexiune centru sfert punte; 4-alimentare –; 5-pin inactiv (orb); 6-semnal –; 7-conexiune rezistență inactivă D120; 8- conexiune rezistență inactivă D350; 9-împământare.
Fig. 6.19 Schema montajului celor 3 fire cu conectorii DB-9 [62]
Fig. 6.20 Modele de bielă analizate cu mărci tensometrice
În figura 6.20 sunt arătate tipurile de biele care au fost analizate, iar în figura 6.23 este prezentat modul în care ansamblul a fost poziționat pe mașina de compresiune. Citirea valorilor forței de compresiune s-a efectuat prin intermediul unui traductor de forță care funcționează în baza informațiilor date de către mărcile tensometrice atașate pe acesta. În mod evident, și acestea din urmă au fost conectate la puntea tensometrică, fiind posibilă astfel,
- 75 -
citirea și prelucrarea în timp real a datelor referitoare atât la forța care acționează asupra sistemului, cât și deformațiilor specifice ale pistonului și bielei.
Fig. 6.22 Conectarea firelor aferente mărcilor tensometrice și anularea tensiunilor inițiale
Fig. 6.21 Ansamblurile analizate cu mărci tensometrice
După echilibrarea punții tensometrice, procedura normală de calibrare a acesteia, constă în verificarea valorilor indicate de montajul mărcilor tensometrice cu o mărime mecanică predeterminată. Acest lucru, implică simularea unei deformații prin conectarea la unul din brațele punții tensometrice a unui Fig. 6.23 Poziționarea ansamblului pe mașina de compresiune
rezistor a cărui rezistențe electrice este cunoscută. În acest mod este creată o diferență ΔR cunoscută. Valoarea tensiunii de ieșire a
punții poate fi măsurată și comparată apoi cu cea care ar trebui să fie în mod normal indicată. Rezultatele pot fi utilizate apoi pentru corectarea intervalului de erori pe tot parcursul măsurătorilor. În cazul punții tensometrice SGIT, acest procedeu este ușurat prin modulul integrat de calibrare.
6.5.2. Rezultatele analizei cu mărci tensometrice Așa cum a fost prezentat, datele achiziționate prin intermediul plăcii KUSB-3108, au fost prelucrate cu ajutorul programului specializat A Quick DataAcq. Valorile forței de
- 76 -
compresiune, precum și cele ale deformațiilor specifice, au fost înregistrate atât pe parcursul aplicării forței asupra ansamblului (de la 0N la 10000N), cât și în cazul descreșterii acesteia (de la 10000N la 0N). Pentru fiecare ansamblu în parte, s-au efectuat câte 3 măsurători, rezultatele obținute putând fi urmărite în tabelele 6.6 și 6.7 în care cu A1, A2,..., D1, D2, s-au notat măsurătorile corespunzătoare fiecărui ansamblu în parte, iar cu D.s., deformația specifică. Tabelul 6.6 Rezultate analiză cu mărci tensometrice (F crescătoare)
Inițial
A2 A3 B1
Modif. 1
B2 B3 C1
Modif. 2
C2 C3 D1
Modif. 3
D2 D3
D.s. corp bielă [mm/mm]
F1 [N]
D.s. piston [mm/mm]
max.
9450,949097
1,05E-04
min.
1,248474121
4,95E-06
max.
10010,2655
1,19E-04
min.
4,993896484
4,83E-06
max.
10000,27771
1,23E-04
4,09E-04
min.
3,745422363
3,06E-06
2,35E-07
max.
10002,77466
-
8,45E-04
min.
3,745422363
-
1,33E-06
max.
10028,99261
-
min.
4,993896484
-
max.
10002,77466
-
8,54E-04
min.
3,745422363
-
1,94E-06
max.
10015,2594
-
4,32E-04
min.
1,248474121
-
1,30E-06
max.
10005,27161
-
min.
6,242370605
-
max.
10015,2594
-
5,06E-04
min.
1,248474121
-
1,18E-07
max.
10000,27771
-
3,77E-04
min.
1,248474121
-
1,66E-06
max.
10000,27771
-
min.
1,248474121
-
max.
10019,00482
-
4,07E-04
min.
2,496948242
-
-9,51E-07
Date măsurători A1
Media D.s. max. piston [mm/mm]
- 77 -
Media D.s. max. bielă [mm/mm]
2,34E-04 1,05E-04
1,16E-04
1,16E-04
1,16E-04
1,16E-04
3,76E-04 2,35E-07
8,30E-04 8,47E-07
4,88E-04 7,07E-07
3,99E-04 1,07E-06
3,39E-04
8,43E-04
4,75E-04
3,94E-04
Tabelul 6.6 Rezultate analiză cu mărci tensometrice (F descrescătoare) Media D.s. Date măsurători
F1 [N]
D.s. piston
max.
[mm/mm]
piston [mm/mm]
A1 Inițial
A2 A3 B1
Modif. 1
B2 B3 C1
Modif. 2
C2 C3 D1
Modif. 3
D2 D3
D.s. corp bielă [mm/mm]
max. 9450,949097
1,04E-04
2,27E-04
min.
3,745422363
6,01E-06
1,04E-04
max.
10010,2655
1,16E-04
min.
1,248474121
3,65E-06
max. 10000,27771
1,25E-04
4,23E-04
4,993896484
1,53E-06
7,53E-06
max. 10002,77466
-
9,64E-05
7,490844727
-
1,63E-05
max. 10028,99261
-
1,248474121
-
max. 10002,77466
-
9,08E-04
min.
1,248474121
-
8,71E-06
max.
10015,2594
-
4,53E-04
min.
3,745422363
-
5,89E-07
max. 10005,27161
-
min.
1,248474121
-
max.
10015,2594
-
5,32E-04
min.
1,248474121
-
3,53E-07
max. 10000,27771
-
3,79E-04
3,745422363
-
1,05E-05
max. 10000,27771
-
4,993896484
-
max. 10019,00482
-
3,72E-04
1,248474121
-
2,70E-05
min. min. min.
min. min. min.
1,15E-04
1,15E-04
1,15E-04
1,15E-04
3,72E-04 1,53E-06
8,74E-04 3,63E-07
5,68E-04 4,83E-06
3,99E-04 3,33E-06
Media D.s. max. corp bielă [mm/mm]
3,41E-04
6,26E-04
5,18E-04
3,83E-04
În figurile 6.24,..., 6.28, pot fi urmărite grafic evoluțiile deformațiilor specifice în cazul pistonului și corpurilor de bielă analizate.
- 78 -
Deformații specifice piston 125
Deformații specifice [10-6mm/mm]
110 95 80 65
A1 A2 A3
50 35 20 5 -10 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
10000
F [N]
Fig. 6.24 Deformații specifice după axa X ale pistonului Deformații specifice corp bielă
-10 -35
Deformații specifice [10-6mm/mm]
-60 -85 -110 -135 -160
A1 A2 A3
-185 -210 -235 -260 -285 -310 -335 -360 -385 -410 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
8000
F [N]
Fig. 6.25 Deformații specifice corp bielă – inițial
- 79 -
9000
10000
Deformații corp bielă 50 0 -50
Deformații specifice [10-6mm/mm]
-100 -150 -200 -250 -300 -350
B1 B2 B3
-400 -450 -500 -550 -600 -650 -700 -750 -800 -850 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
10000
F [N]
Fig. 6.26 Deformații specifice corp bielă – modificare 1
Deformații specifice corp bielă 0
Deformații specifice [10-6mm/mm]
-50 -100 -150 -200
C1 C2 C3
-250 -300 -350 -400 -450 -500 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
8000
F [N]
Fig. 6.27 Deformații specifice corp bielă – modificare 2
- 80 -
9000
10000
Deformații specifice corp bielă
-10
Deformații specifice [10-6mm/mm]
-60
-110
-160
D1 D2 D3
-210
-260
-310
-360
-410 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
10000
F [N]
Fig. 6.28 Deformații specifice corp bielă – modificare 3
În cazul funcționării motorului cu raportul geometric de comprimare εvmax = 10,2:1, forța care acționează asupra ansamblului piston-bolț-bielă este F2 = 44005N. În acest caz, având în vedere evoluția liniară a deformațiilor specifice în funcție de forța de compresiune aplicată ansamblului, valorile deformațiilor pot fi determinate prin multiplicarea celor obținute în cadrul analizei cu mărci tensometrice, cu raportul F2/F1 = 44005N/10000N ≈ 4,4. Rezultatele sunt trecute în tabelul 6.7, unde deformațiile specifice ale pistonului au fost considerate aceleași și în cazurile în care au fost analizate bielele modificate, iar valorile multiplicate au fost cele date de media aritmetică obținută din cele 3 măsurători corespunzătoare fiecărui caz în parte (tabelul 6.5). Tabelul 6.7 Deformațiile specifice în cazul aplicării forței F2 = 44005N Date măsurători
Deformații specifice [mm/mm]
F2 [N]
piston
corp bielă
Inițial
440005
5,09E-04
1,49E-03
Modificare 1
440005
5,09E-04
3,71E-03
Modificare 2
440005
5,09E-04
2,09E-03
Modificare 3
440005
5,09E-04
1,74E-03
- 81 -
Pentru realizarea unei comparații între aceste rezultate și cele obținute anterior în mediul virtual, în cazul modelelor 3D, au fost definite secțiunile corespunzătoare punctelor în care au fost atașate mărcile tensometrice. Astfel, pentru piston și bielă (figurile 6.17 și 6.18) mărcile tensometrice au fost lipite în punctele de coordonate (0; 12,119; 202,5), respectiv (0; 11,179; 112,07) corespunzătoare modelelor 3D ale acestora și incluse în secțiunile definite prin punctele 1(46,703; 12,119; 202,5), 2(-46,703; 12,119; 202,5) (cazul pistonului) și 1(0; 12,701; 69,097), 2(0; -10,074; 144,33) (cazul corpului de bielă). Aceste secțiuni pot fi urmărite în figurile 6.29 și 6.30 pentru F1 = 10000N, precum și F2 = 44005N.
a)
b)
c) d) Fig. 6.29 Deformații specifice – secțiuni piston și corp bielă (model inițial): a), b) secțiune transversală piston pentru F1 = 10000N, respectiv F2 = 44005N; c), d) secțiune longitudinală corp bielă pentru F1 = 10000N, respectiv F2 = 44005N
- 82 -
a)
b) Fig. 6.30 Deformații specifice pentru cele 3 corpuri de bielă modificate: a) F1 = 10000N; b) F2 = 44005N
În cazul pistonului, punctul de atașare al mărcii tensometrice pe modelul fizic corespunde cu zona centrală a secțiunii transversale prezentată în figura 6.29, unde este înregistrată și valoarea maximă a deformațiilor specifice corespunzătoare acestei secțiuni (≈ 1,17∙10-4mm/mm pentru F1 = 10000N și ≈5,29∙10-4mm/mm pentru F2 = 44005). Valorile deformațiilor pentru această secțiune în funcție de lungimea acesteia, pot fi urmărite în figura 6.31. Valoarea maximă a deformațiilor specifice în cazul secțiunii longitudinale a corpului de bielă este regăsită, de fiecare dată, în punctul 2 (figurile 6.29-b, d și 6.30). Analiza cu mărci tensometrice a vizat zona centrală a corpului bielei din mai multe considerente, unul dintre acestea fiind accesul dificil pentru lipirea mărcilor în zona piciorului bielei. Deși este posibilă atașarea acesteia cât mai aproape de zona critică, s-a ales analiza zonei centrale pentru determinarea modului în care deformațiile specifice evoluează în dreptul modificărilor aduse corpurilor de bielă. În figurile 6.32 și 6.33, pot fi urmărite deformațiile specifice în - 83 -
secțiunile corpurilor de bielă, iar în tabelul 6.8 sunt trecute valorile maxime ale acestora obținute în urma analizelor cu mărci tensometrice și elemente finite. Valorile măsurate prin intermediul mărcilor tensometrice în punctul (0; -11,179; 112,07) corespund pe grafic cu cele date de abscisa x = 43mm în funcție de lungimea secțiunii analizate cu metoda elementelor finite. Deformații specifice secțiune transversală piston 5,00E-04 4,60E-04
Deformații specifice [mm/mm]
4,20E-04 3,80E-04 3,40E-04 3,00E-04 2,60E-04
F1 F2
2,20E-04 1,80E-04 1,40E-04 1,00E-04 6,00E-05 2,00E-05 -2,00E-05 -6,00E-05 -1,00E-04 0
4
8
12
16
20
24
28
32
36
40
44
48
52
56
60
64
68
72
76
80
84
88
92
Lungime secțiune transversală [mm]
Fig. 6.31 Deformații specifice secțiune transversală piston pentru F1 = 10000N și F2 = 44005N Deformații specifice corp bielă - secțiune longitudinală -6,60E-04
-2,60E-04
Deformații specifice [mm/mm]
-7,40E-04
-3,20E-04
-7,80E-04
-3,50E-04
-8,20E-04 -3,80E-04 -8,60E-04 -4,10E-04
-9,00E-04
-4,40E-04
-9,40E-04
-4,70E-04
-9,80E-04
-5,00E-04
-1,02E-03
-5,30E-04
Deformații specifice (Modif. 1) [mm/mm]
-7,00E-04
-2,90E-04
Inițial-F1 Modif. 2-F1 Modif. 3-F1 Modif. 1-F1
-1,06E-03
-5,60E-04
-1,10E-03 0
3
6
9
12 15 18 21 24 27 30 33 36 39 42 45 48 51 54 57 60 63 66 69 72 75
Lungime secțiune longitudinală [mm]
Fig. 6.32 Deformații specifice secțiune longitudinală corp bielă pentru F1 = 10000N
- 84 -
Deformații specifice corp bielă - secțiune longitudinală -2,80E-03
-1,22E-03
-3,10E-03
Deformații specifice [mm/mm]
-1,42E-03
-3,25E-03
-1,52E-03
-3,40E-03 -1,62E-03 -3,55E-03 -1,72E-03
-3,70E-03
-1,82E-03
-3,85E-03
-1,92E-03
-4,00E-03
-2,02E-03
-4,15E-03
-2,12E-03
-4,30E-03
-2,22E-03
-4,45E-03
-2,32E-03
Deformații specifice (Modif. 1) [mm/mm]
-2,95E-03
-1,32E-03
Inițial-F2 Modif. 2-F2 Modif. 3-F2 Modif. 1-F2
-4,60E-03 0
3
6
9
12 15 18 21 24 27 30 33 36 39 42 45 48 51 54 57 60 63 66 69 72 75
Lungime secțiune longitudinală [mm]
Fig. 6.33 Deformații specifice secțiune longitudinală corp bielă pentru F2 = 44005N Tabelul 6.8 Deformațiile specifice maxime conform analizei cu mărci tensometrice și elemente finite Deformații specifice [mm/mm] Componentă
Analiză elemente
tensometrice
finite
F1 = 10000[N]
F2 = 44005[N]
F1 = 10000[N]
F2 = 44005[N]
1,16E-04
5,09E-04
1,15E-04
5,05E-04
Inițial
3,39E-04
1,49E-03
3,38E-04
1,49E-03
Modificare 1
8,43E-04
3,71E-03
8,36E-04
3,73E-03
Modificare 2
4,75E-04
2,09E-03
4,76E-04
2,01E-03
Modificare 3
3,94E-04
1,74E-03
4,01E-04
1,76E-03
Piston
Corp bielă
Analiză mărci
Rezultatele obținute în urma celor două tipuri de analiză (tabelul 6.8) sunt apropiate din punct de vedere al valorii deformațiilor specifice. Se poate observa că, în cazul analizei cu mărci tensometrice pentru F2, deformațiile au fost determinate prin înmulțirea celor obținute pentru F1, cu 4,4. În ceea ce privește analiza cu elemente finite, acestea au fost determinate în urma simulării aplicării forței F2 asupra sistemului. 6.6. Concluzii Măsurătorile cu mărci tensometrice, realizate urmându-se pașii menționați în cadrul acestui capitol, aduc un aport important în completarea rezultatelor obținute în urma analizei - 85 -
cu elemente finite, unde s-au determinat deformațiile specifice și tensiunile maxime din principalele componente ale motorului studiat. Utilizarea mărcilor tensometrice, în cadrul cercetărilor deformațiilor specifice, prezintă avanjul ușurinței cu care pot fi atașate în zonele de interes maxim ale pieselor studiate. Totuși, această analiză necesită o documentare amănunțită a fenomenului care stă la baza utilizării traductoarelor electro-rezistive. Simpla neglijare a modului de conexiune între mărcile tensometrice și puntea tensometrică poate cauza erori care influențează decisiv rezultatele experimentului. De asemenea, calibrarea punții tensometrice și utilizarea corectă a programului de prelucrare a datelor presupun o mare atenție din partea utilizatorului. Așa cum a fost prezentat, valorile obținute în cadrul celor două tipuri de analiză sunt apropiate, oferindu-se astfel, posibilitatea realizării unei corelații privind starea de solicitare asupra componentelor studiate pentru diferite condiții de funcționare. De asemenea, prin testarea celor 3 tipuri de bielă (diferite față de cel inițial), se poate sublinia faptul că, în cazul măsurătorilor cu mărci tensometrice, se obțin rezultate apropiate de cele oferite de analiza în mediul virtual prin metoda elementelor finite. Totuși, trebuie menționat că, apropierea cantitativ şi calitativ de realitate a rezultatelor obținute prin MEF este influențată în mare parte de capacităţile de modelare şi rezolvare oferite de programul utilizat şi în special, de abilităţile şi experienţa în domeniu a utilizatorului.
- 86 -
7. Contribuții personale și direcții viitoare de cercetare
7.1. Concluzii finale În urma cercetărilor privind stadiul actual în domeniul motoarelor cu raport geometric de comprimare variabil, se poate sublinia interesul major al marilor constructori de automobile privind optimizarea motoarelor cu ardere internă. Deși există numeroase soluții propuse, care prin rezultatele satisfăcătoare obținute din cercetări experimentale, susțin acest concept și îmbunătățirile aduse de acesta, producția în serie a unor astfel de motoare reprezintă în continuare o mare provocare. Printr-o evaluare generală a prezentei lucrări, se pot sublinia concluzii privind studiul motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă MDR-2 în vederea implementării unui mecanism de control al raportului geometric de comprimare, acesta fiind propus și spre brevetare. Acestea pot fi grupate astfel:
Cercetări privind îmbunătățirea funcționării motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă de distribuție;
Cercetări experimentale în cadrul cărora au fost testate diferite modele de chiulasă, piston și cămașă rotativă;
Proiectarea și brevetarea mecanismului de control al raportului geometric de comprimare;
Studiul solicitărilor din principalele componente ale mecanismului motor în cazul funcționării acestuia cu raportul maxim de comprimare, stabilit de mecanismul de control proiectat;
Măsurători cu mărci tensometrice în vederea determinării deformațiilor specifice ale pistonului și corpului de bielă.
În continuare, se pot descrie concluziile privind avantajele utilizării distribuției prin ferestre care, în comparație cu distribuția prin supape, oferă pentru aceleaşi unghiuri de distribuţie, o secţiune de trecere totală mai mare pentru evacuare şi aproximativ egală în cazul admisiei. Astfel, secțiunea de trecere este mai mare decât cea prezentă la supape, tocmai în perioada când viteza încărcăturii proaspete atinge valori ridicate. Acest lucru, corelat și cu pierderile gazodinamice mai reduse, oferă posibilitatea unei umpleri cu o cantitate mai mare - 87 -
de amestec proaspăt decât la admisia prin supapă. Creşterea performanței motorului este limitată prin supraîncălzirea supapei de evacuare datorită solicitării termice ridicate. În cazul cămășii rotative de distribuţie, creşterea de temperatură a marginilor ferestrelor este compensată prin răcirea produsă în timpul umplerii cu amestec proaspăt, aceasta realizânduse, prin aceleaşi ferestre. Prin urmare, suprafaţa mai mare obţinută cu ferestrele de distribuţie prezintă o eficienţă mai ridicată a golirii cilindrului de gaze arse, fără a se mări însă, solicitarea termică a sistemului de distribuţie. Studiul solicitărilor principalelor componente ale motorului MDR-2 a fost realizat cu metoda elementelor finite prin intermediul programului specializat Ansys. Această metodă reprezintă un proces complex, care presupune parcurgerea unor etape bine definite. Rezultatele obținute sunt apropiate cantitativ şi calitativ de realitate, acest lucru fiind influențat în mare măsură, de capacităţile de modelare şi rezolvare oferite de programul utilizat şi în special de abilităţile şi experienţa în domeniu a utilizatorului. Concluziile privind analiza cu metoda elementelor finite vizează câteva avantaje în comparaţie cu abordarea experimentală: -
reduce timpul de lucru (în cazul în care se dispune de instrumente performante hardware și software);
-
reduce costurile privind cercetarea; nu se mai investeşte în componentele supuse testării, în maşinile pentru testat; este redus consumul pentru realizarea experimentului etc.;
-
analiza este realizată pentru tot ansamblul, în comparaţie cu cercetarea experimentală realizată în cadrul acestei lucrări, unde au fost analizate anumite zone ale pieselor testate;
-
se poate interveni cu ușurință asupra proprietăților modelelor 3D astfel încât, analiza poate fi reluată fără a exista întârzieri cauzate în timpul experimentelor de necesitatea unor eventuale modificări ale pieselor testate;
Măsurătorile cu mărci tensometrice privind deformațiile specifice ale pistonului și corpului de bielă reprezintă un punct forte în completarea rezultatelor obținute prin metoda elementelor finite. Aceste două tipuri de analiză au condus către obţinerea informațiilor privind deformaţiile, distribuţiile tensiunilor minime, maxime şi echivalente (von Misses). Comparaţia rezultatelor evidenţiază o bună concordanţă între modelele teoretice şi cele experimentale.
- 88 -
7.2. Contribuții personale Din punct de vedere teoretic:
Analiza stadiului actual în domeniul motoarelor cu raport de comprimare variabil;
Studiul motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă roatativă. În acest caz, cercetările au cuprins evidențierea avantajelor și dezavantajelor utilizării distribuției prin ferestre, analiza posibilităților de îmbunătățire a etanșării cilindrului, cercetări privind implementarea comprimării variabile și brevetarea soluțiilor propuse, calculul termic privind funcționarea motorului cu raportul de comprimare maxim impus de mecanismul de control;
Determinarea tensiunilor și deformațiilor din componentele principale ale motorului MDR-2 prin metoda elementelor finite. În cadrul acestei analize s-au parcurs următorii pași: a) au fost realizate prin intermediul programului CatiaV5 modelele 3D ale pieselor supuse analizei, ținându-se cont de forma și dimensiunile componentelor fizice ale motorului; modul de lucru în cadrul acestui proces influențează precizia și timpul analizei cu elemente finite; b) prin importarea modelelor 3D în cadrul programului Ansys, s-a ales tipul de element finit și s-a introdus proprietățile materialului; c) generarea structurii de elemente finite; d) introducerea forțelor, constrângerilor și condițiilor limită; e) verificarea modelului creat; f) setarea parametrilor de rezolvare și lansarea în execuţie a analizei; g) vizualizarea rezultatelor: starea deformată, starea animată, câmpuri de variaţie a tensiunilor şi deformaţiilor, secţiuni, grafice etc.;
Din punct de vedere experimental:
Cercetări experimentale asupra motorului MDR-2. Acestea au fost realizate în cadrul laboratorului de motoare al Universității Transilvania și au vizat îmbunătățirea funcționării motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă prin:
- 89 -
a) construcția unui model nou de cămașă rotativă; b) îmbunătățirea etanșării cilindrului în zona ferestrelor de distribuție prin montarea unei bucșe metalizată cu Mo; c) încercări ale motorului în cadrul cărora au fost testate 3 modele de chiulasă și 2 de piston, acestea oferind posibilitatea obținerii unor camere de ardere diferite (prezentate în capitolul 4); d) realizarea unui circuit al lichidului de răcire pentru chiulasă independent față de cel al blocului motor; acesta reprezintă o necesitate în cazul deplasării chiulasei față de blocul motor în vederea implementării mecanismului de variație a raportului geometric de comprimare. e) modificarea galeriilor de admisie și evacuare; Măsurători cu mărci tensometrice privind deformațiile specifice ale pistonului și corpului de bielă pentru motorul MDR-2. În cadrul testelor au fost analizate, pe lângă modelul inițial, alte 3 tipuri de bielă modificate în sensul reducerii masei acestora. Ansamblul piston-bolț-bielă, pentru fiecare caz în parte, a fost supus solicitării de compresiune, forța variind de la 0N la 10000N. Valorile deformațiilor specifice, fiind încadrate în domeniul liniar, pot fi multiplicate cu raportul dintre forța care acționează în lungul axei cilindrului (corespunzătoare raportului maxim de comprimare) și forța aplicată în timpul testelor. Rezultatele obținute au fost comparate cu cele din analiza cu elemente finite, stabilindu-se astfel, un criteriu de evaluare a stării de solicitare din componentele studiate, pentru fiecare valoare a raportului de comprimare cuprinsă în intervalul impus de mecanismul de control. Prin contribuţiile personale aduse la modelarea 3D a componentelor motoarelor cu ardere internă, precum şi prin determinarea stării de solicitare a lor, atât prin metoda elementelor finite, cât și prin măsurători experimetale cu mărci tensometrice, teza aduce un aport important la cunoașterea comportării acestora în cazul funcționării motorului cu diferite rapoarte de comprimare. 7.3. Direcții viitoare de cercetare În urma analizei lucrării de față, se poate deduce cu ușurință că îmbunătățirea funcționării motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă prin implementarea comprimării variabile, presupune un studiu mai aprofundat și, nu în ultimul rând, de resurse financiare ridicate. Referitor - 90 -
la costurile aferente construcției în serie a unui astfel de motor, acestea sunt justificate prin numeroasele avantaje prezentate pe parcursul acestei teze. În cazul în care această problemă poate fi rezolvată, se pot constitui direcții de cercetare asupra optimizării motorului MDR-2, dintre care pot fi amintite:
Optimizarea etanșării cilindrului prin efectuarea de cercetări experimentale asupra soluțiilor propuse în cadrul capitolului 4;
Cercetări privind montarea unui sistem de injecție a combustibilului; în acest moment, amenstecul aer-benzină fiind realizat prin carburație;
Construcția mecanismului de variație a raportului geometric de comprimare și efectuarea testelor privind modul de funcționare al motorului;
7.4. Diseminarea rezultatelor În urma studiilor și a cercetărilor în cadrul elaborării tezei de doctorat, au fost redactate un număr de 16 lucrări științifice, ele fiind prezentate în cadrul conferințelor naționale și internaționale. Cercetările privind implementarea comprimării variabile în cazul motorului MDR-2, au avut ca rezultat propunerea spre brevetare a 2 soluții de realizare a unui mecanism de control al raportului geometric de comprimare.
- 91 -
Bibliografie 1.
Abăităncei, D., Bobescu, Gh. , „Motoare pentru automobile”, Editura „Didactică şi Pedagocică”, București, 1975.
2.
Alămoreanu, E., „Metoda elementelor finite şi a elementelor de frontieră”, Editura „Universității Politehnica”, București, 1995.
3.
Aramă, C., „Instalații pentru alimentarea cu combustibil a motoarelor cu ardere internă”, Editura București, 1966.
4.
Aramă, C., Grünwald, B.,, „Motoare cu ardere internă”, Editura „Tehnică”, Bucuresti, 1966.
5.
Balcu, M., Balcu, A., „Metoda elementelor finite”, Editura „I.C.B. ”, București, 1981.
6.
Bathe, K.J., „Finite element procedures”, Editura „Prentice-Hall”, New Jersey, 1996.
7.
Bathe, K.X.W., E.J., „Numerical Methods in Finite Element Analysis”, Editura „Prentice-Hall”, New Jersey, 1976.
8.
Bârsănescu, P.D., „Creşterea preciziei în tensometria electrică rezistivă”, „Oficiul de informare documentară pentru industria construcţiilor de maşini”, 1997.
9.
Berindean, V., „Manualul inginerului termotehnician”, Editura „Tehnică”, București, 1986.
10.
Bernardo, R.S.R., „Thermodynamic optimisation of spark ignition engines under part load conditions. Tese de Doutoramento”, „Universidade do Minho”, Decembrie, 2006.
11.
Birch., S., „MayFlower's variable engine technology”, Automotive Engineering International, Ianuarie, 2002.
12.
Blumenfeld, M., Ioniţă, A., Mareş, C., „Metoda elementelor finite-aplicaţii și programe introductive”, U.P.S. 1992.
13.
Blumenfeld.M., „Introducere în metoda elementelor finite”, Editura „Tehnică”, București, 1995.
14.
Bobescu, G., Cofaru, C., Chiru, A.,, „Motoare pentru automobile si tractoare. Vol.1: Teorie si caracteristici”, Editura „Tehnică”, Chișinău, 1996.
15.
Bobescu, G., Cofaru, C., Chiru, A.,, „Motoare pentru automobile si tractoare. Vol.2: Dinamica, calcul si constructie”, Editura „Tehnică”, Chișinău, 1998.
16.
Boricean, C.C., Roșca, I.C., Grigore, P., „Monitoring and identifying vibration sources of rolling bearing and hydrodynamic bearing turbochargers”, The 4th
- 92 -
International Conference „Advanced Composite Materials Engineering” COMAT 2012, Brașov, Octombrie, 2012. 17.
Boricean, C.C., Roșca, I.C., Grigore, P., „Oil influence over dynamic stability of rolling bearing and hydrodynamic bearing turbochargers”, The 4th International Conference „Advanced Composite Materials Engineering” COMAT 2012, Brașov, Octombrie, 2012.
18.
Botiş, M.F., „Metoda elementelor finte”, Editura „Universităţii Transilvania”, Brașov, 2005.
19.
Botiş, M.F., Comănici, M., „Metode numerice pentru ingineri”, Editura „Napoca Star”, Cluj-Napoca, 2006.
20.
Brebente, C., Zancu, S., Mitran, S., Pleter, O., Tataranu, C., „Metode numerice de calcul și aplicații”, Editura „Politehnica”, București, 1992.
21.
Budynas, R.G., „Advanced Strength and Applied Stress Analysis”, Editura „Mc GrowHill”, New York, 1977.
22.
Bush, A.J., „Strain-gage installations for Adverse Environments, Experimental Mechanics”, vol. 9 1969.
23.
Childs, P.R.N., „Mechanical design”, Editura „Arnold Publishers”, London, 1998.
24.
Ciarlet, P.G., „Mathematical Elasticity - Vol. II: Theory of Plates”, E. Science Amsterdam, 1997.
25.
Ciofoaia, V., Botiș, M., Dogaru, F., Curtu, I., „Metoda elementelor finite”, Editura „Informaket”, Brașov, 2001.
26.
Clenci, A.C., „Cercetări privind îmbunătățirea funcționării unui m.a.s. la sarcini parțiale prin intermediul comprimării variabile și supraalimentării. Teză de doctorat”, Universitatea „Transilvania”, Brașov, 2003.
27.
Constantinescu, D.M., Pastramă, St., Stoica, M.O., „Posibilităţi de amplasare, a traductoarelor tensometrice rezistive în zona vârfului fisurii”, Al VII-lea Simpozion Național de Tensometrie, Suceava, 1996.
28.
Cook., D., R., Malkus, D.S., Plesha. M.E., „Concepts and Aplications of Finite Element Analysis”, Editura „John Wiley&Sons”, New York, 1989.
29.
Crisfield., M., A., „Finite Elements and Solution Procedures for Structural Analysis”, Editura „Pineridge Press Ltd.”, Swansea, 1986.
30.
Cuteanu, E., Marinov, A., „Metoda elementelor finite în proiectarea structurilor”, Editura „Facla”, Timișoara, 1980.
- 93 -
31.
Dowling, N.E., „Mechanical behavior of Materials”, Editura „Prentice Hall Publishers”, New Jersey, 2007.
32.
Drangel, H., Reinmann, R., Olofsson, E.,, „The Variable Compression (SVC) and the Combustion Control (SCC) - Two Ways to Improve Fuel Economy and Still Comply World-Wide Emission Requirements ”, SAE Technical Paper, 2002-01-0996, Martie, 2002.
33.
Enescu, I., Stanciu, A.E. , „Elemente finite”, Editura „Universităţii Transilvania”, Braşov, 2007.
34.
Envera, C.M., „Variable Compression Ratio Engine”, Contract No. DE-FC2605NT42484, Project ID: ace_43_mendler, Mai, 2009.
35.
F.B., H., „Introduction to numerical Analysis”, Editura „McGraw-Hill Book Company”, New York, 1956.
36.
Fagan, M.J., „Finite Element Analysis. Theory and Practice”, Editura „Longman Singapore Publishers”, Australia, 2002.
37.
Faur, N., „Elemente finite-Fundamente”, Editura „Politehnica”, Timișoara, 2002.
38.
Frîncu, T., „Studiul distribuției gazelor prin cămașă rotativă la motorul cu aprindere prin scânteie. Teză de doctorat”, Editura „Universității Transilvania”, Brașov, 1976.
39.
Gabor, A., Grigore, P., „A method to determine the self frequencies of a crankshaft from a single cylinder engine with variable compression ratio”, The 4th International Conference „Advanced Composite Materials Engineering” COMAT 2012, Brașov, Octombrie, 2012.
40.
Gabor, A., Grigore, P., „Variable Compression Ratio Engines – A Solution For The Near Future?”, 3rd International Conference „Advanced Composite Materials Engineering” COMAT 2010 And International Conference Research & Innovation in Engineering, Brașov, Octombrie, 2010.
41.
Gabor, A., Grigore, P., Munteanu, M.V., „Determining the architecture of intake and exhaust collectors for a four-stroke engine with rotating jacket distribution”, The 4th International Conference „Computational Mechanics and Virtual Engineering” COMEC 2011, Brașov, Octombrie, 2011.
42.
Gabor, A., Grigore, P., Secară, E., Petric, L., Radu, I.Ș., „Kinematics of a variable compression ratio engine”, Proceedings of the 4th International Conference on Manufacturing Engineering, Quality and Production Systems, Barcelona, Septembrie, 2011.
- 94 -
43.
Gabor, A., Munteanu, M.V., Grigore, P., „Sizing the cross section of a gas distribution with rotating jacket”, The 4th International Conference „Computational Mechanics and Virtual Engineering” COMEC 2011, Brașov, Octombrie, 2011.
44.
Gafiteanu, M., Poterasu, V.F., Mihalache, N., „Elemente finite și de frontieră cu aplicații la calculul organelor de mașini”, Editura „Tehnică”, București, 1987.
45.
Gârbea, D., „Analiza cu elemente finite”, Editura „Tehnică”, București, 1990.
46.
Ghionea, I.G., „Proiectare asistată în Catia V5 – Elemente teoretice și aplicații”, Editura „Bren”, București, 2007.
47.
Grigore, P., „Determinarea solicitărilor din componentele unui motor cu raport de comprimare variabil, utilizându-se metoda elementelor finite”, Buletinul AGIR, 2012.
48.
Grigore, P., „Posibilități de realizare a unui raport de comprimare variabil pentru motoarele cu distribuție prin ferestre”, Buletinul AGIR, 2012.
49.
Grigore, P., „Solicitări în motorul cu raport de comprimare variabil”, Buletinul AGIR, 2011.
50.
Grigore, P., Gabor, A., Munteanu, M.V., „Parameterized model of a cylinder jacket for a slide-valve distribution”, The 4th International Conference „Computational Mechanics and Virtual Engineering” COMEC 2011, Brașov, Octombrie, 2011.
51.
Grigore, P., Gabor, A., Munteanu, M.V., Todor, I. , „Influence of variable compression ratio regarding stress study of internal combustion engines components”, The 4th International Conference „Advanced Composite Materials Engineering” COMAT 2012, Brașov, Octombrie, 2012.
52.
Grigore, P., Muntean, A.B., Munteanu, M.V., „Experimental research of total deformation and equivalent stress for internal combustion engines components”, The 4th International Conference „Advanced Composite Materials Engineering” COMAT 2012, Brașov, Octombrie, 2012.
53.
Grigore, P., Munteanu, M.V., „Engine optimization mechanism in terms of using variable compression ratio”, Brașov, Octombrie, 2012.
54.
Grigore, P., Todor, I., „Method to determine the total deformations of a connectingrod from a single cylinder engine”, The 4th International Conference „Advanced Composite Materials Engineering” COMAT 2012, Brașov, Octombrie, 2012.
55.
Grünwald, B., „Teoria, calculul şi construcţia motoarelor pentru autovehicule rutiere”, 1980.
56.
Hamming, R.W., „Numerical Methods for Scientists and Engineers”, Editura „McGraw-Hill”, New York, 1973. - 95 -
57.
Hara, V., Clenci, A.,, „The Adaptive Thermal Engine with Variable Compression Ratio and Variable Intake Valve Lift”, E.U.d. Pitești 2002.
58.
Hara, V., Pandrea, N., Popa, D., Stan, M.,, „Motoare termice adaptive”, E.U.d. Pitești 1995.
59.
Harrison, K., „The new generation variable compression ratio engine”, Noiembrie, 2007.
60.
Hărdău, M., „Metoda elementelor finite”, Editura „Transilvania Press”, Cluj-Napoca, 1995.
61.
Hiyoushi, R., Aoyama, S., Takemura, S., Ushijima, K., Sugiyama, T.,, „Study of a Multiple-Link
Variable
Compression
Ratio
System
for
Improving
Engine
Performance”, SAE 2006-01-0616, Aprilie, 2006. 62.
Hoffmann, K., „An introduction to measurements using strain gages”, Hottinger Baldwin Messtechnik GmbH, Darmstadt, 2008.
63.
Hong-Wook, L., Won, G.K., Myung, R.C., Jin, W.C., Sang, H.L.,, „Concept Development of a Variable Compression Ratio Engine Using TRIZ”, Japan TRIZ Symposium, 2010.
64.
Hughes., T.J.R., „The Finite Element Method. Linear Static and Dynamic Finite Element Analysis”, Editura „Prentice Hall ”, New Jersey, 1987.
65.
Ieremeia, M., „Elasticitate
plasticitate,
neliniaritate”, Editura „Printech”,
București, 1998. 66.
Instruments, N., „Strain Gauge Measurement – A Tutorial”, Application Note 078, 2011.
67.
Ivan, M., „Bazele calculului liniar al structurilor”, Editura „Facla”, Timișoara, 1985.
68.
Klein, M., Eriksson, L., Nilsson, Y., , „Compression Estimation from Simulated and Measured Cylinder Pressure”, SAE Technical Paper, 2002-01-0843, Martie, 2002.
69.
Larsen, G.J., „Research Engine for Evaluating the Effects of Variable Compression Ratio (VCR) And/Or Variable Valve Timing (VVT)”, SAE Technical Paper, 910053, Februarie, 1991.
70.
Lemaitre, J., Chaboche, J.-L., „Mechanics of solid materials”, Cambridge University Press, 1990.
71.
Maksay, S., „Software matematic structurat”, Editura „Mirton”, Timișoara, 2006.
72.
Marin, C., Hadăr, A., Popa, F., Albu, L., „Modelarea cu elemente finite a structurilor mecanice”, Editura „Academiei Române”, București, 2002.
- 96 -
73.
Maurilio, D.B.C., Marco, L.B., Luis, A.G., Sergio, G.V.,, „Variable Compression Ratio Engines”, SAE Technical Paper, 2009-36-0245, Octombrie, 2009.
74.
Mărdărescu, R., „Motoare de automobile și tractoare : Teoria, calculul și construcția”, Litografia „Învățământului”, Brașov, 1959.
75.
Mendler, C., Gravel, R.,, „Variable Compression Ratio Engine”, SAE Technical Paper, 2002-01-1940, Iunie, 2002.
76.
Miriţă, E., „Modelarea şi simularea în ingineria mecanică – Note de curs”, Editura „Universităţii Bucureşti”, 2003.
77.
Mogan, G.L., „Metoda elementelor finite în inginerie-Aplicaţii practice”, Editura „Lux Libris”, Brașov, 1997.
78.
Moteki, K., „A Study of a Variable Compression Ratio System With a Multi-Link Mechanism”, SAE Technical Paper, 2003-01-0921, Martie, 2003.
79.
Muntean, A.B., Chiru, A., Grigore, P., „Studies on influences of fuel injection parameters on pollutant emission of Diesel engine, using virtual environment tool”, The 4th International Conference 4th International Conference „Advanced Composite Materials Engineering” COMAT 2012, Brașov, Octombrie, 2012.
80.
Munteanu, G.M., „Metoda elementelor finite”, Editura „Universităţii Transilvania”, Brașov, 1997.
81.
Munteanu, G.M., „Metode numerice în dinamica structurilor mecanice”, Editura „Universităţii Transilvania”, Brașov, 1998.
82.
Năstăsescu, V., „Metoda elementelor finite”, Editura „Academiei Tehnice Militare”, București, 1995.
83.
Năstăsoiu, M., „Calculul și construcția motoarelor cu ardere internă ”, s. Suport cursAnul III, Editura „Universității Transilvania”, Brașov, 2008.
84.
Olof, E., Gunnar, L., Fredrik, S., Bengt, J., , „Demonstrating the Performance and Emission Characteristics of a Variable Compression Ratio, Alvar- Cycle Engine”, SAE Technical Paper, 982682, Octombrie, 1998.
85.
Pandrea, N., „Elemente de mecanica solidelor în coordonate pluckeriene”, Editura „Academiei Române”, București, 2000.
86.
Pandrea, N., Rizea.V., „Metoda elementelor finite”, Editura „Universității din Pitești”, 1998.
87.
Pesic, R., „Automobile Otto engines with minimal fuel consumption”, Monographic edition of the magazine Mobility and Vehicle Mechanics, Kragujevac, 1994.
- 97 -
88.
Pesic, R., Veinovic, S., „Low consumption automobile engines”, Revista Inginerilor de Automobile, nr.1/1995.
89.
Pischinger, S., Yapici, K.I., Schwaderlapp, M., Habermann, K.,, „Variable Compression in SI Engines”, SAE Technical Paper, 2001-24-0050, Septembrie, 2001.
90.
Rabhi, D., Rabhi, V., Ranson, P.,, „Gear Design and Dimensioning Study for a Variable Compression Ratio Engine ”, SAE Technical Paper, 2005-01-3131, Iulie, 2005.
91.
Ralston, A., P. Rabinowitz „A First Course in Numerical Analysis”, Editura „McGraw-Hill”, New York, 1978.
92.
Ricardo, H.R., „Der schnellaufende Verbrennungsmotor”, Dritte Auflage SpringerVerlag, 1954.
93.
Roberts, M., „Benefits and Challenges of Variable Compression Ratio (VCR)”, SAE Journal, Paper No: 03P-227, 2002.
94.
Schwaderlapp, M., Habermann, K., Yapici, K.I.,, „Variable Compression Ratio – A Design Solution for Fuel Economy Concepts”, SAE Technical Paper, 2002-01-1103, Martie, 2002.
95.
Siegla, D.C., Seewert, R. M. , „The variable stroke engine-problems and promises”, SAE Paper no. 780700, Februarie, 1978.
96.
Stanciu, A.E., „Contribuții la determinarea proprietăților mecanice ale compozitului de tip MAT-ROVING, utilizat la recipiente cilindrice - Teză de doctorat”, Editura „Universității Transilvania”, Brașov, 2010.
97.
Sykes, R.G., „Methods to reduce the fuel consumption of gasoline engines”, Engines Expo, 2000.
98.
Teodorescu, P.P., „Mechanical Systems. Classical Models”, Springer Verlag, 2006.
99.
Theocaris, P.S., Atanasiu, C., Boleanțu, L., Buga, M., Mocanu, D.R., „Analiza experimentală a tensiunilor”, Editura „Tehnică”, București, 1977.
100.
uWong, V.W., Steward, M., Lundholm, G., Hoglund, A., , „Increased Power Density via Variable Compression/Displacement and Turbocharging Using the Alvar-Cycle Engine”, SAE Journal, Paper No: 981027, 1998.
101.
Vlase, S., „Contribuţii la analiza elastodinamică a mecanismelor cu metoda elementelor finite. Teză de doctorat”, Universitatea din Braşov, 1988.
102.
Vlase, S., „Mecanică. Cinematică”, Editura „Infomarket”, Brașov, 2006.
103.
Vlase, S., „Mecanică. Dinamică”, Editura „Infomarket”, Brașov, 2005.
104.
Vlase, S., „Mecanică. Statică”, Editura „Infomarket”, Brașov, 2004. - 98 -
105.
Vlase, S., Teodorescu D., Scutaru, M.L., Guiman, V., „Cinematica și Dinamica. Culegere de probleme”, Editura „Infomarket”, Brașov, 2009.
106.
Voinea, R., „Introducere în mecanica solidului cu aplicații în inginerie”, Editura „Academiei Române”, București, 1989.
107.
***US Patent: 5-755-192, Brevick, ș.a., „Variable compression ratio piston”, 1998.
108.
***US Patent: 6-135-086, Clarke, J., Tabaczynski, R., „Internal combustion engine with adjustable compression ratio and knock control”, 2000.
109.
***FR Brevet: 2-807-105, Beroff, J.,, „Moteur A Combustion Interne, A Rapport Volumetrique et a Cylindree Variables”, 2000.
110.
*** RO Brevet de invenție: 111863B, C., 104027, 96876, Hara, V., , „Motor termic adaptiv”,
111.
***RO Brevet de invenșie: 115662B, Râpan, G., Râpan, I.,, „Variable compression ratio engine”, 2000.
112.
***RO Propunere brevet de invenție: Grigore, P., Gabor, A., Vlase, S., Mărdărescu, V.,, „Motor cu raport de comprimare variabil”, 2012.
113.
***USA Patent: Crist, O., „Variable stroke engine or compressor”, 1980.
114.
***www.automarket.ro/stiri/geneva-2009-peugeot-si-mce-5-prezinta-motorul-de-15litri-si-220-de-cai-18752.html, „Geneva 2009: Peugeot și MCE-5 prezintă motorul de 1.5 litri și 220 CP”, Februarie, 2009.
115. ***www.gomecsys.com/uk/the_gomecsys_vcr_technology_720_degree_engin e_cycle.html, „The Gomecsys VCR technology with unique 720 Degree Engine Cycle”, Mai, 2011. 116.
***www.keithley.com/products/data/multifunction/usb/?mn=KUSB-3108,
„KUSB-
3100 Series - USB-Based Data Acquisition Modules ”, Septembrie, 2012. 117.
***www.lotuscars.com/engineering/case-study-omnivore-research-engine,
„Lotus
Omnivore Engine – 10% Better Fuel Economy than Current Leading Gasoline Engines”, Decembrie, 2009. 118.
***www.mce-5.com/english/key_results.html, „MCE-5 VCRi: Pushing back the fuel consumption reduction limits. Key results.”, August, 2012.
119.
***www.mce-5.com/vcr_strategy/mpc_inertia_forces.html,
„MCE-5
DEVELOPMENT SA - VCR Advantages and drawbacks”, Iunie, 2010. 120.
***www.nissan-global.com/EN/TECHNOLOGY/OVERVIEW/vcr.html, Compression Ratio Piston-Crank System”, Noiembrie, 2011. - 99 -
„Variable
121.
***www.saab.gr/main/GLOBAL/en/model/95_WAGON/awards.shtml, „Awards and Achievements Saab 9-5 SportCombi/Sedan”, Septembrie, 2000.
122.
***www.saabnet.com/tsn/press/000318.html, „Saab Reveals Unique Engine Concept that Offers High Performance and Low Fuel Consumption”, Iunie, 2011.
123.
***www.strainsense.co.uk/products/esam, „ESA Messtechnik GmbH - Traveller StrainMaster SGIT”, Septembrie, 2012.
- 100 -
REZUMAT Cercetarea soluțiilor constructive uzuale și a criteriilor adoptate în dezvoltarea proiectelor de comprimare variabilă, cuprinde și studiul motorului cu distribuție prin ferestre și cămașă rotativă, în cazul căruia, au fost propuse spre brevetare două mecanisme de control al raportului volumetric de comprimare. După eliminarea dezavantajelor distribuției motorului MDR-2, se poate implementa cu ușurință un sistem de variație a raportului geometric de comprimare. Mecanismul descris în această lucrare este capabil să modifice volumul camerei de ardere printro deplasare de numai 2mm a chiulasei față de blocul motor, producând astfel o variație a raportului de comprimare în intervalul cuprins între 8,5:1 – 10,2:1. Determinarea solicitărilor din acest mecanism motor a fost realizată pentru valoarea maximă a raportului geometric de comprimare impusă de mecanismul de control (10,2:1). Măsurătorile cu mărci tensometrice, realizate în cadrul acestei lucrări, aduc un aport important în completarea rezultatelor obținute în urma analizei cu elemente finite, prin determinarea deformațiilor specifice din componentele principale ale motorului studiat. Cuvinte cheie: motor, raport geometric de comprimare variabil, tensiuni, deformații, cămașă rotativă de distribuție, piston, bielă.
ABSTRACT Research of usual constructive solutions and criteria adopted in variable compression project development includes the study of engine with slide-valve distribution and rotating cylinder jacket, in wich case were submitted for patenting two control mechanism for volumetric compression ratio. After eliminating disadvantages of MDR-2 angine gas distribution, can easily implement a variation system for geometric compression ratio. The mechanism described in this paper is able to change the volume of the combustion chamber by a shift of only 2mm cylinder head to the engine block, resulting a variation of the compression ratio in the range 8,5:1 – 10,2:1. Determination of stress condition for crank mechanism was made for the maximum geometric compression ratio imposed by control system (10,2:1). Measurements with strain gauges, wich were made in this thesis, provide an important contribution in addition to the results of finit element analysis by determinig the specific strain of main engine components studied. Keywords: engine, variable compression ratio, stress, strain, rotating cylinder jacket, piston, connecting-rod.
- 101 -
Curriculum Vitae Informaţii personale Nume / Prenume Adresa(e) Mobil E-mail(uri) Naţionalitate(-tăţi) Data naşterii Sex
GRIGORE Paul Constantin Brîncoveanu, Bl. D4, Sc.1, Ap. 5, Pătârlagele 127430 Buzău (Romania) 0720/934754
[email protected],
[email protected] român 26/04/1985 Masculin
Educaţie şi formare Perioada Pozitia ocupata Disciplinele principale studiate Numele şi tipul instituţiei de învăţământ/furnizorului de formare Perioada Calificarea/diploma obţinută
2009 - 2012 Student doctorand Motoare cu ardere internă și raport de comprimare variabil; solicitări mecanism bielă-manivelă Facultatea de Inginerie Mecanică, Universitatea "Transilvania"din Brașov Brașov 01/10/2004 - 15/02/2009 Inginer Diplomat
Disciplinele principale studiate/competenţele profesionale dobândite
Organe de mașini, Mecanisme, Termodinamică, Electrotehnică, Dinamica Autovehiculului, Calculul și Construcția Auto., Procese și caracteristici ale motoarelor, Calculul motoarelor, Hidraulică și pneumatică, Fabricarea pieselor auto., Repararea și diagnosticarea auto.,Managementul proiectelor.
Numele şi tipul instituţiei de învăţământ/furnizorului de formare
Facultatea de Inginerie Mecanică, Universitatea "Transilvania"din Brașov Brașov
Perioada Calificarea/diploma obţinută
01/10/2000 - 15/07/2004 Operator PC
Disciplinele principale studiate/competenţele profesionale dobândite
Informatică, matematică, fizică (mecanică, termodinamică, electricitate), limba română, limba franceză, limba engleză, limba germană
Numele şi tipul instituţiei de învăţământ/furnizorului de formare
Liceul Teoretic „Radu Vladescu” Pătârlagele Buzău
Activitate stiintifica Lucrări științifice publicate:
14 lucrări (ISI, BDI, B+)
Limbi straine cunoscute: Engleză, germană, franceză
- 102 -
Curriculum Vitae Personal information First name(s) / Surname(s) Address(es)
Paul GRIGORE Constantin Brîncoveanu, Bl. D4, Sc.1, Ap. 5, Pătârlagele 127430 Buzău (România)
Telephone(s) E-mail Nationality Date of birth Gender
Mobile:
+40 720 934754
[email protected],
[email protected] Romanian 26/04/1985 Male
Education and training Dates
2009→2012
Occupation or position held
PhD. Student
Principal subjects Name and type of organisation providing education and training Dates Title of qualification awarded Principal subjects/occupational skills covered Name and type of organisation providing education and training Dates Title of qualification awarded Principal subjects/occupational skills covered Name and type of organisation providing education and training
Internal combustion engines with variable compression ratio, stress study of crank mechanism “Transilvania” University of Brașov 01.10.2004→15.02.2009 Dipl. Eng. Mechanical Engineering, Automotives Engineering Faculty of Mechanical Engineering, Transilvania University of Brașov 01.10.2000 →15.07.2004 PC Operator Computer science, mathematics, physics (mechanics, thermodynamics, electricity) „Radu Vlădescu” High school of Pătârlagele, Buzău
Scientific results: 14 papers (ISI, BDI, B+) was published in several International Conferences Foreign languages: English, German, French;
- 103 -
