Constructia Si Proiectarea Motoarelor

8/12/2019 Constructia Si Proiectarea Motoarelor

http://slidepdf.com/reader/full/constructia-si-proiectarea-motoarelor 1/399

UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA”Facultatea de Mecanică

Proiectarea

motoarelor pentru

autovehicule

1997

Corneliu COFARU Nicolae ISPAS

Mircea NĂSTĂSOIUHoria ABĂITĂNCEI

Horea-Răzvan ANCAMihai DOGARIUAnghel CHIRUVladimir ENI



UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA”Facultatea de Mecanică

Proiectareamotoarelor pentru

autovehicule

Conf.dr.ing. Corneliu COFARUŞef lucr.ing. Nicolae ISPAS

Şef lucr.ing. Mircea NĂSTĂSOIUAsist.dr.ing. Horia ABĂITĂNCEIAsist.ing. Horea-Răzvan ANCA

Şef lucr.ing. Mihai DOGARIUProf.dr.ing. Anghel CHIRUConf.dr.ing. Vladimir ENI

1997



Referenţi:Prof.dr.ing. Gheorghe BOBESCUProf.dr.ing. Nagy TIBERIUProf.dr.ing. Iosif SOARE

MINISTERUL ÎNVĂŢĂMÂNTULUIUNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” BRAŞOV

Redactare computerizată: Horea-Răzvan ANCACulegere text: Monica BACIUPrelucrare figuri: Gabriela MAILAT, Horea-Răzvan ANCACorectat: AutoriiComanda:

Executat în cadrul Sectorului Reprografie

Pentru uzul studenţilor.PREŢ:



1

PREFAŢĂ

În ultimii ani se constată o tendinţă de îmbunătăţire a performanţelor motoarelor destinateautovehiculelor în sensul creşterii puterii specifice, scăderii consumului de combustibil şi nivelului

noxelor din gazele de evacuare. Există şi tendinţa de înlocuire a materialelor tradiţionale cu scopul

micşorării masei specifice fără a afecta fiabilitatea motorului.

Având în vedere aceste tendinţe lucrarea evidenţiază particularităţile de proiectare a

motoarelor cu aspiraţie naturală şi supraalimentate în patru timpi. De asemenea având în vedere că

foarte mulţi constructori iau în considerare revenirea motorului în doi timpi pentru motorizarea

autovehiculelor, se tratează şi particularităţile de proiectare a acestor motoare.

Pornind de la aceste considerente autorii lucrării de faţă propun cititorului o metodologie

unitară de abordare a elementelor de proiectare a motorului ca ansamblu general cât şi pe

subansamble şi elemente componente ţinând seama de constrângerile impuse pe de o parte de

legislaţiile privind limitarea poluării mediului iar pe de altă parte de performanţele impuse de

piaţă.

În prima parte a lucrării se abordează complexul de procese care se desfăşoară în cilindrii

motorului incluzând schimbul de gaze, formarea amestecului aer-combustibil şi arderea. La

tratarea acestor probleme s-a avut în vedere posibilitatea de modelare a proceselor pentru a ajunge

la soluţia optimă.

Lucrarea continuă cu calculul cinematic şi dinamic al mecanismului motor. Un accent

deosebit se pune pe echilibrarea motorului, în acest sens tratându-se majoritatea variantelor

constructive şi funcţionale.

În continuare se analizează variantele constructive şi se dezvoltă metodologia de calcul

pentru părţile fixe şi mobile ale motorului (mecanismul motor şi de distribuţie a gazelor).

Instalaţiile de alimentare, răcire şi ungere sunt analizate pentru fiecare tip de motor scoţându-

se în evidenţă cerinţele ce trebuiesc îndeplinite şi particularităţile constructive de care trebuie să se

ţină seama în procesul de proiectare. Elementele constructive ale acestor instalaţii sunt tratate

separat prezentându-se şi metodologia de calcul.

O atenţie deosebită s-a acordat procesului de supraalimentare a motorului, plecându-se de la

ideea că alegerea incorectă a unui element (turbocompresor, schimbător de căldură) are un efect

contrar celui propus.

La alcătuirea lucrării s-a promovat experienţa în acest domeniu în Universitatea



2

TRANSILVANIA Braşov, experienţă permanent îmbogăţită prin colaborarea cu specialiştii ce

acţionează în compartimentele proiectare-cercetare din firmele şi institutele de cercetare ştiinţifică

din Braşov.

Prezenta lucrare se adresează în primul rând studenţilor care desfăşoară activităţi de

proiectare în domeniul motoarelor cu ardere internă pentru autovehicule precum şi tuturorspecialiştilor care au ca activitate proiectarea şi dezvoltarea de motoare cu ardere internă.

AUTORII



11

1. STABILIREA MĂRIMILOR SPECIFICE LAPROIECTAREA MOTOARELOR DE AUTOVEHICULE

1.1 Cerinţe impuse motoarelor de autovehicule

Condiţiile de funcţionare ale autovehiculelor impun motorului utilizat satisfacerea unorcondiţii care nu depind în principal de tipul motorului. Dintre cerinţele care trebuiesc satisfăcutecele mai importante sunt:

a) consum de combustibil redus pe o plajă de sarcini şi turaţii cât mai mare; b) emisiuni nocive reduse, pe cât posibil se vor adapta acele soluţii constructive care au impact

asupra genezei noxelor şi acţionează în sensul diminuării acestora;

c) masă specifică cât mai redusă fără a afecta rezistenţa şi rigiditatea ansamblului;d) adaptabilitate la regimul de funcţionare ale autovehiculului;

e) pornire şi funcţionare sigură în limite largi ale temperaturii mediului ambiant;f) echilibrarea cât mai completă a forţelor şi momentelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare

de translaţie şi rotaţie;g) adoptarea unui grad de neuniformitate care să nu afecteze demarajul lin al autovehiculului;h) siguranţă în funcţionarea motorului ca sistem complex: motor-instalaţii auxiliare;i) satisfacerea tuturor factorilor care influenţează uzura motorului (materiale, calitate a

suprafeţelor, tratamente termochimice, filtrare, etc); j) arhitectura motorului să dea posibilitatea unei deserviri uşoare.

Proiectantul trebuie să analizeze cu atenţie aceste cerinţe în concordanţă cu tipul motorului

şi natura autovehiculului pentru a se ajunge la cele mai bune soluţii încă din faza de studiu,rămânând ca pe parcursul proiectării propriu-zise pe baza simulărilor de funcţionare să se adopteacele detalii constructive care să conducă la satisfacerea tuturor acestor cerinţe. Verificarea şioptimizarea construcţiei efectuându-se prin încercări pe stand şi de drum.

1.2 Stabilirea parametrilor şi indicilor motoarelor pentruautovehicule

La întocmirea studiului şi elaborarea proiectului pentru motorul de autovehicul trebuie să

se analizeze cu atenţie tendinţele mondiale în domeniu.În ultimii ani legislaţiile antipoluare au impus proiectanţilor şi constructorilor de motoaremutaţii majore în abordarea soluţiilor constructive, pentru a diminua nivelul de noxe la geneză. Unalt factor major care determină noi presiuni în proiectare îl constituie utilizarea unor materiale noineconvenţionale (materiale ceramice şi compozite, fig. 1.1).

Studii recente au scos în evidenţă că o serie de componente ale motorului pot fi proiectateşi confecţionate din materiale neconvenţionale care conferă motorului noi performanţe privind:fiabilitatea; durabilitatea şi greutatea acestuia.

O analiză pertinentă a tendinţelor de dezvoltare a motoarelor mici pentru autoturismedemonstrază o revenire în forţă a motorului în doi timpi atât în varianta M.A.S. cât şi în variantaM.A.C. Acest fapt a fost posibil datorită noilor studii privind procesele ce au loc în aceste motoare.



12

1.2.1 Stabilirea tipului motorului

Motorizarea autovehiculelor se poate realiza cu ajutorul motoarelor cu aprindere prinscânteie, cu aprindere prin comprimare; în patru sau doi timpi în varianta cu aspiraţie naturală sausupraalimentate.

La alegerea tipului de motor stau criteriile privind indicii: de putere, economicitate,ecologicitate, masa motorului şi costul acestuia.

Parametrii constructivi utilizaţi în proiectare sunt: puterea litrică, puterea specificăcorectată, masa litrică şi masa specifică.

Puterea litrică reprezintă criteriul de apreciere a gradului de utilizare a cilindreei motorului1

e

s

e

t

e

m

P = P

i V =

P

V =

p n

30.000

kw

l

1 (1.1)

unde: P e - puterea nominală [kW]; V t - cilindreea totală [l]; pe - presiunea medie efectivă; n -turaţia motorului; t m - coeficient care ţine seama de numărul de timpi ai motorului. Valoarea

puterii litrice dă posibilitatea comparaţie motorului din punct de vedere al perfecţiunii procesuluide lucru şi al compactităţii construcţiei. Cu cât valoarea puterii litrice va fi mai mare cu atâtmotorul va fi mai compact şi mai uşor (Tabelul 1.1.)

Puterea specifică corectată

sc

e

32 P =

P

0,7854 i D S

kW

dm

2 (1.2)

unde: i - numărul de cilindri; D - alezajul cilindrului; S - cursa pistonului.Masa litrică (ml) este indicele care apreciază consumul de metal pe unitatea de cilindree

Fig. 1.1 Posibilităţi de utilizare a materialelorneconvenţionale la proiectarea motoarelor



13

l

t

m =m

V

kg

l

3(1.3)

unde: ml - masa litrică; m - masa motorului; V t - cilindreea totală.Masa specifică (m p) reprezintă criteriul de evaluarea a consumului de metal pentru a

realiza un motor de putere unitară

p

em =

m

P

kg

kW

4(1.4)

Luând în considerare relaţiile (1.1) şi (1.4) rezultă

p

l

l

m =m

P 5 (1.5)

Masa specifică exprimată prin relaţia (1.5.) face legătura între aspectele constructiveexprimată prin masa litrică şi cele care privesc perfecţiunea ciclului prin puterea litrică exprimate

prin nivelul presiunii medii efective şi viteza motorului.Tabelul 1.1

Valori ale puterii şi masei litrice şi specifice

Destinaţia Tip Timpi Pl [kW/l]

ml [kg/l]

m p [kg/kW]

Autoturisme MAS 4* 15-36 75-120 7,0-4,04** 22-45 50-85 4,7-2,02 24-40 110-140 2,7-4,84 13-19 100-115 6,7-8,7

Automobile sport MAS 4 26-55 50-120 2,0-3,4Automobile de curse MAS 4 52-150 45-70 0,4-1,1Autocamioane MAS 4 20-30 80-120 3,0-8,8

MAC 4 15-25 90-100 4,7-152 18-30 130-150 6,4-9,5

*Motoare în linie**Motoare în V

1.2.2 Stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului

Alezajul D şi cursa S constituie dimensiunile fundamentale ale motorului şi determinăcilindreea V s.

Între aceste două mărimi există o strânsă legătură dependentă prin raportul = S/D careinfluenţează asupra puterii litrice a motorului.

La motoarele cu aprindere prin scânteie se utilizează în general valori ale raportului S/D subunitar deoarece permite obţinerea de valori ale puterii litrice superioare. Pentru a se obţinevalorile dorite pentru S/D, se poate majora alezajul menţinând S = ct, fie prin menţinerea constantăa valorii alezajului şi micşorarea cursei. În primul caz mărirea alezajului D este limitată defenomenul de detonaţie şi solicitări termice mai ridicate, însă există posibilităţi sporite deîmbunătăţire a secţiunilor de trecere oferite de supapa de admisie ceea ce conduce la sporireacoeficientului de umplere. Aplicarea celui de al doilea procedeu permite pe lângă obţinerearaportului S/D dorit şi a posibilităţii de ridicare a turaţiei motorului fără ca viteza medie a

pistonului să depăşească valorile vitezei medii a pistonului impuse din condiţiile de diminuare arandamentului mecanic şi de creştere a uzurii, şi măririi forţelor de inerţie.

Utilizarea unor rapoarte S/D subunitare prezintă şi avantajul unor înălţimi mai reduse alemotorului ceea ce permite o amplasare mai bună pe automobil.

În cazul motoarelor cu aprindre prin comprimare, datorită valorilor mai reduse ale turaţiei,



14

se adoptă rapoarte S/D supraunitare. Aceasta conduce şi la reducerea solicitării organelor

motorului datorate forţei maxime al gazelor F = p D / 4 g 2

max 6. Valoarea raportului S/D la

MAC influenţează intensitatea mişcării organizate a aerului şi deci procesele de formare aamestecului aer-combustibil şi arderea.

În tabelul 1.2. se prezintă valorile obţinute statistic pentru raportul S/D şi viteza medie a

pistonului wm = S n/30. Tabelul 1.2.Valori ale raportului S/D şi vitezei medii a pistonului wm

Destinaţia Tip motor Numărde Timpi

S/D[-]

wm [m-s]

Autoturisme MAS 4* 0,80-1,40 9-154** 0,80-1,40 9-152 0,80-1,10 8-12

MAC 4 0,96-1,30 10-12Automobile sport MAS 4 0,77-1,04 14-17Automobile de curse MAS 4 0,80-1,30 16-21Autocamioane MAS 4 0,80-1,20 7-13

MAC 4 1,10-1,50 8-122 1,06-1,22 7-11

*Motoare în linie**Motoare în VPe baza teoriei similitudinii, puterea litrică poate fi exprimată prin relaţia (1.6) în aşa fel

încât să se obţină o putere cât mai ridicată pe unitatea de cilindru la o solicitare admisibilă aacestuia.

v - factorul de compartimentare:

l

a v

5 2/ 3 P = 4,33 10

7 (1.6)unde: a - este factor de putere: a = pe wm [N/ms]

v - factorul de compartimentare: v

1

3

t

=i

V

8

- raportul cursă alezaj.Pe baza datelor statistice s-a stabilit că factorul de compartimentare optim la motoarele

prin scânteie este 16,2 m-1 pentru V t < 2 dm3 şi 11,3 m-1 pentru V t > 2 dm3 , iar la motoarele cuaprindere prin comprimare este cuprins între 9,0...11,5 m-1 .

Adoptând o anumită valoare pentru puterea litrică se poate calcula cilindreea motorului

t e

l

V = P P

9 (1.7)

unde: P e - puterea nominală [kW]. Numărul de cilindri se calculează din ecuaţia de difiniţie a factorului de compartimentare:

i = V 3

v t 10 (1.8)Cunoscând capacitatea unui cilindru (V s = V t /i) şi raportul cursă alezaj ( = S/D) se poate

determina valoarea alezajului D.

D = 4V s

3 11 (1.9)

iar cursa pistonuluiS = D 12 (1.10)La dispunerea cilindrilor se are în vedere atât numărul acestora cât şi destinaţia motorului.



15

Motoarele care echipează autoturismele pentru a avea o înălţime redusă se realizează cucilindrii în linie dispuşi înclinaţi. Aceeaşi soluţie se aplică şi pentru motoarele pentruautocamioane cu cabină avansată. Unghiul de înclinare este cuprins între 15...60o.

În cazul autobuzelor şi la unele autoturisme dispunerea cilindrilor se poate realiza în linieîn plan orizontal pe un rând sau două rânduri.

O variantă avantajoasă din punctul de vedere al înălţimii, lungimii şi masei motorului o

constituie dispunerea cilindrilor în V la unghiuri cuprinse între 15...120o. Soluţia permite reducerealungimii motorului cu până la 30% şi a masei cu aproximativ 25%, în plus, se măreşte rigiditateaarborelui cotit.

Atunci când spaţiul disponibil este suficient cilindri sunt dispuşi în linie verticală dacănumărul de cilindri este până la 6, peste acest număr se adoptă dispunerea cilindrilor în formă deV.

1.2.3 Stabilirea raportului de comprimare

La stabilirea raportului de comprimare se are în vedere faptul că acesta constituie un factor

de forţare a motoarelor, deoarece cu creşterea raportului de comprimare creşte şi randamentulindicat i, îmbunătăţindu-se astfel performanţele de dinamicitate şi economicitate ale acestora.Adaptarea unor valori ridicate ale raportului de comprimare determină valori ridicate ale

presiunii şi temperaturii la sfârşitul procesului de comprimare, sfârşitul arderii şi începutuldestinderii. În cursa de destindere gazele se destind mai puternic, astfel că, la sfârşitul procesuluide destindere valorile presiunii şi temperaturii gazelor vor fi reduse. Rezultatul direct al unui raportde comprimare ridicat este reducerea temperaturii medii a ciclului, ceea ce conduce la reducereaintensităţii transferului de căldură prin pereţi.

În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie este determinant a se adopta o valoare araportului de comprimare care să ţină seama de caracteristicile constructive ale motorului şi decalitatea combustibilului (cifra octanică).

La motoarele cu aprindere prin comprimare alegerea raportului de comprimare se face înfuncţie de procedeul de formare a amestecului pentru a asigura pornirea motorului cu aprinderea şiarderea sigură cu un consum redus de combustibil. Influenţa raportului de comprimare asupra unor

parametri ai motorului se prezintă în tabelul 1.3.Tabelul 1.3.

Influenţa raportului de comprimare asupra unor parametri ai ciclului motorParametru Tip motor

[-] pA

[MPa]TA [K]

pmax [MPa]

e[-]

Aspiraţie naturală MAS 7-10 0,09 330 3,5-5,0 0,20-0,32MAC 17-23 6,0-8,0 0,25-0,35

Supraalimentat MAS 6-8 0,12-0,20 360 5,0-6,5 0,25-0,33MAC 15-17 400 8,0-11,0 0,35-0,40Supraalimentat MAC 11-15 0,15-0,25 320 10,0-13,0 0,40-0,44

cu răcire intermediară 350În funcţie de tipul camerei de ardere la motoarele cu aprindere prin comprimare se poate

adopta o valoare din limitele stabilite în tabelul 1.4.Tabelul 1.4

Valori ale raportului de comprimare la MACTipul camerei

de ardereRaportul decomprimare

Camerăde ardere

Mişcare de intensitate redusăa aerului

11-15

unitară Mişcare de intensitate ridicată 15-18



16

a aerului 17-20*Cameră Cameră de turbulrnţă 18-22divizată Antecameră 19-23

* la motoarele pentru autoturisme

1.2.4

Stabilirea raportului între raza manivelei şi lungimea bieleiStabilirea unor valori optime între raza manivelei şi lungimea bielei prezintă importanţă în

faza de proiectare, deoarece influenţează atât construcţia motorului cât şi parametrii funcţionali aiacestuia.

Bielele lungi ( b = r/l = 0,2…0,25, unde r = S /2) conduc la valori mai reduse alecomponentei normale a forţei rezultante, aceasta determinând diminuarea uzurii cilindrului şi

pistonului ceea ce permite reducerea mantalei pistonului. Soluţia implică importante dezavantajecum ar fi: mărirea înălţimii motorului şi deci şi a greutăţii motorului; reducerea rigidităţii şimărirea masei bielei.

Bielele scurte prezintă avantajul unei mase reduse şi a unei rigidităţi sporite. La această

soluţie poate exista pericolul ca biela să atingă marginea inferioară a cilindrului.Pentru motoarele de automobil valorile uzuale pentru b se află cuprinse între limitele

0,25...0,35, limita inferioară fiind caracteristică motoarelor cu aprindere prin comprimare.La motoarele cu aprindere prin comprimare destinate tractoarelor b are valori cuprinse

între 0,26 ... 0,29, pentru a se micşora masa acestora.

1.2.5 Stabilirea unor parametrii necesari calculelor la proiectare sauverificarea acestora

În procesul de proiectare o serie de parametri sunt adoptaţi pe baza datelor statistice

(Tabelul 1.5). Tabelul 1.5Valorile parametrilor iniţiali şi ai schimbului de gaze

Denumirea parametrului Parametrul MAS MACTemperatura iniţială T o

[K]293 293

Presiunea iniţială po [MPa]

0,102 0,102

Temp. gaze reziduale T r [K]

900-1100 700-900

Presiunea gazelor reziduale pr [MPa]

0,105-0,125 0,105-0,125

Coeficient de exces de aer 0,85-1,0 1,25-2,25Raportul de comprimare 7,5-11 14-23Presinunea la sfârşitul admisiei P A

[MPa]0,07-0,09 0,085-0,093

Preîncălzirea amestecului t [oC]

15-40 10-25

Coeficientul de postumplere 1,05-1,20 1,05-1,20Exponentul politropic de compresie n1 1,32-1,39 1,36-1,4Exponentul politropic al destinderii n2 1,23-1,30 1,18-1,28

Coeficientul de utilizare a căldurii 0,85-0,95 0,75-0,90Coeficientul de rotunjirea diagramei r 0,94-0,98 0,94-0,98Coeficientul de creştere a presiunii 2,85-4,50 1,3-2,5





18

3MAC 4

2

0,75-1,50

0,65-1,00

0,29-0,45

0,28-0,450,75-0,90 0,03-0,06

+1

3,5 -

1

4,21

4La verificarea corectitudinii valorilor adoptate sau calculate se poate utiliza tabelul 1.10.

Tabelul 1.10Destinaţia Tip

motorTimpi nn

[rpm] m

[-] =S/D

[-]wm

[m/s] P l

[kW/l] Autoturisme MAS 4L 3600-6000 0,85-0,75 0,80-1,40 9-15 15-36

4V 3600-6000 0,85-0,75 0,80-1,40 9-15 22-45MAC 4 3800-4400 0,82-0,75 0,96-1,30 10-12 13-19

Automobilesport

MAS 4 5800-6500 0,80-0,73 0,77-1,04 14-17 26-55

Automobilede curse

MAS 4 6000-10000 - 0,80-1,30 16-21 52-150

Auto- MAS 4 3500-5000 0,85-0,75 0,80-1,20 7-13 18-40camioane MAC 4 1800-3500 0,82-0,75 1,10-1,50 8-12 8-18

MAC 2 1800-3000 0,80-0,70 1,06-1,22 7-11 18-30

1.3 Regimul de funcţionare al motorului la care se efectueazăcalculul de proiectare

În timpul funcţionării motorului piesele acestuia sunt solicitate de forţe şi momente cucaracter variabil, de aceea este necesar ca verificarea prin calcul a acestor piese să se realizeze pentru condiţiile cele mai grele de solicitare.

La motoarele cu aprindere prin scânteie se consideră următoarele regimuri caracteristice pentru calculul pieselor:

- regimul cuplului maxim la o turaţie de n M = (0,4...0,5) nn presiunea gazelor din cilindrula sfârşitul arderii atinge valorile maxime:

- regimul puterii nominale a motorului la turaţia nn;- regimul turaţiei maxime de mers în gol nmax; la care forţele de inerţie ating valorile

maxime.La motoarele cu aprindere prin comprimare valorile maxime ale presiunii de ardere depind

de tipul camerei de ardere şi de procedeul de formare a amestecului aer combustibil şi nuîntotdeauna se ating la regimul cuplului maxim, de regulă aceste valori se ating la regimurile

puterii nominale.La aceste motoare se recomandă următoarele regimuri pentru calculul pieselor:- regimul puterii nominale la turaţie nominală (nn);- regimul turaţiei maxime de mers în gol (nmax).Calcul de rezistenţă pentru piesele motorului se realizează în condiţii de funcţionare

staţionare, cu toate că regimurile nestaţionare au o pondere importantă în exploatare este dificilăcuantificarea prin calcul.

În timpul funcţionării motoarelor la anumite regimuri se produc deformaţii, de acceacalculul de rezistenţă al pieselor trebuie să le aibă în vedere, fie la piesa luată în calcul, fie la piesaconjugată. Luarea în considerare a caracterului dinamic al forţelor prezintă dificultăţi suplimentare,calculul pieselor motorului realizându-se la sarcini statice şi cu considerarea deformaţiilor numaiîn domeniul elastic.



19

În cazul pieselor supuse la solicitări variabile, la calculul rezistenţei la oboseală trebuie săse aibă în vedere că amplitudinea tensiunilor are o influenţă mai mare decât tensiunile maxime.

Implementarea de noi metode de abordare a calculului pieselor motorului pot să simulezesolicitarea şi comportarea piselor în funcţionare.





20

1. - CUNOSCUT: structura sistemului, parametrii de intrare

- NECUNOSCUT: parametrii de ieşireEx.: pentru un motor cunoscut se doreşte evaluarea potenţialului de performanţă, adică

evaluarea influenţei pe care o are o anumită variaţie a parametrului de intrare, a avansului la

injecţie de exemplu asupra puterii.

2. - CUNOSCUT: parametrii de intrare, parametrii de ieşire- NECUNOSCUT: structura sistemului şi/sau parametri structurali

Ex.: această categorie de probleme are drept răspuns categorii ca m.a.s.-m.a.c., injecţiedirectă -injecţie divizată, supraalimentare, geometrie şi/sau distribuţie variabilă etc.

3. - CUNOSCUT: structura sistemului, parametri de ieşire- NECUNOSCUT: parametri de intrare

Ex. problema este tipică de optimizare cum ar fi stabilirea avansului optim pentruobţinerea unei anumite puteri sau a unei anumite forme de caracteristică (cuplu cât mai constantfuncţie de turaţie la motorul de tractor).

Aceste categorii de probleme se pot pune pentru întregul motor în regim staţionar sautranzitoriu cu sau fără includerea sistemului de asistenţă în comanda motorului

În funcţie de obiectivul aplicaţiei, este dificil de precizat care sunt parametri de intrare şicare de ieşire, astfel că în anexa 1, sunt grupaţi pe categorii funcţionale, urmând a constitui pentrudiferitele aplicaţii, fie date de intrare, fie date de control.

2.2 Problematica rezolvată prin modelul prezent

0. Analiza completă a evoluţiei principalilor parametri de stare pe durata cicluluimotor.

1. Studiul schimbului de gaze - influenţa fazelor de distribuţie;- influenţa vitezei de ridicare a supapei asupra umplerii;- influenţa distribuţiei variabile (funcţie de turaţie şi/sau sarcină);- influenţa numărului de supape asupra umplerii (inclusiv funcţie de turaţie);- influenţa arhitecturii admisiei;- analiza şi sinteza supraalimentării acustice;- influenţa supraalimentării cu agregate speciale şi a răcirii intermediare;- influenţa debitului masic asupra puterii;- influenţa volumului şi arhitecturii sistemului de evacuare;- influenţa condiţiilor de mediu.

2. Studiul transferului de energie termică prin pereţii cilindrului: - influenţa temperaturii pereţilor;- influenţa conductivităţii pereţilor;- influenţa numărului şi grosimii straturilor ce formează peretele;- ponderile energiilor transmise prin pereţi;

- influenţa mediului de răcire;- influenţa temperaturii mediului de răcire;- influenţa vitezei pistonului (a turbulenţei) asupra răcirii.



21

3. Studiul arderii - influenţa formei legii de ardere asupra bilanţului energetic;- influenţa legii de ardere asupra evoluţiei presiunii din cilindru;- influenţa legii de ardere asupra vitezei de creştere a presiunii;- influenţa momentului începerii arderii;

- influenţa duratei arderii asupra evoluţiei presiunii din cilindru;- influenţa naturii combustibilului;- evoluţia noxelor funcţie de turaţie.

4. Influenţa principalelor dimensiuni - influenţa cursei, alezajului, cilindreei totale;- influenţa numărului de cilindrii

Pentru studiul problematicii expuse mai sus, prin calcul termic se obţin date asupra performanţelor motorului în timpul transformării energiei chimice în energie termică, ca bază pentru obţinerea energiei mecanice.

Concret este vorba de calculul parametrilor de:- performanţa dinamică (presiune, temperatură şi viteza cu care se calculează momente şi

puteri);- consum (consum specific şi orar);- noxe (participaţiile masice ale produşilor poluanţi);în funcţie de spaţiu şi timp, în regim staţionar, precum şi obţinerea unor parametri integrali

care să permită comparaţia diferitelor soluţii constructive.

2.3 Bazele teoretice ale modelării proceselor termo-gazodinamice

2.3.1 Principiile de realizare ale modelului

1. Pentru fiecare subansamblu este formulat un model care permite combinarea lor

Fig. 2.1.a: Schema bloc a subsistemelor motorului



22

aleatoare în limite funcţionale pentru obţinerea a diferite variante constructive de motoare.2. Modelul este realizat pentru un caz general de motor cu ardere internă şi se

particularizează pentru soluţiile constructive:-m.a.s. / m.a.c.;-2 timpi / 4 timpi;-aspiraţie naturală / supraalimentat.

3. Pentru un motor real se consideră subsistemele:-sistem de admisie;-cilindru;-sistem de evacuare (fig.2.1 a).Fiecare din aceste subsisteme este modelat astfel încât să rezulte o legătură între datele de

intrare şi cele de ieşire. Datele de ieşire ale sistemului de admisie sunt date de intrare pentrucilindru, iar acestea furnizează datele de intrare pentru sistemul de evacuare. Starea gazului secaracterizează în orice moment şi în orice punct geometric, prin presiune p, temperatură T şi vitezău. Deci aceştia vor fi parametrii de legătură între cele trei ansamble. Determinarea lor permitecalculul tuturor parametrilor de performanţă ai motorului sau diferitelor subsisteme, iar evoluţialor în timp descrie principalele fenomene termogazodinamice din motor.

Cilindrul este spaţiul geometric destinat pentru transformarea energiei chimice în energietermică (arderea) şi transformarea acesteia în energie mecanică.

Sistemul de admisie are rolul de a dirija aerul spre cilindru, intervenind în starea saenergetică.

După cum se va constata din modelul cilindrului, starea gazului intervine direct în bilanţulenergetic şi deci în capacitatea de a efectua lucru mecanic. Deci se va căuta fie diminuarea

pierderilor în sistemul de admisie, fie montarea unor dispozitive, capabile să intervină asupra celortrei parametrii caracteristici: conducte de geometrie variabilă (modifică viteza u), compresoare(modifică presiunea p) şi răcitoare (modifică temperatura T). Pentru fiecare din aceste subsistemeeste necesar a cunoaşte o funcţie de transfer, care să descrie în ce măsură se modifică parametrii de

intrare la parcurgerea subsistemului. Fiecare din elementele enumerate, este destinat pentruvariaţia unui parametru, dar intervine şi asupra unuia complementar (secţiunea variabial modificăşi presiunea, compresorul temperatura şi răcitorul din nou presiunea). Acest punct de vedere

Fig. 2.1b: Modelele subsistemelor motorului



23

consideră subsistemele cutii negre (black box), despre care mai mult se cunoaşte în ce măsurămodifică parametrii de intrare, decât detalii constructive. Pentru proiectant este posibilă în acest felo libertate deplină de a combina subsistemele conform cu nivelul de performanţă propus, fără aintra în detalii constructive, păstrând astfel permanent imaginea ansamblului. Subsistemele se vorlega între ele prin cei trei parametrii caracteristici ai gazului (presiune, temperatură şi viteză).

Sistemul de evacuare dirijează gazele arse spre exterior, intervenind şi el asupra stării

gazului. Consideraţiile de la sistemul de admisie sunt valabile şi la acest subsistem.Sistemelor de admisie şi de evacuare le sunt comune o serie de elemente, pentru care se va

realiza un singur model, apelat fie pentru a simula un proces din sistemul de admisie fie din cel deevacuare. Aceste subsisteme sunt:

Colector - sau conductă (de admisie sau evacuare);Rezervor (spaţiu de pe traseul gazelor, în care viteza este neglijabilă, supus schimbului de

energie termică, nu însă arderii);Sisteme pentru schimb de lucru mecanic (compresoare şi turbine).În figura 2.1 b este reprezentată analogia între motorul real şi modelul său cu subsistemele

definite mai sus.4. Modelul este construit pe baza următoarelor ipoteze:-Evoluţia parametrilor de stare este cvasistaţionară; se admite că pe intervalul de timp

considerat, valoarea parametrilor este constantă;-Gazele respectă ecuaţia de stare a gazelor perfecte;-Viteza de curgere este unidimensională, şi se neglijează în cilindru şi rezervoare;-Se neglijează pierderile de gaze în carter;-Arderea se consideră ca aport de energie externă.

2.3.2 Modelul cilindrului

Gazul de lucru cuprins la un moment dat în cilindrul motorului este considerat un sistem

termodinamic deschis, aflat sub acţiunea inţeractiunilor externe. Necunoscutele pentru acest model sunt presiunea şi temperatura gazului. Se consideră că

viteza se anulează prin disipaţie în mişcarea turbulentă a încărcăturii.Pentru determinarea celor două necunoscute se foloseşte bilanţul energetic al gazului şi

ecuaţia de stare a gazelor perfecte.Bilanţul energetic se scrie pentru un sistem deschis (schimbului de masă şi energie) d.p.d.v

termodinamic, conform figurii 2.2 a. Spaţiului geometric delimitat de chiulasă piston şi cilindrii, seataşează un volum de control pentru care se formulează bilanţul energetic:

dE

dt =

dW

dt +

dQ

dt +

dQ

dt +

dH

dt -

dH

dt

p c a e (2.1)

care exprimat în cuvinte arată că: Energia internă a gazului cuprins în volumul de control,se modifică în timp prin schimbul de lucru mecanic (W ) la nivelul pistonului, prin transferul deenergie termică prin pereţi (Q p) prin energia termică degajată în urma arderii combustibilului(Qc)şi prin fluxul de entalpie al curenţilor de gaze care pătrund şi/sau părăsesc volumul de control H a2şi H e3.

În continuare sunt explicitaţi termenii bilanţului.Observaţie: În timpul funcţionării există perioade de timp când unul sau mai mulţi termeni

sunt nuli.În figura 2.2 b este reprezentat un tabel calitativ, în care pe orizontală sunt trecuţi termenii

bilanţului energetic, iar pe verticală, poziţia unghiulară a arborelui cotit, care marchează baza detimp, iar în tabel sunt trecute corespunzător perioadelor de timp, valorile nule sau diferite de zero a

termenilor bilanţului energetic. Se disting mai multe perioade funcţionale care impun anulareadiferiţilor termeni ai bilanţului energetic. De aceste perioade este necesar a se ţine seama încalculul cilindrului. Poziţia unghiulară zero, marchează punctul mort superior în timpul admisiei.



24

0 ma me Qc W Q p

Baleiaj0-î.s.e. 0 0 0 >0 >0

180Admisie

î.s.e.-î.s.a. 0 0 0 >0 >0

Compresieî.s.a.- IA 0 0 0 >0 >0

<0360

Ardere IA-SA 0 0 0 <0 <0

DestindereSA-d.s.e. 0 0 0 <0 <0

540Evacuare

d.s.e.-d.s.a. 0 0 0 >0 <0

720 Baleiajd.s.a.-720 0 0 0 >0 >0

Fig.2.2b: Mărimea calitativă parametrilor bilanţului

Perioadele calitative sunt: 0 - î.s.e.: Perioada de baleiaj este cuprinsă între poziţia pistonului în punctul mort

superior şi momentul închiderii supapei de evacuare. Gazele curg în şi spre mediu prinambele supape care sunt deschise.

î.s.e. - î.s.a.: Perioada propriu-zisă de admisie între momentul închiderii supapei deevacuare şi momentul închiderii supapei de admisie, este lipsită de entalpia gazelor prinsistemul de evacuare şi de energia termică a arderii.

î.s.a. - IA: Perioada de comprimare în care supapele sunt închise, însă nu are loc încă

arderea, este cuprinsă între momentul închiderii supapei de admisie şi începutul arderii. IA - SA: Arderea este cuprinsă între un moment de început şi de sfârşit (supapele sunt

închîse dar are loc furnizare de energie termică în urma arderii). SA - d.s.e.: Perioada cuprinsă între sfârşitul arderii şi deschiderea supapei de evacuare

este perioada de destindere în care supapele sunt închise, dar arderea s-a întrerupt. d.s.e - d.s.a.: Perioada dedicată evacuării are doar supapa de evacuare deschisă. d.s.a. - 720: O dată cu deschiderea supapei de admisie începe baleiajul descris la punctul

1, şi ciclul se reia.Se constată că sunt afectaţi de anulare, doar termenii entalpia gazelor schimbate cu mediul

şi energia termică furnizată în urma arderii.Lucrul mecanic şi energia pierdută prin pereţi îşi modifică doar semnul în timpul

funcţionării. Semnul pozitiv va corespunde creşterii energiei gazului cuprins în volumul de control,iar semnul negativ cedării de către acesta a energiei. Din punctul de vedere al utilizatorului, esteurmărită maximizarea lucrului mecanic negativ, deoarece dacă acesta este cedat de gaz înseamnăcă va fi preluat la arborele cotit.

La termenul care descrie energia pierdută prin pereţi, se va urmări minimizarea valorilornegative,deoarece acestea descriu partea din energie, care este cedată de gaz, dar nu transformatăîn lucru mecanic util. Recuperarea sa ulterioară este de asemenea extrem de dificilă (este preluatăde obicei pentru climatizarea habitaclului automobilului).

2.3.2.1 VARIAŢIA DE LUCRU MECANIC (dW/dt )

Lucrul mecanic definit ca energia primită sau cedată mediului de un sistem termodinamic prin deplasarea unei suprafeţe active, are expresia:



25

W=-p (2.2)unde: p - presiunea din cilindru

V - volumul momentan aflat deasupra pistonuluiAcesta este compus din volumul camerei de ardere (constant) şi din volumul cursei

pistonului. Expresia sa, este:

V =V +V =V +

D

4 xca x ca

2

(2.3)unde: V ca - volumul camerei de ardere se calculează cunoscând raportul de compresie

cu relaţia:

ca

t V =

V

(2.4)

x - spaţiul parcurs de piston la un moment dat, măsurat din p.m.s.. Acesta rezultădin cinematica pistonului:

= r [(1- )+4

(1- 2 )]b

cos cos

(2.5)

D - alezajul cilindrului (dacă nu este cunoscut se adoptă conform capitolului

"Desfăşurarea proiectului").Variaţia în timp a lucrului mecanic, este:

dW

dt =

dp

dt V + p

dV

dt = p

D

4

dx

dt = p

D

4v

2 2

(2.6)

Termenul dp/dt se anulează, deoarece se consideră în ipoteza evoluţiei cvasistaţionare, că pe intervalul de calcul considerat, valoarea parametrilor de stare este constantă.

v - reprezintă viteza pistonului (vezi "Cinematica mecanismului

motor"): v = r ( +2

2 )b

sin sin (2.7)

2.3.2.2 VARIAŢIA ENERGIEI TERMICE SCHIMBATE PRIN PEREŢI

Acest proces are loc prin convecţie şi prin radiaţie, ponderea determinantă având-otransferul prin convecţie.

Calculul procesului se poate conduce în două variante:1. Calculul energiei transmise prin pereţi, ţinând seama de temperatura peretelui.

Fig.2.2a: Shema de calcul a bilanţului



26

2. Calculul energiei transmise prin pereţi, ţinând seama de temperatura lichidului de răcire.Pentru varianta 1, ecuaţia transferului de energie este:

p

p

dQ

dt = A ( T - T) (2.8)

unde: - coeficientul de convecţie al gazului în [W/mK]. Valoarea sa depinde de presiunea, temperatura şi starea de mişcare a gazului, conform relaţiei:

=1166 T p (1+1.24 v )3m,

2 (2.9) p - presiunea gazului din cilindru în [bar];T - temperatura gazului din cilindru în [K].

Ecuaţia coeficientului de convecţie este determinată semiempiric şi constituie uncompromis între exactitate şi complexitate. În literatura de specialitate există numeroase relaţiicare modelează acest coeficient.

De mişcarea gazului se ţine seama prin viteza medie a pistonului:

mv =S n

30

(2.10)

unde cu S s-a notat cursa şi cu n turaţia motorului. A - aria suprafeţei prin care are loc transferul de energie. La motor se disting treicategorii de suprafeţe:

A1-aria chiulasei care se adoptă constructiv (vezi "stabilirea dateloriniţiale");

A2-aria expusă de partea cilindrului;= D x2 (2.11)

A2 depinde de poziţia momentană a pistonului A3-aria pistonului:

= D

4

2

3 (2.12)

T - temperatura momentană a gazului;4 T p - temperatura momentană a peretelui.Valoarea sa este considerată constantă în regim stabilizat datorită inerţiei termice a

materialului pereţilor, dar diferă între piesele motorului.O sinteză a valorilor experimentale a temperaturii pereţilor este redată în anexa 2.Pentru calcule simplificate se poate utiliza, ecuaţia:

p0 4

T = 360+ 9 n D , (2.13)

unde - coeficientul de umplere (vezi "stabilirea dimensiunilor principale");n - turaţia momentană a motorului;

D - alezajul cilindrului.

Cu consideraţiile de mai sus ecuaţia fluxului de energie termică prin pereţi este dată deexpresia:

p

p

dQ

dt = (A + A + A ) (T - T ) 1 2 3 (2.14)

sau când se iau în considerare temperaturi diferite pentru chiulasa (T 1), cilindru (T 2) şi piston (T 3):

pdQ

dt = [A (T - T )+ A (T - T )+ A (T - T )] 1 1 2 2 3 3 (2.15)

A doua variantă de calcul a fluxului termic ce ţine seama de temperatura (T fr 5) şi natura( 6) fluidului de răcire se bazează pe ecuaţia:

p

i i fr

dQ

dt = k A (T - T ) (2.16)



27

unde: k este coeficientul de transfer de energie termică, care se calculează cu expresiacunoscută din termodinamică:

k =1

+b

+1

i

i

t l i

1

(2.17)

unde: - coeficientul de convecţie al gazului din cilindru;

7 l - coeficientul de convecţie al fluidului de răcire (anexa 2);bi8 - grosimea peretelui i prin care are loc transferul de energie termică;9 ti - coeficientul de conductivitatea termică al materialului peretelui i

(anexa 2).Însumarea după i se face când există mai mulţi pereţi care mărginesc spaţiul de lucru.

2.3.2.3 VARIAŢIA DE ENERGIE TERMICĂ REZULTATĂ ÎN URMA ARDERIICOMBUSTIBILULUI

Prin arderea unei cantităţi C [kg] de combustibil care are puterea calorică inferioară H i10[J/kg] rezultă cantitatea de energie termică Qc11 [J], cu relaţia:

c a t iQ = H C (2.18)care ţine seama că transformarea reactanţilor în produşi de reacţie are loc cu un anumit

randament, randamentul transformării t 12, şi transformarea energiei chimice în energie termicăse face cu randamentul arderii a.

Variaţia în timp a energiei termice rezultă derivând expresia 2.18:

c

a t i

dQ

dt = H

dC

dt (2.19)

în care dC/dt are semnificaţia cantităţii de combustibil arse (şi nu injectate) în unitatea detimp. Aşadar pentru modelarea desfăşurării arderii la m.a.c., nu se poate utiliza legea de injecţie,datorită întârzierii la autoaprindere.

Vibe a propus o lege matematică pe baza analizei termodinamice a proceselor din motor, pentru modelarea desfăşurării arderii:

dx

dy= a (m+ 1) y (-a y )

m n exp (2.20)

unde:

=C

C ; y =

t

t ; n = m+1

0 0

(2.21)

Cu notaţiile (2.21), rezultă expresia:

c

a

0

0

i

dQ

dt

=C

t

H dx

dy

(2.22)

Semnificaţia termenilor:C - cantitatea de combustibil arsă din momentul începerii arderii, până în

momentul curent de calcul t ;C 013 - cantitatea de combustibil arsă pe ciclu:

0 ef

p

C = P c

n i

(2.23)

unde: P ef - puterea efectivă;c - consumul specific (adoptat din anexa 1);n p14 - turaţia pompei de injecţie la m.a.c.. La m.a.s. este turaţia motorului

pentru 2 timpi sau jumătatea sa la 4 timpi;



28

i - numărul de cilindri;t - timpul scurs de la începutul arderii;t 015 - durata arderiia - factor ce ţine seama de randamentul transformării:

a 5 6,9 10 t [%] 99 99,9 100

Valoarea de 6.9 este folosită în marea majoritate a cazurilor.m - factorul de formă al funcţiei Vibe. Acesta provoacă formele de funcţii

reprezentate în figura 2.3. În concluzie se pot modela diferite tipuri de arderi, modoficând

parametrul m. Valorile sale sunt sintetizate în anexa 3 pentru diferite categorii de motoare. H i - puterea calorică inferioară a combustibilului. Valori pentru combustibiliiobişnuiţi sunt redaţi în anexa 3. În acelaţi tabel sunt trecute şi valorile cantităţii minime de aernecesară arderii ( Lmin).

a - randamentul arderii depinde de condiţiile de funcţionare şi variază în domeniul0,85…0,99. Pentru regim staţionar se adoptă de obicei valoarea maximă.

Modul obişnuit de analiză a proceselor din motor se face folosind ca bază de timp poziţiaunghiulară a arborelui motor. Pentru a putea folosi mai uşor relaţia (2.22), din acest punct devedere, se fac următoarele transformări:

- se amplifică y cu viteza unghiulară care face legătura între parametrul timp şi parametrul poziţie unghiulară:

t

t

t

t

IA

DA

0 0

(2.24)

Numărătorul este durata în grade de rotaţie arbore motor scursă de la începutul arderii pânăîn momentul curent şi este diferenţa între poziţia momentană a arborelui şi unghiul care marcheazăînceputul arderii ( IA) (! Nu începutul injecţiei).

Numitorul reprezintă durata totală a arderii în grade rotaţie arbore motor ( DA).Cu această transformare termenii ecuaţiei (2.30) se pot calcula funcţie de unghiurile

arborelui motor.În expresia (2.22) se înlocuieşte t 0 funcţie de poziţia unghiulară, prin aceeaşi viteză

unghiulară, ceea ce duce la expresia:

dQdt

H dxdy

c

a i

180 (2.25)

Fig. 2.3 Legea de ardere Vibe



29

Raportul 180 / transformă durata arderii DA exprimată în grade RAC în radiani.Observaţie:Procesul arderii se modelează prin funcţia Vibe cunoscând trei mărimi caracteristice:

- unghiul de început al arderii ( IA)- durata arderii în grade RAC ( DA)- valoarea factorului de forma Vibe (m)

Pentru cele trei mărimi sunt sintetizate în anexa 3 valorile numerice funcţie de tipulmotorului.

2.3.2.4 ENTALPIA GAZELOR CARE TRANZITEAZĂ CILINDRUL

Entalpia unui gaz este definită ca fiind conţinutul total de energie pe care acesta îl conţine,inclusiv energia sa de formare. Această parte nu se poate modifica, astfel încât atunci când vomvorbi de entalpia gazului, vom considera doar partea de energie pe care o conţine fără energia deformare a compuşilor.

Relaţia matematică a entalpiei, este:

H = m h = m c p

(2.26)care derivată:dH

dt =

dm

dt c p (2.27)

arată că fluxul de entalpie depinde de debitul masic şi de entalpia unităţii de masă (h =c p16T ).

Expresia debitului care pătrunde prin organul de distribuţie (supape, distribuitoare,ferestre), este:

n

n

1 1

dm

dt = A 2 p F 1 (2.28)

cu F = k / (k -1) ( Q - Q )

i j 2 (2.29)

numită funcţia de debit şi:

i =2

k ; j = (k +1) / k; Q =

p

p2

1

(2.30)

Observaţie!: Dacă există mai multe supape pe cilindru, debitul care tranzitează cilindrulva fi format din suma debitelor corespunzătoare fiecărei supape. Având în vedere influenţareciprocă între curenţi, se adoptă pentru coeficientul de debit valorile inferioare ale domeniului deîmprăştiere, dacă supapele de acelaşi fel sunt paralele, şi valorile maxime ale coeficientului dedebit, dacă supapele de acelaşi fel sunt dispuse pe diagonală.

n - numărul de supapem - coeficientul de debit al organului de distribuţie, ţine seama de pierderile gazodinamice

care apar în timpul curgerii prin acest punct. Valoarea sa se determină experimental. Valoriobişnuite sunt sintetizate în anexa 4, pentru diferite soluţii constructive.

A - aria geometrică disponibilă curgerii la un anumit moment.Expresia sa diferă în funcţie de tipul organului de distribuţie şi de tipul acţionării supapei.

Pentru distribuţia prin supape, este aria descrisă prin deplasarea supapei:= h (d + h )2 cos sin cos (2.31)

d - diametrul canalului în dreptul supapei;h - înălţimea de ridicare momentană a supapei;

Valoarea sa momentană se determină din calculul mecanismului de distribuţie. Pentru uncalcul operativ se poate utiliza anexa 5.; - unghiul de înclinare al talerului supapei.



30

Pentru distribuţia prin ferestre, este aria pe care o descoperă pistonul în mişcareasa:

= n b (x - S )u (2.32)n - numărul de ferestre;b - lăţimea unei ferestre;

x - cursa pistonului;S u 17-cursa utilă a pistonului.

pl 18- presiunea în amonte de punctul de perturbare a curgerii (în faţa supapei de admisie);r l 19 - densitatea gazului în amonte de supapă;

1 1 1= p / R T (2.33)

T l 20 - temperatura gazului în amonte de supapă - se preia din calculul sistemului deadmisie;

Q - raportul presiunilor:

Q = p

p2

1

(2.34)

Indicele 1 se referă la punctul din amonte de elementul prin care se calculează debitul, iarindicele 2 la punctul din aval:

- pentru admisie 1 - punctul din amonte de supapa de admisie;2 - cilindrul;

- pentru evacuare 1 - cilindrul;2 - punctul din aval de supapa de evacuare.

Ecuaţiile generale ale entalpiei şi debitului îşi menţin valabilitatea indiferent de zona undesunt aplicate, admisie sau evacuare.

Atribuind indicele "a" pentru admisie şi "e" pentru evacuare, rezultă debitul masic caretranzitează cilindrul:

dm

dt =

dm

dt -

dm

dt

a e (2.35)

şi entalpia care îl însoţeşte:dH

dt =

dH

dt -

dH

dt

a e (2.36)

dată de diferenţa entalpiei gazelor admise şi a celor evacuate.

2.3.2.5 PARAMETRII DE STARE

În acest paragraf sunt analizaţi parametri de stare: călduri specifice la presiune şi volumconstante, constanta gazului şi exponentul adiabatic, pentru gazul din cilindru.

Valoarea acestor parametri se modifică în funcţie de condiţiile de funcţionare din motor(presiune, temperatură şi compoziţia gazului). Se face distincţia între aer şi gaze arse.Valorile numerice pentru aer sunt date în anexa 3, fiind utile în calculul sistemului de

admisiei şi a entalpiei gazelor admise. Pentru gazele de ardere, la care valoarea parametrilor destare se modifică continuu, se folosesc cu relaţiile de mai jos. În calculul sistemului de evacuare se

preiau parametrii de stare ai gazului din cilindru la sfârşitul destinderii.Pentru căldura specifică la presiune constantă se foloseşte relaţia empirică:

p2 3 3

c = a (b+c T +d T + e T ) 10 (2.37)

a cărei coeficienţi diferă funcţie de domeniul de temperatură:

T [ C] a b c d e

300…1200 0,03489 -4,3248 0,176 -1,0161E-4 2,337E-81200…2900 0,03948 36,861 8,1629E-2 -2,7761E-5 3,505E-9



31

Observaţie!: Există numeroase lucrări care indică relaţii pentru acest parametru, cât şidependente de presiune şi compoziţie, dar dependenţa de aceşti ultimi factori este relativ scăzută.

Pentru constanta gazului se demonstrează, pe baza compoziţiei gazelor arse, că nu diferă pentru aer şi gaze arse decât printr-o unitate, diferenţă nesemnificativă (valoarea numerică vezi înanexa 3).

Cu cei doi termeni definiţi anterior se obţin şi ceilalţi doi:v pc = c - R (2.38)

şik = c / c p v (2.39)

2.3.2.6 TRANSFORMAREA ECUAŢIEI ENERGIEI

Până la acest punct au fost explicitaţi termenii din dreapta ecuaţiei care exprimă bilanţulenergetic al cilindrului (vezi ecuaţia 2.1). În continuare este transformată partea stângă a ecuaţiei.

Pornind de la definiţia energiei interne a întregii mase de gaz cuprinse în volumul de

control: E = m e (2.40)

se derivează conform regulii produsului:dE

dt =

dm

dt e+ m

de

dt (2.41)

pentru a obţine variaţia sa în timp.Ţinând seama de definiţia energiei interne a unităţii de masă, rezultă ecuaţia:

dE

dt =

dm

dt c T + m c

dT

dt v v (2.42)

dm/dt - debitul masic care tranzitează cilindrul (ecuaţia 35);

cv21 - căldura specifică la volum constant (vezi paragraful 5);m - masa de gaz cuprinsă la un moment dat în volumul de control;

m= m +dm

dt dt = m +

dm

dt 60 / n0 0

(2.43)

m022 - este masa de gaz aflată iniţial în cilindru:

0 0

0

0

m = pV

R T

(2.44)

Indicii zero descriu starea gazului la începutul calculului.dt este baza de timp în secunde şi se exprimă funcţie de (baza de timp exprimată în

°RAC) şi turaţia de funcţionare n.

Notând cu X termenul din dreapta ecuaţiei bilanţului energetic şi ţinând seama detransformarea energiei interne (2.41), rezultă ecuaţia:dT

dt =

m c[X -

dm

dt c T]

v

v

1

(2.45)

care exprimă transformarea temperaturii gazului cuprins în volumul de control în urmainteracţiunii sale ca sistem deschis cu mediul, interacţiune descrisă de termenii uniţi sub notaţia X .

Pentru a obţine o ecuaţie şi pentru al doilea parametru de stare independent, presiunea,ecuaţia generală a gazelor perfecte:

V = m R (2.46)se derivează:

dpdt

= p 1T

dT dt

+ 1m

dmdt

- 1V

dV dt

(2.47)

ecuaţie care furnizează expresia transformării presiunii în urma interacţiunilor externe.



32

Termenii care intervin sunt cunoscuţi din deducerea expresiilor care apar în bilanţul energetic.Ecuaţiile (2.45) şi (2.47), care furnizează baza de calcul a parametrilor de stare presiune şi

temperatura, exprimă transformarea lor în funcţie de timp. Ele formează un sistem cu derivate parţiale de ordinul întâi, rezolvabil prin metoda Runge-Kutta.

Un calcul suficient de exact se poate obţine şi prin metoda diferenţelor, calculată la un pasde timp suficient de mic pentru a asigura convergenţa metodei. Această metodă are avantajul că

furnizează permanent o imagine asupra transformării stării gazului. Principiul metodei esteaproximarea derivatei prin diferenţe.

Pentru ambele metode este necesară transformarea ecuaţiilor exprimate în funcţie de timp, pentru a le putea raporta la poziţia unghiulară.

Derivând expresia parametrului oarecare F, funcţie de timp, ţinând seama că depinde şi de poziţia unghiulară rezultă expresia:

dF

dt =

dF

d

d

dt

(2.48)

de unde se obţine:

dF d

=

dF

dt d

dt

(2.49)

Raportul d /dt este viteza unghiulară momentană .Variaţia funcţie de poziţia unghiulară devine:

dF

d =

1 dF

dt (2.50)

Ecuaţia explicitată pentru presiune şi tempeartura formează sistemul de ecuaţii rezolvabil prin metoda Runge-Kutta.

Pentru metoda diferenţelor, în care derivata se înlocuieşte printr-o diferenţă, rezultăexpresia generală:

F / =

1 F

t (2.51)

cu care se exprimă noua valoare a parametrului obţinută în urma interacţiunilor X , înunitatea de timp corespunzătoare rotirii a grade.

Explicitând pentru mărimile termodinamice necunoscute, rezultă expresia:

2 1T = T +dT

dt

(2.52)

şi

2 1= p +dp

dt

(2.53)

În ecuaţiile de mai sus, indicele 1 exprimă valoarea parametrilor de stare la începutul pasului de calcul, iar 2, la sfârşit.

! Pasul unghiular trebuie introdus în radiani !În ambele metode este necesară evaluarea bazei de timp, adoptată în majoritatea cazurilor

la un grad rotaţie arbore cotit. Pentru calcule manuale se acceptă şi 3 grade, însă există pericolulinstabilităţilor numerice.

2.3.2.7 EVALUAREA EMISIILOR NOCIVE

La ora actuală pe lângă parametri energetici ai motorului impuşi de dorinţa de deplasare a

conducătorilor auto, se limitează prin lege emisia de noxe. Pentru determinarea compoziţieigazelor arse au fost concepute numeroase modele, mai mult sau mai puţin exacte, dar care necesităefort de calcul extrem de mare.





34

1

kp p / t + u / x = 0 (2.55)

Ecuaţia diferenţială cu derivate parţiale admite o soluţie de forma:= p (j t)0 exp (2.56)

în care p024 rezultă din condiţiile limită.

Fie indicii 1 şi 2 care marchează valorile parametrilor de stare la capetele unei conducte delungime L, având aria secţiunii transversale S (fig.2.4. a). Pentru aplicaţiile practice este util aformula o matrice de transfer între intrarea şi ieşirea din conductă, care în funcţie de problemaconcretă poate fi utilizată în orice combinaţie de date de intrare. Matricea de transfer are formagenerală:

(P1,U1 ) = [T] (P2,U2 )T T (2.57)

cu termenii:

T(1,1)=T(2,2)= kLcos

T(1,2)= ja

S

kL sin (2.58)

T(2,1)= jS

a

1kL

sin

Obţinuţi din condiţia că soluţia (2.56) este valabilă şi la capătul conductei.Dacă sistemul de admisie este format din mai multe conducte înseriate într-un anumit mod

(de exemplu ca în figura 2.4. a, atunci se cuplează matricile de transfer a celor n conducte,conform relaţiei:

(P1,U1 ) = [T1] [T2] ..[Ti]..[Tn] (Pn,Un )T T (2.59)

Ţinând seama că ieşirea primei conducte este intrare pentru următoarea.U - debitul volumic: U = u S ;

- densitatea aerului în condiţiile de temperatura din conductă; j - unitatea complexă ( j =-1);k - reprezintă numărul de undă, prin expresia:

k = 2a

3 (2.60)

- este frecvenţa de excitaţie. Sursă de excitaţie la motor este mişcarea alternativăa pistonului.Având în vedere că la un motor în patru timpi cu i cilindrii apar la două rotaţii ale arborelui

cotit, i timpi de admisie care durează o jumătate de rotaţie rezultă ecuaţia de legătură între

frecvenţa de excitaţie şi turaţia motorului: = N

60

i1

2

4

Împărţirea la 60 este necesară pentru transformarea minutelor din expresia turaţiei în

Fig.2.4: Cuplarea conductelor în colectorul de admisie



35

secunde.

Exemplu: pentru un motor cu trei cilindrii (i = 3) frecvenţa de excitaţie este f = N / 40.Folosind matricea de transfer a sistemului de admisie se poate dimensiona sistemul pentru

supraalimentare acustică, impunând maximizarea raportului între presiunea la intrarea în sistem şicea de la ieşire:

n

1

p

p= (2.62)

Condiţia că numitorul raportului să fie zero, face legătura între parametrii funcţionali(turaţie prin frecvenţă) şi cei geometrici (care apar în matricile de transfer). În calcule se poateaproxima tangenta şi sinusul cu unghiul.

Este simplu de intuit că rezonanţa apare la o singură turaţie pentru o geometrie fixă.

Evoluţia calitativă a lungimii conductei de admisie optime funcţie de turaţie este reprezentată înfigura 2.4 b, folosind relaţia:

2

22

1 12 2 L =

S a

S L 4

5 (2.63)

valabilă doar pentru exemplul consructiv din figura 2.4 a.Din păcate sistemul în afara punctului de rezonanţă constituie o rezistenţă locală, motiv

pentru care este necesară fie o geometrie variabilă, fie cuplarea sa cu alte sisteme desupraalimentare pentru zonele defavorizate din punct de vedere gazodinamic. Cuplarea clasică lamotoarele de serie este supraalimentarea acustică la turaţii joase unde turbosuflanta lucreazădefavorabil.

În figura 2.5 este reprezentat cuplul în diferite variante de supraalimentare acustică.Creşterea estimată de cuplu este dată de relaţia empirică scrisă pentru sistemul din figura 2.4 a.[%] = -2 23- 3 03 10 ( S L )+7 39 10 S +6 67 L3

2 23, , , , (2.64)

în care se introduc dimensiunile în [m].Pentru a integra sistemul cu supraalimentare acustică în calculul ciclului motor trebuie să

se ţină seama de faptul că curgerea este anisentropă. Creşterea de presiune în urmasupraalimentării acustice se aproximează procentual tot prin relaţia (2.64), ţinând seama de

proporţionalitatea care există între presiunea de admisie şi presiunea medie efectivă, iar aceastaeste proporţională cu momentul motor.

Observaţie: Supraalimentarea acustică este extrem de eficientă deoarece comprimarea prin

unde de presiune este adiabată, având în vedere că timpul de compresie este prea scurt pentrutransfer de energie termică.

Fig. 2.5: Evoluţia cuplului motor în diferite condiţii de supraalimentare acustice



36

2.3.3.2 Modelarea supraalimentării cu agregate speciale

După cum am arătat la expunerea modelului cilindrului, fluxul de entalpie admis creşteenergia internă şi deci potenţialul de putere al motorului. Asupra acestui termen se poate interveni

prin debitul masic şi prin temperatura gazelor admise. A doua posibilitate implică scădereadensităţii şi deci scăderea debitului admis, efect care este mai important decât nivelul temperaturii,

deoarece nu poate fi arsă o cantitate mai mare de combustibil, ceea ce scade puterea litrică.Prima posibilitate (debitul masic) este modalitatea principală de a influenţa puterea unuimotor construit (având în vedere că puterea este aproximativ proporţională cu debitul masicaspirat). Privind ecuaţia de debit (2.28), se constată şi posibilităţile de creştere a debitului:

mărirea coeficientului de debit (arhitectura canalizaţiei, forma organelor de distribuţie); mărirea ariei disponibile de curgere (număr de supape, viteza de acţionare a organelor de

distribuţie); creşterea raportului presiunilor (supraalimentare).Această creştere este limitată de forma funcţiei de debit F (ec.2.29), care arată că debitul

creşte doar până la un anumit raport de comprimare în suflantă.Primele două modalităţi au fost tratate la analiza fluxului de entalpii prin cilindru, urmând

ca în continuare să prezentăm pe scurt a treia posibilitate, pentru care este necesară montarea unuicompresor pe traseul de admisie, ce constituie pentru ansamblul motorului un subsistem caretransformă parametrii de intrare. Pentru proiectantul de motoare se pune cel mai frecvent problemade a găsi agregatul optim de supraalimentare şi de a face ca acesta să funcţioneze cât mai bineîmpreună cu motorul. Din acest punct de vedere este importantă cunoaşterea funcţiei de transfer aagregatului (caracteristică care leagă parametrii de intrare cu cei de ieşire).

Procesul de comprimare se produce cu consum de energie şi cu un anumit randament caredepinde de condiţiile de funcţionare. Obiectivul acordării motorului cu agregatul desupraalimentare este de a asigura funcţionarea motorului într-un domeniu de funcţionare alcompresorului caracterizat prin randamente cât mai mari.

Pentru aceasta este necesară cunoaşterea caracteristicii compresorului şi cunoaşterea plasării domeniului de funcţionare al motorului în această caracteristică.Agregatele de supraalimentare sunt d.p.d.v. al modului de acţionare (fig.2.6 a): mecanice (energia de antrenare este preluată de la arborele cotit al motorului); turbosuflante (pentru antrenarea compresorului este folosită o turbină în care se destind

gazele arse care părăsesc cilindrul); agregat cu unde de presiune (aerul este comprimat direct de către gazele arse într-un

rotor celular).Tabelul 2.1

Criteriul 1 2 3 4Puterea nominală + ++ + +

Cuplu la turaţii scăzute - - + ++ ++Viteza de reacţie la accelerare(cu menţinerea limitei de fum)

- - + ++ ++

Consum în exploatare - + ++ ++ Nivel de zgomot + + - -Emisiile de noxe - + ++ -Funcţionare la altitudine + + + -Siguranţă în funcţionare ++ - + +Spaţiul necesar + + - -Flexibilitate la poziţia pe motor ++ ++ - -

Cerinţe legate de filtru de fum + + -- ++Creşterea presiunii medii + ++ ++ +Tehnologicitate ++ - + +



37

Costurile sistemului + - - +Variantele constructive de compresoare sunt prezentate în figura 2.6 , iar în anexa 7 sunt

sintetizate caracteristicile funcţionale, trasate în coordonate adimensionale.Pentru uşurarea decizei adoptării unui agregat de supraalimentare, sunt sintetizate în

tabelul 2.1, criteriile de alegere a agregatelor.S-a notat:1. turbosuflanta;2. turbosuflanta (perfecţionată) în tehnologie viitoare;3. agregat cu unde de presiune;4. supraalimentare mecanică.In figura 2.7 sunt reprezentate caracteristicile externe ale unui motor de referinţă

supraalimentat după cele trei procedee.

Legătura motor agregat de supraalimentare se face diferit pentru cele trei tipuri deagregate.Pentru supraalimentarea mecanică pornind de la turaţia motorului rezultă turaţia

compresorului adoptând un raport de transmitere şi cu debitul de aer cunoscut din calcululgazodinamic rezultă presiunea de supraalimentare din caracteristica reprezentată în anexa 7.

O altă variantă presupune adoptarea unei presiuni de supraalimentare (din necesitateaobţinerii unei anumite presiuni medii efective - vezi "desfăşurarea proiectului"); la intersecţiacurbei de presiune constantă cu caracteristica de consum a motorului, rezultă de pe caracteristicacompresorului, turaţia sa de antrenare.

De puterea necesară antrenării compresorului, calculată cu relaţia:

cc

1 p

2

1

i

P =

dm

dt

1

T c [(

p

p ) - 1]; i = (k - 1) / k (2.65)trebuie ţinut seama în determinarea puterii efective a motorului.Pentru motorul turbosupraalimentat, motorul este cuplat termodinamic atât cu compresorul

cât şi cu turbină, iar compresorul şi turbina sunt cuplate mecanic. Toate cuplajele sunt afectate de pierderi, de care se ţine seama prin randamente isentrope la cuplajul termodinamic, şi prinrandament mecanic la cuplajul mecanic. Pentru studiul motorului turbosupraalimentat suntnecesare date, care în funcţie de problema de studiu se folosesc diferit. Semnificaţia indicilor şi

parametrii caracteristici se preiau de pe schema de calcul reprezentată în anexa 7.Date şi relaţii necesare:1. Puterea necesară antrenării compresorului (ec.2.65)

- randamentul isentropic este trecut în caracteristica compresorului (anexa 7)2. Puterea necesară antrenării turbinei:

a) b) c)Fig. 2.6: Variante constructive de compresoare



38

T T

T

3 p4

3

i P =

dm

dt T c [1-(

p

p ) ]; i = (k -1) / k

3 (2.66)

T 25 -randamentul isentropic al turbinei. De obicei este indicat în caracteristicile turbinelor(anexa 7) produsul dintre randamentul isentrop al turbinei şi randamentul mecanic al agregatuluiturbosuflantă.

Factorul de referinţă de pe caracteristica turbinei, este cifra caracteristică uT 26/c

027, unde:

uT 28 - viteza periferică a turbinei;c029 - viteza ideală a gazului în turbină.

02

3 4

c

2= h - h (2.67)

Debitul masic prin turbină se calculează cu ecuaţia de debit (2.28), în care se introduc presiunile p3, p430 şi coeficientul de debit reprezentat în caracteristica turbinei (anexa 7).

Debitul masic prin compresor este cel care trece şi prin motor şi se calculează cu ecuaţiile(2.71), (2.72) înmulţite cu densitatea aerului în aval de compresor.

Ţinând seama că în regim staţionar pentru turbosuflantă, puterea turbinei este cedatăcompresorului, se obţine ecuaţia gradului de supraalimentare:

2

1

T

c

3

1

i p

p= 1+

m

m K

T

T 1- K

(2.68)

cu:

K = R

R

k -1

k

k

k -1

g

a

a

a

g

g

(2.69)

Indicele a se referă la aer, g la gaze arse. R - constanta gazuluik - exponentul adiabatic - randamentul global al turbosuflantei

K =

p

p; j =

k -1

k

4

3

j g

g

(2.70)

i = 3.5Problematica care apare la motorul turbosupraalimentat se poate judeca pe ecuaţia 2.68.

Sub forma dată se poate determina presiunea de supraalimentare în funcţie de condiţiilefuncţionale, sau transformând ecuaţia 2.68 se poate obţine un răspuns la întrebarea: ce condiţiifuncţionale sunt necesare pentru a obţine o anumită presiune de supraalimentare, care rezultă fiedin condiţia de a obţine o anumită presiune medie efectivă, fie de a nu depăşi limita de rezistenţă(m.a.c.) sau pe cea de detonaţie (m.a.s.).

Dacă se cunoaşte presiunea necesară de supraalimentare, de pe caracteristica

compresorului, se determină la intersecţia curbei de presiune constantă cu cea de debit(debitul absorbit de motor) punctul de funcţionare, respectiv turaţia şi randamentulisentrop;

Se verifică dacă şi alte debite corespunzătoare altor turaţii, se încadrează pe caracteristicacompresorului;

Având turaţia şi randamentul rezultă puterea necesară turbinei pentru a realizarespectivul raport de compresie;

Din parametri care intervin în ecuaţia puterii turbinei, rezultă condiţiile de realizare aacestei puteri. De exemplu debit, temperatura gazelor arse, etc.

O altă problemă care se poate pune este determinarea presiunii de supraalimentare pe care

o poate da energia gazelor de evacuare, în condiţiile unui randament al turbinei cât mai eficient.Observaţie: În general, curba de consum a motorului se plasează în zona turaţiilor scăzuteiar în zona turaţiilor înalte se limitează presiunea la valori limită (detonaţie la m.a.s., solicitări



39

mecanice la m.a.c.) prin devierea unei cantităţi din gazele arse pe lângă turbină.Caracteritica din anexa 7 este trasată în coordonate adimensionale, şi plasarea curbelor de

consum ale motorului în această caracteristică este idealizată. Când se va adopta din ofertafirmelor constructoare agregatul de supraalimetare, se va avea în vedere că suprapunerea întrecaracteristica ideală şi cea oferită să fie cât mai bună. Se va adopta acea caracteristică care prinscăderea debitului, intră în zone cu randament mai mare, deoarece în acest caz, se obţine o

compensare a puterii cu altitudinea (deoarece cu altitudinea scade densitatea şi implicit debitulmasic).

Pentru agregatul cu unde de presiune este reprezentat în anexa 7 caracteristica presiunii desupraalimentare, funcţie de tempeartura gazelor arse. Ea se poate utiliza fie pentru a determina

presiunea de supraalimentare, fie pentru a obţine temperatura necesară a gazelor arse.De puterea necesară antrenării rotorului, extrem de mică deoarece trebuiesc învinse doar

frecările din lagăre, se ţine seama în adoptarea randamentului mecanic.Pentru a asigura că domeniul de funcţionare al motorului este acoperit de posibilităţile

agregatului de supraalimentare, este necesar trasarea în caracteristica compresorului acaracteristicii de consum (de debit volumic dV/dt ) a motorului, folosind pentru motorul în patrutimpi, relaţia:

dV

dt = V

N

2=

p

p

T

313+5

6 ( T - 273)

u s

1

2

2

2

(2.71)

Pentru procedeul în doi timpi, debitul se calculează cu ecuaţia de debit (2.28):dV

dt = A F

p

p

T

T 2 Rec

2

1

1

2

(2.72)

F - funcţia de debit (2.29) în care intervin presiunea din amonte( 2 31) [i din aval ( 3 32)de cilindru.

Aec33 - aria reală de curgere mediată:

ec ec= 1360

A d (2.73)

Aria de sub integrală se calculează cu relaţia:

ec

a2

e2

a2

e2

= A A

A + A

(2.74)

Fig.2.7: Caracteristicile de cuplu pentru diferite modalităţi de supraalimentare



40

unde: A reprezintă ariile reale momentane descrise de orificiul de admisie (indicele a) şide cel de evacuare (indicele e).

Prin arie reală se înţelege produsul între coeficientul de debit şi aria geometrică.Caracteristicile de consum ale motorului se reprezintă pentru mai multe turaţii, pentru a

constata oferta compresorului şi în alte puncte de funcţionare. În funcţie de dorinţa proiectantuluise plasează caracteristica motorului în caracteristica compresorului. Dacă presiunile de

supraalimentare depăşesc valorile admise se limitează presiunea de supraalimentare cu supape,care deviază o parte din gazele arse pe lângă turbină.

Dacă pe traseul de admisie se plasează un răcitor pentru încărcătura proaspătă se ţineseama de el tot printr-o caracteristică (anexa 8). Răcitorul se consideră un rezervor care transferă

prin pereţi energia termică de răcire, care rezultă de pe caracteristica sa. Volumul rezervorului seasimilează cu întregul volum al sistemului de admisie.

Pentru calcule simplificate răcitorul se consideră o cutie neagră, care transformă funcţie dedebitul de aer care o parcurge, temperatura (anexa 8), şi presiunea prin căderea de presiune de pecaracteristica din anexa 8.

2.3.4 Modelarea procesului de evacuarePentru conductele care formează sistemul de evacuare se poate aplica raţionamentul de la

sistemul de admisie, însă erorile de calcul în special de amplitudine a oscilaţiilor, sunt mari.O ipoteză abordată pentru sistemul de evacuare care nu presupune efort de calculaţie

deosebit, este considerarea întregului sistem ca un rezervor, în care viteza se atenuează. Cu aceastăipoteză se poate aplica raţionamentul de la modelul cilindrului, cu menţiunea că nu apare energietermică în urma reacţiilor chimice şi nici schimb de lucru mecanic cu exteriorul.

Particularităţile acestui sistem reprezentat în figura 2.8, sunt: debitul masic de intrare în "rezervorul" de evacuare este format din suma debitelor

maselor de ieşire din cilindrii;

parametrii de stare ai gazului se preiau din calculul cilindrului în momentul deschideriisupapei de evacuare.

În cazul în care pe traseul de evacuare se găseşte turbina agregatului de supraalimentare,atunci debitul care părăseşte "rezervorul evacuare" este debitul care pătrunde în turbină, discutat însubcapitolul 2.3.3.2.

Observaţie: La turbosupraalimentarea motoarelor prin impulsuri, la care gazele evacuatesunt dirijate în turbină la intervale de timp cât mai uniforme, pentru a asigura rotaţia uniformă aturbinei, se evită interferarea colectoarelor, chiar până în faţa agregatului. Modelul se poate păstraindiferent de procedeul de turbosupraalimentare, deoarece efectul asupra funcţionării comune se

păstrează.

2.3.5 Calculul mecanic

Evaluarea efectului modului de desfăşurare a proceselor termogazodinamice nu estecomplet, dacă nu se apreciază performanţele la nivelul arborelui cotit. Parametrii la nivelulspaţiului de lucru, se numesc "indicaţi", iar la nivelul arborelui cotit, "efectivi".

Pentru a obţine transformarea parametrilor indicaţi în cei efectivi, trebuie ţinut seama destructura pierderilor de energie.

Pierderile de care nu s-a ţinut seama în bilanţul energetic şi care nu se pot neglija sunt pierderile prin frecare şi antrenarea agregatelor auxiliare - p f 34(pompa de apă şi/sau ventilator,

pompa de ulei, alternatorul, mecanismul de distribuţie). Evaluarea lor este extrem de dificilă şi seutilizează valori obţinute experimental. Dimensional se exprimă fie ca randament, fie ca presiune(anexa 9).



41

Astfel, presiunea efectivă, se obţine scăzând din presiunea indicată pierderile prin frecare:

e i= p - p (2.75)

Forţa generată asupra pistonului este dată de relaţia:

g e c p e c

2

F = ( p - p ) A = ( p - p ) D

4 (2.76)

unde prin pe35 se ia în considerare presiunea din carter care acţionează tot asupra pistonului.Forţa tangenţială T , care produce cuplul motor diferă de forţa generată de presiune la

nivelul pistonului F g , datorită construcţiei mecanismului bielă-manivelă şi datorită apariţieiforţelor de inerţie F i ale mecanismului bielă manivelă, care acţionează pe aceeaşi direcţie cu forţade presiune a gazelor:

T = ( F + F ) g i (2.77)

Funcţia de transformare este dată de relaţia:= ( + ) / sin cos (2.78)

cu cos sin = 1-r

l

2

2

unde: r - raza manivelei;l - lungimea bielei.

Cuplul motor al monocilindrului este dat de relaţia:= T r (2.79)

Ţinând seama de defazajul unghiular care există între cilindrii motorului, se obţinemomentul sumar la arborele cotit (vezi cap. "Cinematica şi dinamica mecanismului motor":

t i i= M (2.80)unde i reprezintă numărul cilindrilor.

Puterea instantanee efectivă a motorului este dată de relaţia: P = M n

30

t

Dacă în expresia presiunii (2.75) nu intervine presiunea datorată pierderilor mecanice,expresia 2.79 va descrie puterea instantanee indicată. Pentru motorul supraalimentat mecanic lacare puterea de antrenare a compresorului este preluată de la arborele cotit, puterea disponibilă vafi diminuată prin puterea preluată de compresor: sm c P = P - P

2.3.6 Calculul parametrilor integrali

Mărimile descrise până în acest punct sunt raportate la poziţia unghiulară a arboreluimotor. Acest mod de studiu este util pentru aprecieri de amănunt a proceselor termogazodinamice.

Pentru aprecierea calităţilor globale în vederea comparaţiei soluţiilor constructive, sunt utili

Fig.2.8: Schema de calcul a "rezervorului evacuare"



42

parametrii integrali.Având evoluţia funcţie de poziţia unghiulară, a unui parametru oarecare, se calculează

integrala sa pe durata unui ciclu de funcţionare.Calitatea proceselor este apreciată şi prin valoarea medie a parametrilor, care este valoarea

constantă a parametrului studiat, ce determină aceeaşi integrală pe durata unui ciclu, ca şi variaţiasa în timp.

Calculul se poate face pentru oricare parametru studiat. Cei mai semnificativi sunt:

2.3.6.1 Pentru procesul de admisie:

2.3.6.1.1 Debitul de aer admis pe durata unui ciclu:

a a am = m d m (2.81)

suma se referă la valorile calculate discret în tabelul expus la capitolul "modul de lucru".

2.3.6.1.2 Coeficientul de debit este o măsură a masei de aer furnizate motorului

d

a

0

=m

m (2.82)

m037 - masa teoretică care umple cilindrul în condiţiile mediului

2.3.6.1.3 Coeficientul de umplere este o măsură a aerului disponibil după schimbul de gaze

u a e 0= ( m - m ) / m (2.83)Indicele a descrie masa care trece pe lângă supapa de admisie, iar indicele e descrie masa

evacuată în timpul baleiajului.! La motorul supraalimentat coeficientul de umplere poate avea şi valori supraunitare

conform definiţiei de mai sus.

2.3.6.1.4 Coeficientul de reţinere este o măsură a pierderilor gazodinamice

r a e a= ( m - m ) / m (2.84)

2.3.6.1.5 Coeficientul gazelor reziduale descrie cantitatea de gaze arse care rămân în cilindrudupă închiderea evacuării

gr

ise

isa

=m

m (2.85)

m este masa totală din cilindru, ise marchează momentul când se închide supapa de

evacuare, iar isa momentul când se închide supapa de admisie.2.3.6.1.6 Coeficientul de exces de aer descrie calitatea amestecului:

=m

m st

(2.86)

m - masa reală de aer din cilindru(2.87) st 0m = C Lmin

m st 38 - masa de aer necesară arderii combustibilului în condiţii stochiometriceC o - cantitatea de combustibil arsă pe ciclu

Lmin - aerul minim necesar arderii (în condiţii stochiometrice) a unităţii de masă decombustibil (vezi anexa 3).

! Parametrii descrişi sunt valabili pentru orice tip de motor (2 timpi/4 timpi); aspiraţienaturală/supraalimentat).



43

2.3.6.2 Pentru schimbul de lucru mecanic:

2.3.6.2.1 Lucrul mecanic consumat pentru compresia gazelor

- -W = W (2.88)se adună termenii care au în tabelul de calclul semnul pozitiv, deoarece acesta se referă la

starea energetică a gazului, care creşte prin efectuarea din exterior de lucru mecanic.

2.3.6.2.2 Lucrul mecanic efectuat de către motor.

+ +W = W (2.89)intervin termenii cu semn negativ din tabelul de calcul. Integrala pe un ciclu a variaţiei în

timp a lucrului mecanic schimbat prin piston, reprezintă puterea indicată a motorului.

2.3.6.3 Pentru transferul de energie termică:

2.3.6.3.1 Energia termică transferată prin pereţi p

Q = Qp (2.90)

se poate distinge şi în acest caz energia transferată prin diferitele componente constructive,de asemenea energia cedată şi cea absorbită de la pereţi.

2.3.6.4 Pentru procesul de ardere:

2.3.6.4.1 Energia termică cedată în procesul de ardere

c cQ = Q (2.91)

2.3.6.5 Pentru procesul de evacuare:

2.3.6.5.1 Debitul de gaze evacuat pe durata unui ciclu

e em = m (2.92)

2.3.6.5.2 Entalpia gazelor care părăsesc cilindrul ca măsură a pierderilor de energie prin gazele deevacuare:

e e H =

H (2.93)

2.3.6.6 Pentru parametrii de performanţă:

2.3.6.6.1 Presiunea medie indicată

im=

p d

d =

1

n p

(2.94)

n este numărul de puncte de calculaţie

2.3.6.6.2 Presiunea medie efectivă



44

em e=1

n p (2.95)

2.3.6.6.3 Cuplul mediu al monocilindrului

med =1

n

(2.96)

2.3.6.6.4 Cuplul mediu al policilindrului

polimed i=1

n M (2.97)

M i39 este cuplul sumar momentan al tuturor cilindrilor.

2.3.6.6.5 Puterea medie indicată

i im m P = p V N z (2.98)

z este numărul de cicluri care au loc pe durata unei rotaţii a arborelui motor

z = 0.5 la motorul în 4 timpiz = 1.0 la motorul în 2 timpi

2.3.6.6.6 Puterea medie efectivă

e em m P = p V N z (2.99)

2.3.6.6.7 Consumul orar

C = C z N

600 (2.100)

2.3.6.6.8

Consumul specificc =

C

P e (2.101)

2.4 Modul de utilizare al modelului

Utilizarea modelului presupune o serie de etape:1. stabilirea datelor de intrare;2. calculul evoluţiei în timp a parametrilor de stare;

3. reprezentarea caractersisticilor;4. calculul parametrilor integrali.

2.4.1 Stabilirea datelor de intrare

Aceste date se stabilesc înaintea începerii calcului propriu-zis. Ele sunt de două tipuri:- condiţiile iniţiale, care cuprind valorile numerice ale parametrilor de stare la începutul

simulării,- condiţiile limită, care sunt datele ce definesc construcţia motorului, şi nu se modifică în

timpul procesării datelor.Valori orientative pentru diferitele categorii de motoare sunt sintetizate în anexa 1 iar

pentru orientarea adoptării valorilor vezi capitolul 2.5 "Desfăşurarea proiectului".Dacă modelul este abordat pentru prima oară, se recomandă parcurgerea capitolului



45

"Bazele modelului".

2.4.1.1 CONDIŢIILE INIŢIALE

- sunt valorile parametrilor de stare necunoscuţi în momentul începerii calcului termic:Presiunea iniţială din cilindru p040 [N/m ]

Temperatura iniţială din cilindru T 0 41[K]Presiunile p142, p2, p3, p4 (vezi notaţiile din anexa 7)Temperaturile T 1, T 2, T 3, T 4 43

Datele se preiau fie dintr-un calcul anterior, fie se adoptă funcţie de arhitectura sistemuluide admisie (parametrii mediului la motorul cu aspiraţie naturală, presiunea de supraalimentare lamotorul supraalimetat).

Dacă se dispune de un program de calcul, se va rula programul pentru mai multe cicluriutilizând datele de ieşire ca date de intrare pentru noul ciclu, până ce acestea vor coincide. Deobicei este nevoie de două trei cicluri.

2.4.1.2 CONDIŢIILE LIMITĂ

Pentru calculul termogazodinamic este necesar completarea următorului tabel de date, careformează condiţiile limită. Valori orientative sunt indicate în anexa 1, iar pentru uşurareaorientării, se recomandă parcurgerea capitolului 2.5 "Desfăşurarea proiectului", în special când nusunt stabilite principalele dimensiuni.

2.4.1.2.1 Parametrii geometrici ai cilindrului

0.1. tipul motorului (m.a.s/m.a.c)0.2. număr de timpi (2/4)0.3. număr de cilindri i [-]

0.4. alezaj D [m]0.5. cursa S [m]0.6. raport de compresie [-]0.7. raza manivelei r [m]0.8. raportul raza manivelei/lungimea bielei b 44[-]

2.4.1.2.2 Parametrii energetici ai cilindrului

Parametrii transferului de energie termică- pentru calculul termic funcţie de temperatura pereţilor:

1.1. aria suprafeţei camerei de ardere

cuprinsă în chiulasă

A2 [m ] (vezi. cap. "desfăşurarea proiectului")

1.2. temperatura pistonului T 1 [K]

1.3. temperatura chiulasei T 2 [K]1.4. temperatura cilindrului T 3 [K] (vezi anexa 2)

- pentru calculul termic funcţie de temperatura lichidului de răcire:1.5. numărul straturilor care formează peretele

pentru transferul de energie termicăi [-]

1.6. grosimea stratului i si45 [m]1.7. conductivitatea termică a stratului i i 46[W/(mK)]1.8. coeficientul de convecţie al fluidului de răcire l [47W/(m K)]

1.9. temperatura mediului de răcire T l [K] (vezi anexa 2)

2.4.1.2.3 Parametrii arderii





47

2.4.1.4 Parametrii sistemului de evacuare

3.1. Volumul colectorului de evacuare -se adoptă constructiv

2.4.1.5 Parametrii sistemului de supraalimentare (opţional)

vezi anexa 7 şi subcapitolul 2.3.3.2, pentru:4.1. caracteristica compresorului (şi a turbinei).4.2. debitul volumic de aer prin motor dV a /dt [m /s] (ec. 2.71 sau 2.72)4.3. turaţia agregatului de supraalimentare nT [1/min]4.4. puterea necesară antrenării compresorului P c [kW] (ec.2.62)

vezi anexa 8 pentru:4.5. Caracteristica răcitorului intermediar(opţional)4.6. Căderea de presiune în răcitor p [N/m ]4.7. Căderea de temperatură T [K]

2.4.2 Calculul evoluţiei in timp a parametrilor de stare din motor

Are ca scop obţinerea valorilor parametrilor de stare pentru un ciclu motor, funcţie de timp(poziţia unghiulară a arborelui cotit), şi de spaţiu.

Pentru acest calcul, se formează un tabel a cărui cap, se completează cu parametrii de mai jos. Numărul de ordine al parametrului indicat în continuare, marchează şi numărul de ordine alcoloanei din tabelul de calcul. În dreptul fiecărui parametru, este indicată sursa de determinare a

parametrului, care poate fi o relaţie de calcul a cărui număr indică sursa din subcapitolul 2.3"Bazele modelului", în care sunt folosite condiţiile iniţiale şi/sau la limita sau este preluat dintr-oanexă.

Aşadar, tabelul de calcul are pe orizontală parametrii de calcul, iar pe verticală, poziţiaunghiulară a arborelui cotit, pentru perioada de timp studiată.

Calculul începe în stânga sus a tabelului, se completează mai întâi linia, iar cu parametriiliniei, se calculează prima valoare de pe linia următoare (pentru noul moment), adică se începecompletarea liniei următoare.

Observaţii: Există situaţii când procedura de mai sus poate să nu fie respectată. Este vorbade datele care nu necesită calcule, preluate din anexe (ex. ceoficienţi de debit, curbe de ridicare asupapei etc.), care permit completarea întregii coloane, şi perioada când ambele supape suntînchise. În acest caz, calculul cilindrului se poate efectua independent de calculul altor sisteme.

În paranteze drepte "[ ]" sunt notate unităţile de măsură, iar în paranteze rotunde "( )",numărul relaţiei, cu care se calculează parametru studiat.

2.4.2.1 CALCULUL CILINDRULUI

1.1. Poziţia unghiulară a arborelui cotit- se măsoară fie din momentul îsa sau din p.m.s. din timpul admisiei- se marchează momentele de distribuţie ale supapelor, momentul şi durata injecţiei pentru

a avea o imagine clară când apar şi/sau dispar termeni în ecuaţia de bilanţ.1.2. Presiunea din cilindru p [N/m2] relaţia (2.53)

- în prima linie se trece valoarea adoptată la "condiţiile iniţiale"1.2' Viteza de creştere a presiunii p/ [N/m / RAC] este pasul de timp

1.3. Temperatura din cilindru T [K] relaţia (2.52)- în prima linie se trece valoarea adoptată la "condiţiile iniţiale"Calculul schimbului de lucru mecanic



48

1.4. Spaţiul parcurs de piston, măsurat din p.m.s. x [m] (2.5)1.4' Volumul momentan al spaţiului de lucru V [m ] (2.3)1.5. Viteza pistonului v [m/s] (2.7)1.6. Variaţia de volum dV/dt [m3/s] (2.3)1.7. Variaţia de lucru mecanic dW/dt [J/s] (2.6)

Calculul energiei termice transferate prin pereţi

1.8. Coeficientul de convecţie al gazului W/(m2K)] (2.9) dacă estecazul şi

1.8' Coeficientul de transfer de caldură k [W/(m K)] (2.17)1.9. Energia transferată prin pereţii chiulasei Q1 [J/s] (2.15)1.10. Energia transferată prin pereţii cilindrului Q2 [J/s] (2.15)1.11. Energia transferată prin piston Q3 [J/s] (2.15)1.12. Energia transferată prin pereţii spaţiului delucru

dQ p /dt [J/s] (2.14,2.15 sau 2.16)

Calculul arderii1.13 Funcţia Vibe dx/dy [-] (2.20)1.14. Energia termică rezultată în urma arderii dQc /dt [J/s] (2.22)

Calculul parametrilor de stare1.15. Căldura specifică la presiune constantă c [J/(kgK)] (2.37)1.16. Căldura specifică la volum constant cv [J/(kgK)] (2.38)1.17. Exponentul adiabatic k [-] (2.39)

Calculul schimbului de gaze1.18. Înălţimea de ridicare a supapei de admisie X a [m] anexa 51.19. Aria descrisă de organul de admisie Aa [m ] (2.31 sau 2.32)1.20. Coeficientul de debit al orificiului de admisie a [-] anexa 41.21. Raportul presiunilor Q [-] (2.30)1.22. Funcţia de debit F [-] (2.29)

1.23. Debitul prin supapa (supapele) de admisie dma48/dt [kg/s] (2.28)1.24. Entaplia unităţii de masă ha49 [J/kg] (2.26)1.25. Variaţia entalpiei totale a gazului admis dH a50/dt [J/s] (2.27)1.26. Înăţimea de ridicare a supapei de evacuare X e [m] anexa 51.27. Aria descrisă de organul de evacuare Ae [m2] (2.31 sau 2.32)1.28. Coficientul de debit al orificiului de evacuare e [-] anexa 41.29. Raportul presiunilor Q [-] (2.30)1.30. Funcţia de debit F [-] (2.29)1.31. Debitul prin supapa de evacuare dme51/dt [kg/s] (2.28)1.34. Entalpia unităţii de masă he [J/kg] (2.26)1.35. Variaţia entalpiei totale a gazelor evacuate dH e52/dt [J/s] (2.27)

1.36. Entalpia totală a gazelor care tranziteazămotorul

dH/dt [J/s] (2.36)

1.37. Debitul masic care tranzitează motorul dm/dt [kg/s] (2.35)1.38. Masa existentă la un moment dat în cilindru m [kg] (2.43)

Calculul termenilor bilanţului energetic1.39. Suma interacţiunilor energetice cu mediul X [J/s] (2.1)1.40. Creşterea de temperatură dT/dt [K/s] (2.45)1.41. Creşterea de presiune dp/dt [(N/m2)/s] (2.47)

Calculul necunoscutelor Noua valoare a temperaturii T [K] (2.52)

Noua valoare a presiunii p [N/m

2

] (2.53)Aceste valori se trec în linia următoare din coloanele 1.3 (pentru temperatura ) respectiv1.2 (pentru temperatura).



49

Evaluarea emisiilor de noxe, vezi anexa 6, pentru:1.42. Emisia de CO M CO [g/ciclu]1.43. Emisia de HC M HC [g/ciclu]1.44. Emisia de Nox M NO [g/ciclu]1.45. Emisia de fum M FUM [g/ciclu]

2.4.2.2 CALCULUL ADMISIEI

Colectoarele care compun sistemul se împart în 9 intervale, rezultând 10 puncte pentrucare cu relaţia (2.57) se calculează presiunea şi viteza. În relaţie se înlocuieşte pe rând valoarea lui

L cu diferitele lungimi. Primul punct corespunde condiţiilor de mediu, iar ultimul porţii supapei. Înaceste condiţii, punctului din conducta care vine în contact cu mediul, situat spre acesta, i se voratribui parametrii de stare ai mediului (viteza gazului în mediu este de obicei nulă).

Punctul situat spre cilindru, va avea parametrii de stare ai acestuia, însa doar în timpulschimbului de gaze. În caz contrar, condiţia limită este viteza momentană în punctul corespunzător

porţii supapei, egală cu zero.

Dacă se învecinează două conducte, parametrii de ieşire ai conductei parcurse prima deaerul admis, constituie parametrii de intrare ai conductei parcurse ulterior.Conducta situată în aval de compresor, va prelua ca parametru de intrare presiunea

furnizată de compresor şi presiunea din sistemul care urmează conductei calculate, necunoscutelefiind vitezele.

Densitatea gazului se consideră constantă, deoarece variaţiile de presiune sunt foarte mici.

2.4.2.2.1 Parametrii admisiei

Notaţie: m - identificatorul colectorului care compune admisian - indicele punctului spaţial de calcul n = 1…10

2.1.m.n. Presiunea în punctul spaţial n al colectorului m p

2.2.m.n. Viteza în punctul spaţial n al colectorului m u ! - Dacă motorul este supraalimentat, atunci presiunea care rezultă de pe caracteristica

compresorului este dată de intrare pentru colectorul care urmează compresorului. (vezi punctul 4,din "stabilirea datelor iniţiale").

Cu valoarea temperaturii rezultate în urma comprimării (calculată la punctul 4 din "dateleiniţiale", se calculează densitatea gazului, care intervine în calculul conductei care urmeazăcompresorului.

Raţionametul de mai sus, se face în ipoteza conform căreia, în regim staţionar nu semodifică parametrii funcţionali ai agregatului de supraalimentare şi nu intervinemodificarea lor în timpul unui ciclu motor.

În regim nestaţionar, ipoteza nu este valabilă.Pentru a marca parametrii de stare în preajma agregatului de supraalimentare se introduc în

tabelul de calcul, parametri a căror indici corespund schemei de calcul din anexa 7.2.3. Presiunea în faţa compresorului p1 [N/m]- este presiunea mediului sau presiunea la

capătul conductei de legătură2.4. Temperatura în faţa compresorului T 1 [K]- este temperatura mediului sau temperatura

la capătul conductei de legătură2.5. Presiunea după compresor p2 [N/m˛]- se preia de pe caracteristicle din anexa

72.6. Temperatura după compresor T 2 [K]- se calculează cu ecuaţia isentropei:

2 1 x

T = T 1

; x =(1- k) / k

unde p este raportul de comprimare al compresorului şi k exponentul adiabatic.





51

1 Diagrama indicată p=f(V) A=1,4 O=1,22 Cronomanograma p=f( ) A=1,1 O=1,23 Temperatura în cilindru T=f( ) A=1,1 O=1,34 Evoluţia lucrului mecanic W=f( ) A=1,1 O=1,75 Căldura evacuată prin pereţi Q =f( ) A=1,1 O=1,126 Legea de ardere Qc=f( ) A=1,1 O=1,14

7 Debitul masic admis ma53 =f( ) A=1,1 O=1,238 Debitul masic evacuat me54 =f( ) A=1,1 O=1,319 Cuplul motor al monocilindrului M=f( ) A=1,1 O=4,410 Cuplul motor al policilindrului M i=f( ) A=1,1 O=4,511 Puterea efectivă momentană P e =f( ) A=1,1 O=4,8

Desigur oricare din coloanele calcului termic, poate constitui obiect de studiu şi nu numairaportat la timp sau poziţia unghiulară a arborelui cotit, ci şi raporat la factori constructivi saufuncţionali.

12 Reprezentarea grafică a bilanţului energeticDacă calculul se reia pentru întreg domeniul de turaţii al motorului, se poate trasa

caracteristica de turaţie, inclusiv caracteristica externă.13 Putere, Cuplu, Consum orar, Consum specific funcţie de turaţie.Funcţie de turaţie se poate reprezenta oricare din parametrii avuţi în studiu.Sunt utile dependente funcţionale ca de exemplu:- lungimea de rezonanţă funcţie de turaţie, având ca parametru secţiunea conductei;- debitul admis funcţie de fazele distribuţiei pentru diferite turaţii;- puterea efectiva funcţie de începutul arderii.Aceste exemple sugerează doar multitudinea de posibilităţi care se pot imagina ca surse de

optimizare folosind modelul de simulare.

2.4.4 CALCULUL PARAMETRILOR INTEGRALI ŞI DE

PERFORMANŢĂ

Majoritatea parametrilor integrali sunt integrale ale valorilor calculate pe câte o coloană. Înacolade {} se va nota când este cazul, coloana integrată. Pentru ceilalţi parametrii integrali se va

preciza în paranteze rotunde, relaţia de calclul. În paranteze drepte ca si până acum unitatea demăsură.

1 Masa de aer admisăam 55[kg] (2.81) {1.23}

2 Coeficientul de umplereu

56[-] (2.83)

3 Energia de arderec

Q 57[J] (2.91) {1.14}

4 Energia pierdută prin pereţi pQ 58 [J] (2.90) {1.12}

5 Energia gazelor de evacuare e H 59 [J] (2.93) {1.35}6 Presiunea medie indicată

im60 [N/m2] (2.94) {1.2}

7 Presiunea medie efectivăem61 [N/m2] (2.95) {4.1}

8 Cuplul mediu m 62[Nm] (2.96) {4.4}9 Puterea medie indicată

im P 63 [kW] (2.98)10 Puterea medie efectivă

em P 64[kW] (2.99) {4.7}11 Consumul orar C [kg/h] (2.100)12 Consumul specific c [g/(kWh)] (2.101)

Parametrii de performanţă de pe caracteristica externă (punctul 13 subcap.2.4.3):Puterea maximă P max 65[kW]



52

Turaţia nominală nn 66[1/min]

Cuplul maxim M max 67[Nm]Turaţia cuplului maxim n M [1/min]Coeficientul de elasticitate definitca raport între turaţia nominală şi

turaţia de cuplu maxim

ce [-] e

n

M

c =n

nvalori orientative în anexa 1.

Coeficientul de adaptabilitatedefinit ca raport între momentulmaxim şi momentul la puterenominală

ca [-] a

n

c = M

M

max valori orientative în anexa

1.

Consumul minim cmin [g/kWh] valori orientative in anexa 1.

2.5 DESFĂŞURARAREA PROIECTULUI

Pentru realizarea calculului termic, sunt recomandate următoarele etape de lucru:1. Formularea temei de proiect şi a cerinţelor1.1 Formularea temei1.2 Stabilirea cerinţelor

2. Stabilirea soluţiei constructive2.1 Studiul modelelor similare2.2 Analiza tendinţelor şi a condiţiilor de realizare2.3 Adoptarea soluţiei constructive

3. Stabilirea principalelor dimensiuni4. Calculul termic

4.1 Stabilirea condiţiilor iniţiale şi la limită

4.2 Calcul termic4.3 Reprezentarea caracteristicilor4.4 Sinteza parametrilor de performanţă

5. Reprezentarea grafică a parametrilor semnificativi.6. Analiza valoriiÎn continuare sunt prezentate consideraţii asupra punctelor 1,2,3 şi 6, care se abat de la un

raţionament riguros matematizat, şi implică originalitatea proiectantului. Intenţia noastră este de aoferi un raţionament ca sprijin în rezolvarea acestor puncte.

2.5.1 Formularea temei de proiect (sau studiu) şi a cerinţelor

2.5.1.1 Formularea temei

- cuprinde explicit cerinţele impuse noului motor putere =_______;turaţia nominală =______;destinaţia ____________.

Stabilirea cerinţelor funcţie de destinaţieÎn funcţie de destinaţia motorului rezultă câteva cerinţe generale:- calităţi dinamice (pornire, accelerare, viteza maximă, abordarea rampelor, sarcini);

- densitate de putere;- densitate de energie;- costuri (de întreţinere, fabricaţie) scăzute.



53

speciale pentru autoturisme:- densitate de putere (putere litrică);- elasticitate;- zgomot şi noxe scăzute;- costuri de fabricaţie scăzute;speciale pentru autocamioane;

- economicitate maximă;- fiabilitate maximă (turaţii scăzute).Având în vedere că timpul de introducere în serie a unui nou motor este de ordinul a 5 ani,

este necesar de a urmări tendinţa de evoluţie a parametrilor semnificativi.O dată cerinţele stabilite, ele trebuie luate permanent în considerare pentru a nu adopta în

timpul proiectării o soluţie care să contravina inadmisibil cu o cerinţă stabilită.

2.5.2 Stabilirea soluţiei constructive

2.5.2.1 Studiul modelelor similare

- este o etapă indispensabilă proiectării, pentru a obţine o imagine asupra concurenţei înrealizarea cerinţelor impuse motorului;

- se urmăreşte construcţia generală (dimensiuni, sistem răcire, distribuţie, supraalimentare)şi performanţe (putere, cuplu, consum).

2.5.2.2 Analiza tendinţelor şi a condiţiilor de realizare

În adoptarea soluţiei constructive se mai au în vedere, următoarele aspecte:- costurile de fabricaţie ! cu cât creşte numărul de piese cresc costurile de fabricaţie- numărul de motoare realizate- costurile pentru întreţinerea şi repararea motorului- posibilitatea de a schimba destinaţia şi performanţele motorului, fără a interveni

semnificativ în linia de fabricaţie ! un motor Diesel trebuie construit de la început pentru a putea fiulterior supraalimentat

- tradiţia întreprinderii constructoare- norme şi reglementări ! legislaţia californiană tinde să interzică arderea în motoarele de

automobil a combustibililor fosili- nivelul tehnic al industriei orizontale (furnizorii)- nivelul tehnic al zonei în care este exploatat motorul

- aspectul estetic, ergonomic, fiziologic şi cibernetic al interacţiunii operatorului uman cumotorul, fie că este beneficiar, fabricant sau reparator

2.5.2.3 Adoptarea soluţiei constructive

În această fază trebuie decis asupra arhitecturii generale a motorului:- Principiul de lucru: 2 timpi- 4 timpi- Obţinerea puterii mecanice: mecanic - hibrid- Procedeul de ardere: m.a.s. - m.a.c.- Supraalimentarea: aspiraţie naturală - supraalimentare- Sistemul de răcire: aer - lichid

2.5.3 Stabilirea principalelor dimensiuni



54

a) CilindreeaSe cunosc:

Puterea nominală (puterea efectivă) e P 68

Turaţia nominală nn 69Se adoptă din anexa 1:

Presiunea medie efectivăem

70

Se calculează cilindreea totală V , cu relaţia: V = P

n p

ef

n me

b) Numărul de cilindri i (pe care se împarte cilindreea V )Influenţează:

- costurile de fabricaţie (cât mai puţini cilindri)- uniformitatea de funcţionare (c6t mai mulţi cilindri)- volumul motorului (cât mai puţini cilindri)

Se conosc:Cilindreea V

Puterea nominală e P 71Turaţia nominală nn 72Presiunea medie efectivă

em73

Se adoptă din anexa 1:Viteza medie a pistonului mv 74

Relaţie de definiţie: mv =S n

30

Puterea creşte teoretic proporţional cu

turaţia. Există o limită superioară, datorită:creşterii forţelor centrifugecreşterii pierderilor prin frecare

creştera pierderilor gazodinamicecreşterea zgomotuluicreşterea uzurilor

Importanţa vitezei medii a pistonului, rezultă din faptul că pe lângă turaţie ţine seama degabaritul motorului în studiul tendinţelor evoluţiei parametrilor, la motoare asemenea geometric(la care toate dimensiunile se măresc proporţional):

viteza de curgere a gazului în conductă: u ~ vm; pierderile de presiune: p vm

2~ ;solicitările mecanice.Observaţie!: După cum se vede din anexa 1, valorile vitezei medii sunt împrăştiate,

funcţie de destinaţia motorului. Motoarele de performanţă, vor fi supraturate la maxim, fără a luaîn considerare uzura. Tendinţa spre creşterea puterii prin creşterea turaţiei, pentru mărirea puteriilitrice, este pe cale de a fi înlocuită o dată cu perfecţionarea sistemelor de supraalimentare, decreşterea puterii litrice prin creşterea presiunii medii efective, păstrând turaţia şi deci niveluluzurilor în limite moderate.

Se adoptă din anexa 1:Raportul cursă/alezaj s=S/D

Din punct de vedere al influenţei asupra puterii, este util un raport s, cât mai mic (veziecuaţia de determinare a numărului de cilindrii). Însă creşterea lui s, influenţează şi:

dimensiunile de gabarit (scade L, creşte B, H ) masele în mişcare oscilantă (scad) raportul de compresie (creşte) camera de ardere (raportul Aca /V ca scade) transferul de căldură prin pereţi (creşte prin scăderea raportului Aca /V ca)



55

frecvenţa proprie a arborelui cotit este proporţională cu: e

1

s~ care arată că cu cât s este

mai mic, cu atăt este mai mare frecvenţa proprie, şi cu atât mai mare va putea fi turaţiamaximă de funcţionare.Se calculează numărul de cilindrii cu relaţia: i = P n s / p vef n

2 2

m m3

e

c) Dispunerea cilindrilor:linie (până la şase)V (peste şase obligatoriu pentru a evita rezonanţe şi probleme tehnologice)

boxer (când spaţiul destinat motorului este minimal)stea (folosit mai rar la număr foarte mare de cilindrii)

d) Cursa S Se cunosc:

Viteza medie a pistonului mv 75Turaţia nominală nn 76

Se calculează cursa S cu relaţia: S = 3 0v

n

m

n

e) Alezajul D Se cunosc:

Raportul cursa/alezaj s Cursa S

Se calculează alezajul cu relaţia: D =S

s

f) Raportul de comprimare Se defineşte ca raportul între volumul spaţiului de lucru când pistonul este în punctul mort

inferior şi volumul când pistonul este în punctul mort superior.Se cunosc:

Cilindreea totală V Cursa S Alezajul D

Numărul de cilindrii i

Se calculează raportul de compresie cu relaţia:

=

V

iV

i- S

D

4

2

Valori obişnuite sunt prezentate în anexa 1.randamentul termic creşte cu raportul de comprimare;

la m.a.s. este limitat de detonaţie la valorile din anexa 1;limita la m.a.c. este dată de pierderile de căldură prin pereţi sau de solicitările mecanice.Raportul de comprimare al aerului se poate realiza dintr-o singură comprimare în cilindru

(motoare cu aspiraţie naturală) sau începe într-un agregat în faţa cilindrului şi se încheie încilindrul motorului (motoare supraalimentate).

Diviziunea comprimării este descrisă de relaţia: ef ck 2

1

= Q; Q = p

p

Indicele ef descrie raportul de comprimare efectiv care îl suportă gazul în urmacomprimării în cilindru (indice c) şi în agregatul de supraalimentare care îl precede (Q). Deexemplu o presiune de 60 bar se poate realiza fie comprimând de la presiunea mediului într-un

cilindru cu raport de compresie 20, fie într-un cilindru cu raport 10, aerul precomprimat de 3 ori.Pentru o valoare maximă a raportului de comprimare efectiv, cu cât va fi gradul desupraalimentare mai mare, cu atât va fi raportul de comprimare în cilindru mai mic.



56

Cu cât ponderea comprimării în cilndru va fi mai mare cu atât dinamica motorului va fimai bună şi consumul mai scăzut, deoarece presiunea medie efectivă este condiţionată de

presiunea de supraalimentare, care în timpul accelerării, se realizează mai lent. Această realitateapare mai pronunţat la turbo-supraalimentare.

În aceleasi condiţii de mai sus, comportarea la sarcini parţiale va fi mai bună, deoarece înaceste regimuri, supraalimentarea aproape nu intervine şi compresorul constituie o rezistenţă

locală.Pentru motoarele în doi timpi, la care o parte din cursa geometrică este folosită pentru

distribuţia schimbului de gaze, se defineşte:

f') Raportul de comprimare geometric (valori orientative în anexa 1): =V

V ca

V este volumul spaţiului de lucru, când pistonul se află în p.m.i..

f") Raportul de comprimare util: u

u

ca

=V

V

V u este volumul spaţiului de lucru, când orificiile schimbului de gaze, tocmai au fostobturate. Valori obişnuite în anexa 1.

g) Volumul camerei de ardere V ca Se calculează din expresia raportului de comprimare.h) Suprafaţa camerei de ardere Aca - este o mărime care intervine direct în calculul căldurii transmise prin pereţi. Având în

vedere că ea mărgineşte spaţiul în care are loc arderea, deci apar temperaturile maxime, care şi elefavorizează transferul de căldură, se va căuta minimizarea acestei suprafeţe, dar fără a micşoravolumul cuprins de ea pentru a permite desfăşurarea reacţiilor.

În concluzie se urmăreşte minimizarea raportului Aca /V ca Suprafaţa reală se apropximează prin suprafeţe simple, pentru care aria se calculează

simplu.i) Raza maniveleiSe cunosc:

Cursa S

Se calculează raza manivelei r , cu relaţia: r =S

2i') Raportul raza manivelei/lungimea

bielei- influenţează viteza maximă a pistonului:r/l 1/3,5 1/4,0 1/4,5vmax77 1,63 1,62 1,61 x mv 78

- acceleraţia pistonului j) Lungimea bielei

Se cunosc:raza maniveleiraportul raza manivelei/lungimea bielei b 79

Se calculează lungimea bielei cu relaţia: l = r / r

l k) Stabilirea coeficientului

de umplere Definiţie: este raportul între masa de aer reţinută în realitate în cilindru la sfârşitul admisiei,

şi masa de aer care ar umple cilindrul la temperatura şi presiunea mediului la admisie.

Relaţia de definiţie: u

a

0

=m

m

Dacă se raportează la condiţiile mediului exterior, atunci pentru motoare supraalimentate,coeficientul de umplere este supraunitar.

Cunoaşterea sa este necesară pentru dimensionarea sistemului de admisie.



57

Se cunoaşte: presiunea medie efectivă

em80

coeficientul de exces de aer depinde de procedeul de arderem.a.s. 0.9 ...1.1m.a.c. aspirat natural: 1,2…1,4m.a.c. supraalimentat: 1,6…1,8

aerul minim necesar min L 81(vezi anexa 3)Se adoptă:

consumul specific c din anexa 1:Se calculează coeficientul necesar de umplere cu relaţia: u me= p L c min Valori

obişnuite:canale tangenţiale: 0,85…0,90canale elicoidale: 0,80…0,85

l) Verificarea dimensiunilor adoptateCu valorile adoptate se calculează parametrii de performanţă care se compară cu valorile

obişnuite pentru diferitele tipuri de motoare.1. Puterea litrică

- exprimă calitatea folosirii spaţiului pentru dezvoltarea de putere

Relaţia de calcul: l

ef P =

P

V Valori orientative: anexa 1

2. Puterea specifică:- exprimă calitatea transformării energiei chimice în energie mecanică

Relaţia de calcul: s

ef

2 P = P

D

4

Valori orientative: anexa 1

Aceste relaţii exprimă cazul cel mai complex de proiectare. Prin folosirea relaţiilor de maisus, se pot rezolva şi alte probleme de proiectare, stabilite mai sus.

2.5.4 Analiza valorii

Analiza valorii, are scopul de a preciza în ce măsură, motorul proiectat respectă cerinţele pentru care a fost conceput, şi care sunt efectele sale secundare.

Proiectantul trebuie să răspundă la întrebările:Este motorul:- puternic?

- economic?- poluant?- zgomotos?- ergonomic?- cibernetic?- estetic?- motivant?- tehnologic?- fiabil?- reparabil?- sigur în funcţionare?

- care sunt ideile de progres conţinute în proiect?- cum sunt apreciate costurile?- care este segmentul de piaţă acoperit de motor?



58

- în ce măsură răspunde unor noi cerinţe de piaţă?Raportul de analiză a valorii, este destinat celor care urmează să ia decizia asupra

desfăşurării proiectului, persoane care de obicei nu sunt specialişti în motoare, deci trebuie insistatasupra performanţelor şi posibilităţilor de realizare şi nu asupra detaliilor tehnice.

2.6 ANEXE



59



60



61



62

Anexa 6Caracteristicile produşilor poluanţi



63



64



65



66



67



68



69



70

3. CINEMATICA MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ

Analiza în detaliu a cinematicii mecanismului bielă-manivelă este foarte complexă, dincauza regimului variabil de funcţionare. De aceea s-au determinat relaţii simplificate, în ipotezaunei viteze unghiulare constante a arborelui cotit şi la regim stabilizat, obţinându-se o preciziesuficientă.

La o viteză unghiulară constantă a arborelui cotit, unghiul de rotaţie este proporţional cutimpul şi, prin urmare, toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcţie de unghiul de rotaţie aarborelui cotit.

Mecanismul bielă-manivelă poate fi de tipul axat, când axa cilindrului intersectează axaarborelui cotit sau dezaxat, când cele două axe nu se intersectează.

Se vor prezenta relaţiile de calcul ale deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului. Seconsideră ca poziţie iniţială pentru măsurarea unghiului, poziţia pentru care pistonul se află la odistanţă maximă de axa arborelui cotit.

În figura 3.1. este prezentată schema mecanismului bielă manivelă axat, unde s-au făcuturmătoarele notaţii: - unghiul de rotaţie a arborelui cotit, se măsoară în sensul de rotaţie a arborelui cotit;

=n

30

1 - viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit, în s-1;

n - turaţia arborelui cotit, în rot/min; R - raza manivelei (distanţa dintre axa arborelui cotit şi axa fusului maneton), în m;S = 2R - cursa pistonului (distanţa dintre p.m.s. şi p.m.i.) în m;l - lungimea bielei, în [m].

Fig.3.1 Schema mecanismului bielă -manivelă axat

Fig. 3.2 Schema mecanismului bielă -manivelă dezaxat



71

Se defineşte raportul =R/l - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei;Pentru motoare de autovehicule = l/3,2…l/4,2Deplasarea pistonului. Legea de variaţie a deplasării pistonului în funcţie de unghiul s-a

determinat pe cale analitică:

2 = R(1 - +2

) = R 1 - +4

(1 - 2 ) [m]2cos sin cos cos

3

(3.1)Viteza pistonului. Derivând relaţia (3.1) în raport cu timpul se obţine expresia analitică a

vitezei pistonului:

v =dx

dt =

dx

d

d

dt =

dx

d

4 (3.2)

Deci,

v = R +2

2 [m / s]

sin sin 5 (3.3)

Viteza pistonului atinge valoarea maximă când:dV

d = R ( + 2 ) = 02

cos cos 6 (3.4)

Prin rezolvarea ecuaţiei (3.4) se obţine valoarea unghiului pentru care viteza pistonuluieste maximă:

v

2

=1

4 +

1

2 -

1

4 = f( )max arccos

7 (3.5)

În tabelul 3.1. este calculată mărimea vmax pentru diferite valori ale lui l .Tabelul 3.1.

l 1/3,2 1/3,4 1/3,6 1/3,8 1/4 1/4,2vmax 74°28' 75°10' 75°50' 76°26' 77° 77°32'

Vmax/Vmed 1,637 1,631 1,626 1,622 1,617 1,614Poziţia vitezei maxime a pistonului poate explica forma uzurii cilindrului în lungul axei

sale.Acceleraţia pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia vitezei pistonului (3.3) se

obţine:

a =dv

dt = R ( + 2 ) [m / s ]2 2 cos cos 8 (3.6)

Pentru mecanisme bielă-manivelă cu 1

4 9 acceleraţia atinge valoarea maximă pentru

= 0 şi =180o, adică în p.m.s. şi p.m.i.

= 02 2

a = R (1 + ) [m / s ] 10 (3.7)

= 1802 2

a = - R (1 - ) [m / s ] (3.7’)11Pentru mecanisme bielă-manivelă cu > 1/4 se atinge o a doua valoare negativă extremă a

acceleraţiei:

a = - R +

1

8 [m / s ]2 2 12 (3.8)

Unghiul de rotaţie al arborelui cotit pentru care acceleraţia pistonului este zero, corespundeunghiului la care viteza pistonului are valoarea maximă.

În figura 3.2. este prezentată schema principială a mecanismului bielă-manivelă dezaxat.

El se caracterizează prin:a - dezaxarea dintre axa cilindrului şi axa arborelui cotit; K = a/R - dezaxarea relativă;



72

K = 0,05 ... 0,2 pentru motoare cu ardere internă.Deplasarea pistonului. Cu o precizie suficient de mare, deplasarea pistonului poate fi

determinată cu relaţia:

= R 1 - +4

1 - 2 - K [m]cos cos sin

13 (3.9)

Viteza pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia deplasării pistonului, se obţine:

V = dxdt

= dvd

= R +2

2 - k [m / s]

sin sin( ) cos 14(3.10)

Acceleraţia pistonului va fi:

a =dv

dt =

dv

d = R + 2 + k [m / s ]2 2

cos cos( ) sin 15

(3.11)Faţă de expresiile deplasării, vitezei şi acceleraţiei mecanismelor bielă-manivelă axate,

expresiile corespunzătoare mecanismelor bielă-manivelă dezaxate se deosebesc printr-un al treileatermen care ia în considerare influenţa dezaxării.

În figura 3.3 se prezintă curbele variaţiei deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului.

Fig. 3.3 Variaţia deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului



73

4. DINAMICA MOTOARELOR

Prin calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă se urmăreşte determinarea mărimiişi caracterului variaţiei sarcinilor care acţionează asupra pieselor motorului. Cercetările în detaliusunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcţionare. De aceea se folosesc relaţiisimplificate, obţinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit şi la regimstabilizat.

4.1 Forţele care acţionează în mecanismul bielă-manivelă

Asupra mecanismului bielă-manivelă, acţionează forţele date de presiunea gazelor dincilindru şi forţele de inerţie ale maselor mecanismului aflate în mişcare. Forţele de frecare vor ficonsiderate neglijabile. Forţele de inerţie sunt constituite din forţele de inerţie ale maselor aflate în

mişcare alternativă de translaţie (indice j) şi forţe de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie(indice r ).

Pentru calculul organelor mecanismului bielă-manivelă, al sarcinilor în lagăre, pentrucercetarea oscilaţiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime şi medii aleacestor forţe. De aceea mărimile forţelor se vor determina pentru o serie de poziţii succesive alemecanismului, funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit.

Pentru determinarea forţelor din elementele mecanismului bielă-manivelă esterecomandabil să se înceapă cu determinarea forţelor care acţionează după axa cilindrului ,cercetând separat forţele de presiune a gazelor şi forţele de inerţie.

4.1.1 Forţa de presiune a gazelorForţa dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relaţia:

g g p ind 0 p F = p A = ( p - p ) A [N], 1 (4.1.)

în care: p g - presiunea de lucru sau suprapresiunea, în [N/m2]; pind - presiunea indicată în cilindru după diagrama indicată în [N/m2]; po - presiunea mediului ambiant( po=105[N/m2];

p

2

= D

4

2 - aria capului pistonului, în [m2];

D - diametrul pistonului, în [m].Variaţia presiunii indicate a gazelor din cilindru în funcţie de unghiul de rotaţie a arboreluicotit s-a determinat la calculul termic, prin trasarea diagramei indicate desfăşurate(cronomanogramei).

Forţa de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului şi poate fi considerată înaxa bolţului de piston. Această forţă este considerată pozitivă când este orientată spre axa arboreluicotit ( pind > po ) şi negativă când este orientată invers ( pind < po).

Calculul valorilor forţei de presiune a gazelor se face tabelar (vezi tabelul 4.2.). Seconstruieşte curba F g = f( ) (vezi fig.4.3).

4.1.2

Forţele de inerţieForţele de inerţie sunt produse de masele aflate în mişcare accelerată şi anume: piston

asamblat (piston, bolţ, segmenţi, siguranţele bolţului), bielă şi arbore cotit.



74

Forţele de inerţie sunt îndreptate în sens opus acceleraţiei şi sunt date de formula generală: F = - m a [N 3 (4.2.)

unde: m - masa elementelor în mişcare, în [kg];a - acceleraţia maselor, în [m/s2].

În funcţie de felul mişcării elementelor mecanismului motor distingem următoarele tipuride forţe de inerţie:

a) Forţele de inerţie produse de masele elementelor aflate în mişcare de translaţie ( F j); b) Forţele de inerţie produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mişcare de

rotaţie ( F r ).

4.1.2.1 Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie

Aceste forţe sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenţi, bolţ de bielă şisiguranţele acestuia) şi o parte din masa bielei şi sunt considerate concentrate în axa bolţului.

Determinarea forţelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie se face curelaţia:

j j p F = - m a [N] 4 (4.3)unde: m j - masele pieselor în mişcare de translaţie, în [kg];a p- acceleraţia pistonului, în [m/s2].

Masele aflate în mişcare de translaţie se determină cu relaţia următoare: j p 1bm = m + m [kg] 5 (4.4)

unde: m p - masa pistonului asamblat, în [kg];m1b - masa bielei concentrată în axa bolţului şi care se consideră că execută

mişcare de translaţie, în [kg].Recomandări pentru alegerea maselor m p şi m1b se fac în paragraful 4.1.2.3.Forţele de inerţie Fj se pot exprima, ţinând seama de expresia acceleraţiei pistonului pentru

mecanismul bielă-manivelă axat (4.5.), respectiv dezaxat (4.6), adică: j j

2 F = - m R ( + 2 ) [N cos cos 6 (4.5)

j j2

F = - m R ( + 2 + k ) [N cos cos sin 7 (4.6)

Calculul valorilor forţelor F j se face tabelar (vezi tab.4.2.) şi se construieşte curba F j = f( ) (vezi fig.4.3).

4.1.2.2 Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie

Aceste forţe sunt produse de o parte din masa bilei şi masa neechilibrată a unui cot alarborelui cotit (masa manetonului şi masele reduse ale celor două braţe).

Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie se determină cu relaţiile:r r

2 F = - m R [N forţa centrifugă 8 (4.7)

t r F = - m Rd

dt [N]

9forţa tangenţială (4.8)

unde: mr - masa în mişcare de rotaţie, în [kg]; R - raza manivelei, în [m]; - viteza unghiulară a arborelui.

În cazul vitezei unghiulare constante, d / dt = 0, deci forţele tangenţiale sunt nule.În consecinţă, forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie sunt forţele centrifuge ce

acţionează pe direcţia razei manivelei şi rămân constante ca mărime.Recomandări privind determinarea maselor în mişcare de rotaţie se prezintă în paragraful

4.1.2.3.



75

4.1.2.3 Masele pieselor în mişcare ale mecanismul bielă-manivelă

Pentru simplificarea calculelor, masele pieselor în mişcare pot fi înlocuite cu mase reduseconcentrate în articulaliile mecanismului bielă-manivelă.

Masa bielei este considerată ca fiind concentrată în cele două axe în care este articulată,respectiv în axa ochiului bielei (m1b) şi în axa capului bielei (m2b).

Componenta m1b a masei bilei se consideră că execută mişcare de translaţie şi este luată încalculul forţei de inerţie F j. A doua componentă m2b se adaugă maselor rotitoare ale mecanismului.Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule, repartizarea masei bielei pe cele două

componente este:1b bm = (0,2 0,3) m ; 10 (4.9)

2b bm = (0,7...0,8)m 11sau, cu suficientă aproximaţie:

1b bm = 0,275 m ; 12 (4.10)

2b bm = 0,725 m 13În aceste condiţii, masa elementelor aflate în mişcare de translaţie alternativă se poate

determina cu relaţia: j p 1b p bm = m + m = m + 0,275 m ; 14 (4.11)

unde: m p - masa pistonului asamblat, în [kg];mb - masa bielei , în [kg].

Masele rotitoare mr , sunt constituite din masa fusului maneton mm, masa braţului demanivelă redusă la raza R a manivelei şi componenta m2b a bielei, adică:

r m br R 2bm = m + 2 ( m ) + m 15

Masa braţelor manivelei având centrul de masă la raza r faţă de axa arborelui cotit, se poate reduce la raza R a manivelei pornind de la egalitatea:

( m ) R = mbr R2

br 2 16,

de unde se obţine:( m ) = m

R [kg]br R br

17 (4.12)

unde reprezintă distanţa de la axa arborelui cotit la centrul de greutate al braţului.În cazul existenţei unor contragreutăţi pe braţele manivelei, trebuie să se ţină seama de

masa acestora reducând-o la raza R şi scăzând-o din masa braţelor manivelei.Din tabelul 4.1. se pot determina orientativ masele pistonului şi bielei şi masele

neechilibrate ale arborelui cotit fără contragreutăţi. Raportarea acestor mase s-a făcut la unitatea desuprafaţă a capului pistonului.

Tabelul 4.1.

Masa [kg/m ]Denumirea piesei mas D=60…100[mm]

mac D=80…120[mm]

Piston cu segmenţi şi bolţ-din aliaj de aluminiu-din fontă

80…150150…250

150…300250…400

Bielă 100…150 250…400Arbore cotit (mase neechilibrate)-turnat din fontă cu găuri de uşurare-matriţat din oţel

80…200110…200

130…320180…400

Observaţie! Valorile mai mari se referă la alezaje mai mari.



76

4.1.3 Forţele rezultante din mecanismul bielă-manivelă

Prin însumarea algebrică a forţelor de presiune a gazelor F g şi forţelor de inerţie F j,determinate pentru diferite poziţii ale manivelei, se obţin valorile forţei sumare care acţionează înlungul axei cilindrului.

F = F + F [N g j 18 (4.13)

Calculul valorilor forţei F se face tabelar (vezi tabelul 4.2) şi se construieşte curba F=f( ) (fig.4.3).

În figura 4.1. se prezintă schema de descompunere a forţelor sumare F , iar în fig.4.2.sensurile pozitive, respectiv negative ale forţelor.

Fig.4.1. Fig.4.2.Forţele care acţionează Sensurile forţelor careîn motorul monocilindric acţionează în motor



77

Forţa F aplicată în axa bolţului se descompune în două componente, una de sprijin,normală pe axa cilindrului ( N ) şi una după axa bielei ( B):

= F tg [N 19 (4.14)

B = F

[N]cos

20 (4.15)

Calculul forţelor N şi B se face tabelar (vezi tabelul 4.2) şi se reprezintă grafic curbele N=f( ) şi B=f( )(fig.4.4).

În axa fusului maneton, forţa B se descompune în două componente, una radială ( Z ) şi unatangenţială (T ), expresiile lor fiind următoarele:

T = B ( + ) = F ( + ) sin sincos

21 (4.16)

Z = B ( + ) = F ( + )

cos cos

cos

22 (4.17)

Pe baza calculului tabelar al valorilor forţelor T şi Z (vezi tab.4.2) se trasează curbele

Fig.4.3 Variaţia forţelor F , F şi F Fig. 4.4 Variaţia forţelor N şi B

Fig. 4.5 Variaţia forţelor T şi Z



78

T=f( ) şi Z=f( ) (fig.4.5).Forţa tangenţială T este singura forţă care produce momentul motor. Expresia momentului

motor este:

= T R = F ( + )

R [N m sin

cos

23 (4.18)

Raza manivelei R, în [m], fiind constantă, curba de variaţie a momentului motor funcţie deunghiul de rotaţie al manivelei este identică cu cea a forţei tangenţiale T , evident la o scarăadecvată (fig.4.5).

4.2 Momentul total al motorului policilindric

Momentul motor total se obţine prin însumarea momentelor obţinute pentru fiecarecilindru al motorului ţinând cont de ordinea de funcţionare a acestora şi de configuraţia arboreluicotit. De asemenea, se poate obţine suma momentelor ce acţionează asupra fiecărui fus palier alarborelui cotit.

Se stabileşte variaţia momentului motor total funcţie de unghiul de rotaţie a arboreluicotit, precum şi valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculează putereadezvoltată de motor care se compară cu puterea obţinută la calculul termic.

Ca poziţie de pornire ( =0) se consideră poziţia corespunzătoare p.m.s. a primuluicilindru, aflat la admisie.

4.2.1 Alegerea ordinii de lucru

Pentru realizarea unei succesiuni optime de funcţionare a cilindrilor motorului şi o

echilibrare naturală cât mai completă a forţelor de inerţie şi momentelor acestora, trebuie stabilităo anumită poziţie relativă a manivelelor arborelui cotit.Succesiunea optimă de funcţionare a cilindrilor se stabileşte din condiţia distribuţiei

uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindri vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii preamari pe fusurile paliere dintre aceştia. Trebuie să se aibă în vedere şi circulaţia încărcăturii

proaspete în conducta de admisie, adică asigurarea unui număr minim de schimbări de direcţie acurentului în conducta de admisie şi evitarea interceptării încărcăturii destinate unui cilindru decătre un cilindru vecin cu canal de admisie mai scurt. Această interceptare provoacă o creştere aneuniformităţii umplerii cilindrilor.

Tabelul 4.2 p p g = p-1 F g = A. p g a p F j=-

m .a

F N S T Z M

0RAC MPa MPa N m/s2 N N 0 N N N N N1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 130

102030…

720

Pentru o echilibrare naturală cât mai completă a forţelor de inerţie şi a momentelor acestorforţe trebuie căutate acele poziţii relative ale manivelelor arborelui cotit pentru care forţelecetrifuge şi forţele de inerţie de ordinul unu şi doi se anulează reciproc. De asemenea, pentru



79

echilibrarea momentelor date de forţele de inerţie, trebuie ca manivelele să fie dispuse "înoglindă", adică manivelele egal depărtate de mijlocul arborelui cotit să se afle în acelaşi plan şiorientate în acelaşi sens.

Ţinând seama de cele prezentate mai sus, pentru un motor cu număr cunoscut de cilindri şitimpi, se stabileşte o anumită formă a arborelui cotit şi o ordine de lucru optimă a cilindrilormotorului.

În tabelele 4.3 şi 4.4 sunt indicate poziţiile manivelelor şi ordinea de lucru pentru diferitemotoare cu ciclindri în linie, respectiv cu cilindri în V.

Tabelul 4.3Schema de aşezare a manivelelor şi ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în linie



80

Tabelul 4.4Schema de aşezare a manivelelor şi

ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în V



81

4.2.2 Calculul momentului total al motorului

În timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg în mod diferit fazele ciclului motor, înfuncţie de ordinea de lucru aleasă şi de geometria arborelui cotit.

Pentru calculele ulterioare este necesară atât determinarea momentului motor total cât şi amomentelor de torsiune care solicită fiecare fus palier în parte.

Ţinând cont de cele expuse mai sus, momentul motor policilindric este alcătuit din douăcomponente:

- o componentă creată de forţa tangenţială care acţionează asupra cotului corespunzătorcilindrului dat şi care depinde numai de unghiul de rotaţie al arborelui cotit;

- o componentă dată de momentul sumar al forţelor care acţionează în cilindrii anterioricotului respectiv şi depinde de numărul de cilindri şi de ordinea lor de lucru.

4.2.2.1 Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie

Calculul momentului total se exemplifică pe un motor cu 6 cilindri în linie, în 4 timpi.

În figura 4.6. se prezintă schema arborelui cotit.Se alege ordinea de lucru a motorului 1-5-3-6-2-4-1 (vezi tab.4.3).Unghiul de decalaj între două aprinderi succesive este dat de relaţia:

=720

i =

720

6 = 120 [ RAC] 25 (4.19)

unde i este numărul de cilindri ai motorului.Se construieşte schema de lucru a motorului (fig. 4.7). Pe abscisă se notează unghiul de

rotaţie al arborelui cotit corespunzător primului cilindru. Pe ordonată se construiesc 6 intervalecorespunzătoare numărului de cilindri. În intervalul corespunzător primului cilindru se construieşteschema de lucru a acestuia. În continuare se completează schemele de lucru ale celorlalţi cilindri,decalate cu câte 1200(unghiul dintre două aprinderi succesive), decalarea efectuându-se în ordineade lucru a cilindrilor. Deci, după 1200 începe schema de lucru a cilindrului 5, după alte 1200 acilindrului 3. Procedând în continuare se completează întreaga diagramă.

Se observă că atunci, când primul cilindru începe procesul de admisie, cilindrul 2 mai are

Fig.4.6. Schema arborelui cotit pentru motorul cu 6 cilindri în linie, în 4 timpi

Fig.4.8. Variaţia momentului cuplului motor M t al unui motor cu 6 cilindri în linie



82

de efectuat 2/3 din compresie, cilindrul 3 a efectuat 2/3 din destindere etc.Pe baza acestei observaţii se completează tabelul 4.5. Astfel în coloana 4, prima valoare

corespunde celei din coloana 2 din momentul când s-a terminat 1/3 din procesul de compresie( M 240),apoi prin permutări circulare se completează întreaga coloană. Similar se completeazăvalorile pentru coloanele 6,8,10 şi 12.

În tabel este dat un exemplu de completare pentru câteva poziţii.

Unghiul deînceput alciclului Schema de lucru a cilindrilor motorului Cilindrul

0 A C D E 1

240 C D E A C 2

480 D E A C D 3

120 A C D E A 4

600 E A C D E 5

360 D E A C 6

00 1800 3600 5100 7200

Fig.4.7.Schema de lucru a cilindrilor motorului cu 6 cilindri în linie, în 4 timpi

Momentul pe fusul palier este dat de suma momentelor cilindrilor precedenţi. Astfelcoloana 3, corespunzătoare momentului de torsiune ce solicită palierul 1-2 (dintre cilindrii 1 şi 2)este identică cu coloana 2, pentru că avem un singur cilindru anterior palierului considerat.Coloana 5, corespunzătoare palierului 2-3 se completează însumând algebric pe orizontală valorilecorespunzătoare din coloanele 3 şi 4. Similar coloana 7 se completează însumând valorilecorespunzătoare coloanelor 5 şi 6 ş.a.m.d.

Se va ţine cont la însumare de semnul momentelor. În coloana 13 se va obţine momentultotal al motorului.Se constată că momentul total apare ca o funcţie periodică cu perioada:

=180

i

26 (4.20)

unde i - numărul de cilindri; - numărul timpilor motorului.

În exemplul de faţă momentul total are perioada de 120o.Pe baza calculului tabelar se trasează curba M t =M 1-6 =f( ) (vezi fig.4.8).Se determină valoarea medie a momentului motor, ca medie aritmetică a valorilor

instantanee ale momentului motor (tab.4.5, coloana 13):

med 1

m

1-6

=

( M )

m

27 (4.21)

Cu ajutorul momentului mediu se calculează puterea indicată a motorului:

imed

3 P =

M n

9,55 10 [KW]

28 (4.22)

Puterea indicată calculată cu ajutorul relaţiei 4.22 trebuie să fie egală cu puterea indicatăobţinută la calculul termic după formula:

i

i t

P =

p V n

120000 [kW]

29 (4.23)

unde: pi - presiunea medie indicată, în [N/m2];V t - cilindreea motorului, în [m3];



83

n - turaţia motorului, în [rot/min].Se admite o abatere de + 5%.

4.2.2.2 Momentul total al motoarelor cu cilindrii în V

Pentru exemplificare se va examina un motor cu biele alăturate cu 6 cilindrii în V la 900 Schema amplasării cilindrilor şi a manivelelor arborelui cotit se prezintă în fig.4.9.Din tabelul 4.4 se alege ordinea de lucru a motorului, adică 1s-1d-2s-2d-3s-3d.Unghiurile dintre două aprinderi succesive vor fi 90-150-90 etc.Se construieşte schema de lucru a motorului (fig.4.10) în mod similar cu cea a motoarelor

în linie (vezi 4.2.2.1.)Tabel 4.5

0 M 1 M 0-1

Pal 1-2 M 2 M 1-2

Pal 2-3 M 3 M 1-3

Pal 3-4 M 4 M 1-4

Pal 3-4 M 5 M 1-5

Pal 4-5 M 6 M 1-6

Pal 5-61 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

0 M 0 M 0 M 240 M 0-1

+ M 240

M 480 M 1-2

+ M 480

M 120 M 1-3

+ M 120

M 600 M 1-4

+ M 600

M 360 M 1-5

+ M 360 10 M 10 M 10 M 250 M 0-1

+ M 250 M 490 M 1-2

+ M 490 M 130 M 1-3

+ M 130 M 610 M 1-4

+ M 610 M 370 M 1-5

+ M 370

110 M 11

0 M 110 M 350 M 0-1

+ M 350 M 590 M 1-2

+ M 590 M 230 M 1-3

+ M 230 M 710 M 1-4

+ M 710 M 470 M 1-5

+ M 470 120 M 12

0 M 120 M 360 M 0-1

+ M 360 M 600 M 1-2

+ M 600 M 240 M 1-3

+ M 240 M 720 M 1-4

+ M 720 M 480 M 1-5

+ M 480

230 M 23

0 M 230 M 470 M 0-1

+ M 470 M 710 M 1-2

+ M 710 M 350 M 1-3

+ M 350 M 110 M 1-4

+ M 110 M 590 M 1-5

+ M 590 240 M

240

M 240

M 480

M 0-1+ M 480

M 720

M 1-2+ M 720

M 360

M 1-3+ M 360

M 120

M 1-4+ M 120

M 600

M 1-5+ M 600

720 M 72

0 M 720 M 240 M 0-1

+ M 240 M 480 M 1-2

+ M 480 M 120 M 1-3

+ M 120 M 600 M 1-4

+ M 600 M 360 M 1-5

+ M 360

Se observă că atunci când cilindrul 1s începe procesul de admisie, cilindrul 1d mai are deefectuat 1/2 din evacuare, cilindrul 2s a efectuat 2/3 din destindere, cilindrul 2d a efectuat 1/5 dindestindere ş.a.m.d.

Pe baza acestei observaţii se completează tabelul 4.6. Astfel, în coloana 3, prima valoarecorespunde celei din coloana 2 din momentul când s-a terminat 1/2 din evacuare ( M 630), apoi prin

permutări circulare se completează întreaga coloană. Similar se completează coloanele 5,6,8 şi 9.În tabelul 4.6 este dat un model de completare pentru câteva poziţii. Momentul pe fusul palier este dat de suma momentelor cilindrilor precedenţi. Astfel, coloana 4 corespunde

Fig.4.9. Schema de aşezare a cilindrilor şi manivelelorarboreului cotit pentru un motor cu 6 cilindri în V



84

momentului M I care solicită la torsiune palierul 1-2 (dintre cilindrii 1 şi 2). Ea se completeazăînsumând algebric, pe orizontală, valorile corespunzătoare coloanelor 2 şi 3.

Coloanele 7 şi 10 se completează însumând valorile corespunzătoare coloanelor 4,5 şi 6,respectiv 7, 8 şi 9. Se va ţine cont la însumare de semnul momentelor. În coloana 10,corespunzătoare ultimului fus palier, se va obţine momentul total al motorului.

Unghiul deînceput alciclului Schema de lucru a cilindrilor motorului Cilindrul

0 A C D E 1s

480 D E A C D 2s

240 C D E A C 3s

630 E A C D E 1d

390 D E A C D 2d

150 A C D E A 3d

0

0

180

0

360

0

510

0

720

0

Fig.4.10 Schema de lucru a cilindrilor motorului cu 6 cilindri în V la 90° în 4 timpi

Se constată că momentul total apare ca o funcţie periodică cu perioada:

=180

i [ RAC]

30 (4.25)

unde: - numărul timpilor motorului;i - numărul grupelor de cilindri (fusuri manetoane).

În exemplul de faţă momentul total trebuie să se repete după fiecare

=180 4

3 = 240 [ RAC]

31

Pe baza calculului tabelar se trasează curba M t =f( ) Se calculează valoarea momentului mediu şi se verifică puterea indicată ca şi la motoarele

cu cilindrii în linie (vezi 4.2.2.1.).Tabelul 4.6

M 1s M 1d M I Pal 1-2 M 2s M 2d M II Pal 2-3 M 3s M 3d M III Pal 3-4 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

0 M 0 M 630 M 0+M 630 M 480 M 390 M I +M 480+M 390 M 240 M 150 M II +M 240+M 150


…120 M 120 M 30 M 120+M 30 M 600 M 510 M I +M 600+M 510 M 360 M 270 M II +M 360+M 270





4.3 Forţele care acţionează asupra fusului arborelui cotit

Determinarea forţelor care acţionează asupra fusurilor arborelui cotit este necesară pentrudimensionarea corectă a fusurilor şi lagărelor, în scopul de a evita încălzirea lagărelor şi a se



85

asigura pelicula de ulei necesară ungerii acestora.Se determină sarcina totală care acţionează asupra fusurilor şi lagărelor arborelui cotit,

luându-se în considerare toate forţele care le solicită, respectiv forţa de presiune a gazelor şi forţelede inerţie.

Forţa rezultantă ce acţionează asupra fusului, respectiv lagărului arborelui cotit sedetermină prin metoda diagramei polare.

4.3.1 Forţele care acţionează asupra fusului maneton. Diagrama polară afusului maneton

Asupra fusului maneton acţionează forţa tangenţială T , forţa radială Z şi forţa centrifugă deinerţie F cb a masei m2b a bielei aflată în mişcare de rotaţie.

Prin urmare, forţa rezultantă care acţionează asupra fusului maneton va fi:

R = T + Z + F m cb

32 (4.26)

unde: F m Rcb b 2

2 33

Forţa rezultantăm R

34 se determină grafic însumând vectorial toate forţele amintite(fig.4.11)

Se consideră un sistem de axe Z-T care se roteşte împreună cu arborele cotit. Se admite casens pozitiv pentru forţele T - sensul de rotaţie al arborelui cotit, iar pentru forţele Z - sensul de lafusul maneton spre axa de rotaţie a arborelui.

Se aşează la scară, forţele

Z 35 şi

T 36 corespunzătoare unui unghi de rotaţie oarecare ,cu originea în punctul O ţinând cont de semnele lor. Din compunerea acestor forţe se obţinevectorul rezultant

K 37 (fig.4.11.). Rezultanta m R

38 se obţine însumând vectorial forţele

K 39

şi cb F

40 adică:

R K F m cb 41 (4.27)

saum cb R = K - (- F )

42 (4.28)Determinând pentru toate valorile unghiului a vectorii şi unind printr-o curbă continuă

vârfurile lor, se obţine diagrama polară a fusului maneton cu polul în punctul O', corespunzătorvârfului vectorului (- F )cb

43.

De remarcat că vectorul cb F

44 este constant în mărime şi sens în raport cu sistemul Z-T ,deci punctul O' este fix în raport cu acelaţi sistem.

Mărimea şi sensul forţei rezultante ce acţionează asupra fusului maneton pot fi determinate

Fig.4.11.Construcţia diagramei polare afusului maneton

Fig.4.12. Diagrama polară (a) şi desfăşurata (b) a forţeirezultante Rm pe fusul maneton



86

cu relaţiile de mai jos (vezi fig.4.11).

m cb2 2

R = ( Z - F ) + T 45 (4.29)

= arcctg[(Z - F ) / T] + 180 (|T| ) - T) / (2|T| )cb 46 (4.30)sau

= 90 - arctg[(Z - F ) / T] + 180 (|T| ) - T) / (2|T| )cb 47 (4.31)Unghiul se măsoară în sens trigonometric de la semiaxa pozitivă a forţelor Z .Prin desfăşurarea diagramei vectoriale în funcţie de unghiul (fig.4.12), se obţine curba

Rm=f( ), cu ajutorul căreia se determină valorile maximă şi medie a forţelor rezultante pe fusulmaneton:

m1

k

mx

med R

R

k

48 (4.32)

unde Rmx este valoarea rezultantei corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare, iar k-numărul de diviziuni ale curbei Rm=f( ).

Cu ajutorul valorilor Rmmax şi Rmmed se determină încărcarea specifică maximă şi medie afusului maneton.

maxmax =

R

d l [N / mm ]

m

m cb

2

49 (4.33)

med

m

m cb

= R

d l

med

50

unde: d m - diametrul fusului maneton, în [mm];

l cb - lungimea cuzinetului de bielă, în [mm].Mărimea pmed caracterizează încărcarea cuzinetului, uzura şi lucrul mecanic de frecare; pmed nu trebuie să depăşească valoarea de 6 [N/mm2]. Raportul pmax /pmed caracterizează gradul deşoc al încărcării lagărului şi este cuprins între limitele 2…3.

Pe baza diagramei polare se construieşte diagrama de uzură. La baza construcţiei acesteidiagrame stau următoarele ipoteze:

- uzura este proporţională cu rezultanta care acţionează asupra fusului maneton;.- forţele care solicită la un moment dat fusul se distribuie pe suprafaţa lui la 60o, de

ambele părţi ale punctului de aplicaţie.Modul de construire a diagramei de uzură este prezentat în fig.4.13. Se trasează un cerc

care reprezintă secţiunea fusului. Se construiesc radial vectori proporţionali cu mărimea forţelorrezultante din diagrama polară. Extremităţile vectorilor se sprijină pe conturul cercului. Pe rând, dela direcţia fiecărei forţe la 600 în ambele părţi, se duc în interiorul cercului fâşii circulare, a cărorînălţime este proporţională cu mărimea forţei.

Fig.4.13 Construcţia diagramei de uzurăa fusului maneton

Fig.4.14. Diagrama de uzură a fusuluimaneton



87

Suprafaţa acumulată după construirea tuturor fâşiilor pentru un ciclu motor reprezintădiagrama de uzură. În fig.4.14 este prezentată o astfel de diagramă.

Diagrama de uzură indică zona presiunilor cele mai reduse de pe fus şi, deci locul undetrebuie prevăzută gaura de ungere.

4.3.2 Forţele care acţionează asupra fusului palier. Diagramele polare alefusurilor paliere

Diagramele polare se construiesc pentru toate fusurile paliere care sunt cuprinse întrecoturi aşezate sub unghiuri diferite. În cele mai multe cazuri, la motoarele rapide, fusul paliercuprins între coturi decalate la 3600 este cel mai încărcat.

Forţa care acţionează asupra fusului palier al arborelui cotit care are un număr de lagăremai mare cu unu decât numărul de manetoane este determinată de forţele care acţionează în

braţele manetoanelor vecine fusului considerat.În fig. 4.15 este prezentat cazul general al unui fus palier care se află cuprins între coturile i

şi i+1, decalate sub un unghi . În fiecare cot apar forţele Z i, T i, F ri şi respectiv, Z i+1, T i+1, F ri+1.

Forţele F r sunt forţe centrifuge provocate de masa neechilibrată a cotului respectiv şi masa bieleiaflată în mişcare de rotaţie (mr =mc+m2b).Mărimile reacţiunilor datorate forţelor din cilindru i, respectiv i+1 corespunzătoare

palierului dintre cei doi cilindri menţionaţi, se determină cu relaţiile:

Z ’ = Z l

l ; Z ’ = Z

l

l

T ’ = T l

l ; T ’ = T

l

l

F ’ = F l

l ; F ’ = F

l

l

i i1

i+1 i+11

i i1

i+1 i+11

ri ri1

ri+1 ri+11

51 (4.34)

Compunerea reacţiunilor se realizează geometric ţinându-se seama de unghiul dintremanivelele învecinate. Se consideră un sistem de coordonate Z-T astfel încât axa Z să coincidă cuaxa Z a cilindrului i, iar axa T să fie perpendiculară pe aceasta. Ca şi în cazul fusului maneton,sistemul de coordonate se roteşte simultan cu arborele, în funcţie de unghiul .

Forţele care acţionează în manetoanele învecinate palierului considerat, respectiv Z i, T i, Z i+1, şi T i+1 se pot determina din diagrama forţelor sumare, socotind defazarea unghiulară a ordiniide funcţionare a cilindrilor învecinaţi cu lagărul palier respectiv.

Fig.4.16. Construcţia diagramei polare afusului palier

Fig.4.15 Determinarea reacţiunilor dintr-un fus palier



88

În concordanţă cu cele prezentate mai sus, proiecţiile pe direcţiile Z şi T (fără efectulforţelor F' ri şi F' ri+1) vor fi:

Z Z Z T

T T T Z

i i i

i i i

1 1

1 1

cos sin

cos sin

52 (4.35)

În cazul palierelor simetrice (l 1=l/2), relaţiile 4.35 devin:

Z Z Z T

T T T Z i i i

i i i

1 1

1 1

2

2

cos sin

cos sin

53 (4.36)

Pentru construirea diagramei polare este necesar să se determine proiecţiile Z' şi T' pentrutoate valorile unghiului . Acest lucru se obţine mai uşor prin calcul tabelar. În sistemul decoordonate Z-T se aşează pentru fiecare poziţie a arborelui cotit (definită de unghiul ),reacţiunile

Z' şi T' , respectând regula semnelor (fig.4.16.).Unind toate extremităţile vectorilor

K 54 printr-o linie continuă, se obţine curba carereprezintă diagrama vectorială a forţelor care acţionează pe fusul palier, fără a ţine seama deforţele centrifuge ale maselor în mişcare de rotaţie ( F ri şi F ri+1). Influenţa acestor forţe va fi luată înconsiderare, ca şi în cazul fusului maneton prin fixarea polului diagramei în punctul O', care

reprezintă extremitatea vectorului r Q

55.Distanţa de la polul diagramei O' până la vârful vectorului

K 56reprezintă valoarea

rezultantei forţelor care acţionează pe fusul palier p R

57.

Prin desfăşurarea diagramei vectoriale în funcţie de (fig.4.17) se obţine curba p R = f( ) 58 cu ajutorul căreia se determină valorile maximă şi medie a forţelor rezultante R p:

pmed

1

k

px R = ( R ) / 59 (4.37)

unde R px este valoarea rezultantelor corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare;k - numărul de diviziuni ale curbei p R = f( ) 60.

Cu ajutorul valorilor Rmmax şi Rmmed se determină încărcarea specifică maximă şi medie afusului palier:

Fig.4.17 Diagrame polare şi desfăşurate ale forţei rezultante R p pe fusul palier



89

max =

R

d l [N / mm ]

pmax

p cp

2

61 (4.38)

med

pmed

p cp

2 = R

d l [N / mm ]

62

unde: d p - diametrul fusului palier, în [mm];

l cp - lungimea cuzinetului fusului palier, în [mm].Valoarea lui pmed nu trebuie să depăşească 6 [N/mm2].Raportul pmax /pmed caracterizează gradul de şoc al încărcării lagărului şi nu trebuie să fie

mai mare de 2.În fig.4.17 sunt prezentate diagramele polare şi desfăşurate pentru diferite cazuri de decalaj

al coturilor.De multe ori, în cazul unui unghi de decalaj de 3600, pmed ia valori excesiv de mari, aceasta

datorită forţelor de inerţie mari provocate de masele în mişcare de rotaţie.Utilizând contragreutăţi, fusul poate fi descărcat total sau parţial de forţele de inerţie ale

maselor în mişcare de rotaţie. Aceasta corespunde unei deplasări a polului diagramei din O' spre Oşi, deci, conduce la micşorarea rezultantelor R p. Dacă mărimea necesară deplasării polului pentru a

obţine o încărcare medie satisfăcătoare este h, atunci masa contragreutăţilor se poate determina dinrelaţia de mai jos:

F = m = h [N 2 63 (4.39)unde: F - forţa de inerţie a două contragreutăţi, în [N];

m - masa a două contragreutăţi, în kg; - distanţa de la centrul de greutate al contragreutăţilor până la axa de rotaţie a

arborelui, în mm; - viteza unghiulară a arborelui cotit;h - mărimea deplasării dorite, în [mm];m - scara diagramei, în [N/mm].

Pe baza diagramelor polare şi desfăşurate se construiesc diagramele de uzură ale fusurilor paliere. Metodica este asemănătoare cu cea prezentat_ la fusul maneton (vezi 4.3.1.). În fig.4.18. se prezintă diagrama de uzură pentru un fus palier.

4.3.3 Diagramele polare ale motoarelor cu cilindrii în V.

4.3.3.1 Diagrama polară a fusului maneton

Pentru fusul maneton se întocmeşte diagrama polară pentru o singură bielă,

corespunzătoare forţelor provenite de la un singur cilindru, în mod asemănător motoarelor cucilindrii în linie.

4.3.3.2 Diagramele vectoriale ale fusurilor paliere

Metodica şi relaţiile de calcul sunt identice cu cele de la motoarele cu cilindrii în linie cudiferenţa că cilindrii i şi i+1 se referă la un grup de 2 cilindrii care funcţionează cu un decalaj.

4.4 Echilibrarea motoarelor

Un motor care funcţionează în regim stabilizat este considerat echilibrat dacă forţele şimomentele ce se transmit la punctele de sprijin ale motorului sunt invariabile ca mărime, direcţie



90

şi sens.În cazul motoarelor neechilibrate, forţele şi momentele ce se transmit reazemelor se

modifică permanent ca mărime şi sens şi produc, în anumite condiţii, vibraţii ale ramei, caroserieisau altor părţi ale autovehiculului. Aceste vibraţii, pot deveni deosebit de periculoase în cazulsuprapunerii frecvenţei de oscilaţie a acestora cu frecvenţele forţelor şi momentelor neechilibratetransmise de la motor la punctele sale de sprijin.

Cauzele neechilibrării motorului sunt variaţiile periodice ale forţelor de inerţie şi alemomentelor lor, precum şi neuniformitatea momentului motor.

Practic, echilibrarea motorului se realizează pe calea alegerii corespunzătoare a număruluişi dispunerii cilindrilor, dispunerea manivelelor şi alegerea contragreutăţilor corespunzătoare.

Pentru simplificare, echilibrarea motorului se studiază în următoarele ipoteze: cadrulmotorului este perfect rigid; turaţia motorului este constantă; se neglijează forţele de inerţie dinmecanismul de distribuţie, ele fiind sensibil mai mici decât cele din mecanismul motor, seneglijeaz_ forţele de frecare.

În cele ce urmează se va analiza echilibrarea principalelor motoare în linie şi în V

4.4.1 Echilibrarea motorului monocilindric

mişcare de translaţie de ordin unu F j I şi doi F jII (armonicele de ordin superior sunt

neglijabile), forţele centrifuge F r şi momentele transmise la reazeme M r . jI j

2 F = - m R cos (4.40)64

jII j2

F = - m R 2 cos 65

r r 2

F - m R 66unde m j, mr - masa mecanismului bielă-manivelă aflată în mişcare de translaţie, respectiv

rotaţie; R - raza manivelei; - viteza unghiulară a arborelui cotit; - unghiul de rotaţie a arborelui cotit; - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei.

Forţele de inerţie F j I şi F jII pot fi echilibrate cu ajutorul unui sistem de contragreutăţi ca înfig.4.19.

Fig.4.18. Diagrama de uzură a unui fus palier



91

Echilibrarea forţelor de inerţie F jI se realizează cu ajutorul unor contragreutăţi de masă mcgI montate pe arborii A şi B paraleli cu axa arborelui cotit şi simetric dispuşi faţă de axa cilindrului.Arborii A şi B se rotesc în sensuri diferite, cu aceeaşi turaţie cu a arborelui cotit. Contragreutăţilese dispun în aşa fel încât prin rotire, ele să facă un unghi egal cu unghiul de rotaţie a arborelui cotitşi situate în partea opusă manevelei (vezi fig. 4.19).

Fiecare contragreutate de masă mcgI provoacă o forţă dată de relaţia:

cgI cgI 2 F = m 67 (4.41)Prin descompunerea celor două forţe centrifuge, pe direcţie verticală şi orizontală, se

observă că cele două componente orizontale se echilibrează ( X IA=X IB), iar componentele verticalese însumează dând rezultanta:

I I cgI cg I 2

R = 2 Y = 2 F = 2 m cos cos 68 (4.42)

Rezultanta R I acţionează după axa cilindrului, are sens contrar forţei F jI , forţă pe caretrebuie să o echilibreze. Astfel, masa contragreutăţilor rezultă:

cgI j I m = 0,5 m R / 69 (4.43)

În mod similar se poate face echilibrarea forţelor F jII . Pe arborii C şi D, contragreutăţilemcgII se rotesc cu viteza unghiulară 2 , iar dispunerea contragreutăţilor trebuie făcută în aşa fel ca

la un unghi al manivelei arborelui cotit, contragreutăţile să facă un unghi egal cu 2 faţă deverticală şi să fie situate în partea opusă manivelei (vezi fig.4.19).

Fig. 4.19 Schema echilibrării forţelor F r , F I şi F II la motorul monocilindric



92

Componentele verticale ale forţelor centrifuge vor da în acest caz componenta R II , egală şide sens contrar cu F jII dată de expresia următoare:

II II cg cgII II

2 R 2 Y 2 F 2 2m (2 ) 2 cos cos 70 (4.42')

Masa contragreutăţilor necesare pentru echilibrarea forţelor de inerţie F jII rezultă dinegalitatea expresiilor celor două forţe:

II jII R = F 71

adică:

cgII j II m =1

8m R / 72 (4.43')

Datorită complexităţii construcţiei, echilibrarea cu arbori suplimentari nu se aplică lamotoarele monocilindrice pentru autovehicule, ci doar la motoarele staţionare destinate cercetăriiexperimentale.

Forţa centrifugă F r este constantă ca mărime (pentru = ct) şi fixă ca direcţie în raport cumanivela arborelui cotit. În aceste condiţii F r poate fi complet echilibrată cu ajutorul a douăcontragreutăţi de masă mcg situate pe ambele braţe ale arborelui cotit (vezi fig.4.19). Masa necesarăfiecărei contragreutăţi este dată de relaţia:

cg r

mm R

2

73 (4.44)

Momentul reactiv M r nu se echilibrează şi el se transmite ramei autovehiculului. Volantulmotorului monocilindric va avea un moment de inerţie mai mare pentru a asigura uniformitateadorită pentru viteza unghiulară.

4.4.2 Echilibrarea motorului cu doi cilindri

Se va analiza atât motorul cu cilindrii în linie, cât şi în V.

Fig. 4.20 Schema motorului cu 2 cilindri înlinie cu manivelele dispuse la 180°

Fig.4.21. Schema motorului cu 2 cilindri înlinie cu manivelele dispuse la 3600



93

4.4.2.1 Motorul cu doi cilindri în linie

O primă variantă analizată este cea la care manetoanele arborelui cotit sunt dispuse la 1800,ca în fig.4.20.

Forţa de inerţie F jI pentru primul cilindru este: F -m R jI j

21 cos 74 (4.45)

Manetonul celui de-al doilea cilindru este dispus la 1800 faţă de manetonul primuluicilindru deci forţa pentru al doilea cilindru este:

F -m R +180 m R jI j2

j22 cos( ) cos 75 (4.46)

Forţele de inerţie de ordinul I sunt egale şi de sens contrar, deci ele se echilibrează.Momentele forţelor de inerţie de ordinul I nu se echilibrează şi el tinde să răstoarne

motorul în direcţie longitudinală. Momentul rezultant al forţelor F jI este dat de expresia: jI j M a m R 2 cos 76 (4.47)

Momentul M jI poate fi echilibrat cu două contragreutăţi dispuse pe doi arbori suplimentaricare să se rotească cu aceeaşi viteză unghiulară ca şi arborele cotit şi care trebuie să creeze un

moment egal şi de sens contrar cu M jI .Forţele de inerţie de ordinul II pentru cei doi cilindri sunt: F -m R 2 jII j

1 2 cos 77 (4.48)

F -m R 2( + ) -m R 2 jII j j

2 2 2180 cos cos 78

Se observă că cele două forţe sunt egale şi de acelaşi sens, ceea ce înseamnă că ele nu seechilibrează. Rezultanta lor este:

jII j F -2 m R 2 2cos 79 (4.49)

Rezultanta forţelor de ordin I se poate echilibra cu contragreutăţi dispuse simetric pe arborisuplimentari care se rotesc în sensuri opuse şi cu viteze unghiulare duble arborelui cotit.

Momentul forţelor de inerţie de ordinul II este nul adică M jII = 0.

Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie sunt egale şi de sensuri contrare lacei doi cilindri, deci:

r F = 0 80 (4.50)Momentul forţelor centrifuge nu se echilibrează natural. Acest moment acţionează în

planul manetoanelor şi are expresia: M a m Rr r 2 81 (4.51)

Acest moment poate fi echilibrat cu două contragreutăţi dispuse pe braţele manetoanelor(fig.4.20). Momentul produs de forţele centrifuge ale contragreutăţilor este:

Fig.4.22 Schema motorului cu 2 cilindri în V la 900



94

b mcg cg 2 82 (4.52)

Momentul M cg trebuie să echilibreze momentul M r ( M cg =M r ), de unde rezultă masa uneicontragreutăţi :

cg r m ma

b

R

83 (4.53)

O altă variantă analizată este cea la care manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 3600

, caîn fig.4.21.Rezultanta forţelor de inerţie de ordin I este:

F -2 m R jI j 2 cos 84 (4.54)

Rezultanta forţelor de inerţie de ordin II este: F -2 m R 2 jII j 2

cos 85 (4.55)

Aceste rezultante ale forţelor de inerţie pot fi echilibrate cu contragreutăţi dispuse pe arborisuplimentari, prin metoda prezentată la motorul monocilindric.

Rezultanta forţelor centrifuge este dată de relaţia: F -2 m Rr r 2 86 (4.56)

Această forţă poate fi echilibrată cu ajutorul unor contragreutăţi de masă mcg (vezifig.4.21):

cg r

m =m

2

R

87 (4.57)

Se observă că, datorită dispunerii simetrice a forţelor faţă de mijlocul arborelui cotit, toatemomentele se anulează, adică:

M 0 ; M 0 ; M 0 jI jII r 88 (4.58)

4.4.2.2 Motorul cu doi cilindri în V

Schema motorului cu doi cilindri în V dispuşi la 900, cu un singur maneton este prezentatăîn fig.4.22.

Pentru cilindrul din stânga, forţa de inerţie de ordinul I este: F -m R jI

st

j 2 cos 89 (4.59)

Pentru cilindrul din dreapta, relaţia de calcul a forţei de inerţie de ordinul I se scrie ţinândcont de unghiul dintre manivelele celor doi cilindri:

F -m R (360 - ) jI

dr

j 2 cos 90 (4.60)

sau, ţinând cont că = 90° în cazul de faţă: F -m R ( 270 ) -m R jI

dr

j j 2 2cos sin 91 (4.61)

Prin însumare geometrică se obţine rezultanta forţelor de inerţie de ordin I, adică:

F F F m R jI jI

st

jI

dr

j 2 2 2 92 (4.62)

Unghiul dintre direcţia rezultantei F jI şi axa cilindrului din stânga (forţa F jIst ) este egal cuunghiul deoarece

F

F

m R

m R

jI

st

jI

j

j

2

2

coscos 93 (4.63)

Prin urmare, forţa rezultantă F jI este constantă şi orientată pe direcţia manivelei. Ea va fiechilibrată împreună cu forţele de inerţie ale maselor rotitoare.

Forţele de inerţie de ordinul II vor fi: F -m R 2 jII

st

j 2cos 94 (4.64)



95

F -m R 2 (270 ) m R 2 jII

dr

j

2

j

2 cos cos 95 (4.65)

Rezultanta acestor forţe este dată de relaţia:

F F F 2 m R 2 jII jII st

2

jII dr

2

j 2

cos 96 (4.66)Unghiul dintre această forţă şi axa primului cilindru (forţa F jIIst ) este = 450 deoarece:

cos cos F

F

1

245

jII

st

jII

97 (4.67)

Prin urmare forţa de inerţie de ordinul II rezultantă este variabilă ca mărime şi are direcţiaorizontală. Ea poate fi echilibrată cu un sistem de contragreutăţi simetrice montate pe doi arbori cese rotesc cu viteza unghiulară 2 , ca în cazul monocilindrului.

Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie pot fi echilibrate împreună curezultanta forţelor de inerţie de ordinul I, prin contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit:

F F F cg jI r 98 (4.68)

adică

2 m m m Rcg

2

r j

2 99 (4.69)

de unde

mm m

2

Rcg

r j

100 (4.70)

Momentele forţelor de inerţie sunt nule deoarece forţele de inerţie sunt situate în acelaşi plan, perpendicular pe axa arborelui cotit, deci:

M 0; M 0; M 0 jI jII r 101 (4.71)

4.4.2.3 Echilibrarea motorului cu doi cilindri opuşi

Schema motorului cu doi cilindri opuşi este prezentată în fig.4.23. Manetoanele arboreluicotit sunt dispuse la 1800.

Atât forţele de inerţie de ordinul unu şi doi, cât şi forţele centrifuge F r din cilindru 2, suntegale şi de sensuri contrare celor din cilindrul 1, deci rezultantele lor vor fi nule:

F 0; F 0; F 0 jI jII r 102 (4.72)

Momentele rezultante ale forţelor de inerţie de ordinul unu şi doi sunt date de relaţiile M a m r jI j

2 cos 103 (4.73)

M a m r 2 jII j2

cos 104 (4.74)

Momentele M jI şi M jII pot fi echilibrate complet cu două sisteme de contragreutăţi

Fig.4.23. Schema motorului cu 2 cilindri opuşi



96

suplimentare dispuse simetric pe arbori care se rotesc în sensuri diferite cu viteza unghiulară aarborelui cotit, respectiv dublă acesteia (vezi şi echilibrarea monocilindrului).

Momentul forţelor centrifuge este neechilibrat:

r r

2 M a m R 105 (4.75)

Acest moment poate fi echilibrat cu două contragreutăţi de masă mcg dispuse pe braţelearborelui cotit astfel încât mometul lor M cg să anuleze efectul momentului M r , deci:

b m a m Rcg cg

2 106 (4.76)

şi rezultă masa mcg :

m ma

b

Rcg r

107 (4.77)

4.4.3 Echilibrarea motorului cu trei cilindri în linie

Schema motorului cu trei cilindri în linie este prezentată în figura 4.24. Arborele cotit aremanivelele dispuse la 1200.

Forţele de inerţie de ordin unu pentru cei trei cilindri sunt: F -m R jI j

21 cos (4.78)108

F -m R jI j

2 2120 cos

F -m R jI j

3 2 240 cos 109

Se verifică uşor că rezultanta lor este nulă, adică: jI F = 0 (4.79)

Forţele de inerţie de ordin doi sunt: F -m R 2 jII j

1 2 cos (4.80)110

F -m R 2

jII j

2 2 120 cos 111

F -m R 2 jII j

3 2 240 cos 112

Rezultanta acestor forţe este şi ea nulă: jII F = 0 113 (4.81)

Forţele centrifuge sunt egale pentru toţi cei trei cilindri şi orientate după razelemanivelelor:

F F F -m Rr r r r

1 2 3 2 114 (4.82)

Fig.4.24. Schema motorului cu 3 cilindri în linie





98

Momentul forţelor centrifuge poate fi echilibrat prin 6 contragreutăţi dispuse pe braţelearborelui cotit, masa unei contragreutăţi fiind:

mm

2

Rcg

r

121 (4.89)

Numărul contragreutăţilor poate fi redus de la 6 la 4 (vezi fig.4.25). Contragreutăţile mcg2 şimcg3, respectiv mcg4 şi mcg5 (vezi şi fig.4.24) pot fi înlocuite cu contragreutăţile m2, respectiv m5 dispuse pe bisectoarea unghiului dintre cele două braţe vecine.

4.4.4 Echilibrarea motorului cu patru cilindri

4.4.4.1 Echilibrarea motorului cu 4 cilindri în 4 timpi

Motorul în 4 timpi cu 4 cilindri în linie are manivelele dispuse la 1800. Schema arboreluicotit este prezentată în fig.4.26.

Datorită dispunerii "în oglindă" a manivelelor arborelui cotit, forţele de inerţie de ordin unu

pentru cilindrii 1 şi 4 , respectiv 2 şi 3 vor fi egale, adică: F F -m R jI jI j

1 4 2 cos 122 (4.90)

F F -m R jI jI j

2 3 2 180 cos 123 (4.91)

Deci, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu este nulă: F 0 jI 124 (4.92)

Datorită dispunerii simetrice a forţelor de inerţie de ordin unu faţă de mijlocul arboreluicotit, rezultanta momentului acestor forţe este nulă, adică:

M 0 jI 125 (4.93)

Conform schemei din fig.4.26, forţele de inerţie de ordin doi pentru cilindri egal depărtaţide mijlocul arborelui cotit vor fi egale, adică:

F F -m R jII jII j

1 4 22 cos 126 (4.94)

F F -m R

-m R

jII jII j

j

2 3 2

2

2 180

2

cos

cos127 (4.95)

Fig.4.26 Schema motorului cu 4 cilindri în linie în 4 timpiFig.4.27 Schema motorului cu 4 cilindri în linie în 2 timpi



99

Deci, forţele de inerţie de ordin doi pentru toţi cei patru cilindri sunt egale şi, decirezultanta lor este:

F m R 2 jII j 4 2 cos 128 (4.96)

Această rezultantă poate fi echilibrată prin două contragreutăţi dispuse pe arborisuplimentari care să se rotească în sensuri diferite, cu turaţie dublă arborelui cotit, ca în cazulmonocilindrului.

Datorită dispunerii simetrice a forţelor faţă de mijlocul arborelui, momentul rezultant alforţelor de ordin doi se anulează:

M 0 jII 129 (4.97)

Forţele centrifuge F r sunt egale la toate manivelele, având la cilindrii 1 şi 4 sensuri contrarefaţă de cilindrii 2 şi 3. Prin urmare, rezultanta forţelor centrifuge este nulă, respectiv:

F 0r 130 (4.98)

Datorită dispunerii "în oglindă" a manivelelor arborelui cotit, momentul rezultant alforţelor centrifuge este nul, adică:

M 0r 131 (4.99)

Se pot utiliza contragreutăţi cu rol doar de a descărca lagărele paliere de forţele centrifugeale fiecărui maneton sau de momentele acestora, mai ales în cazul motorului cu trei lagăre desprijin.

4.4.4.2 Echilibrarea motorului cu 4 cilindri în 2 timpi

Acest motor are manivelele arborelui cotit dispuse la 900. Schema arborelui şi sensurileforţelor sunt prezentate în fig.4.27.

Forţele de inerţie de ordin unu pentru cei 4 cilindri vor fi:

F m R

F m R m R

F m R -m R

F m R m R

jI j

jI j j

jI j j

jI j j

1 2

2 2 2

3 2 2

4 2 2

90

270

180

cos

cos sin

cos sin

cos cos

132 (4.100)

Se constată că rezultanta forţelor de ordin unu se anulează, adică:

F m R jI j 2 0cos sin sin cos 133 (4.101)

Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin unu, calculat faţă de mijlocul arboreluieste:

M F a

2

F a

2

F a

2

F a

2

jI jI jI jI jI

1 2 3 43 3

134 (4.102)

sau, după transformări:

M a m R jI j 23 cos sin 135 (4.103)

Fig. 4.28 Fig. 4.29



100

Momentul sumar al forţelor de inerţie de ordin unu are valoarea maximă pentru max.

Valoarea max se obţine prin anularea derivatei în raport cu a momentului.Se obţine: 1 161 3 1max 136 şi 2 341 3 4max 137Prin urmare:

M m R a jI j max

,3162 2 138 (4.104)

Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin unu poate fi parţial echilibrat printr-unsistem de contragreutăţi dispuse pe arbori suplimentari la unghiurile max determinate mai înainte.În cazul motoarelor în doi timpi cu evacuarea prin supape, unul din arborii suplimentari îlconstituie arborele de distribuţie.

Forţele de inerţie de ordin doi pentru cei patru cilindri vor fi:

F m R

F m R

F m R

F m R

jII j

jI j

jI j

jI j

1 2

2 2

3 2

4 2

2

2 90

2 270

2 180

cos

cos

cos

cos

139 (4.105)

sau F F F F m R 2 jII jII jII jII j

1 2 3 4 2 cos 140 (4.106)

Prin urmare, rezultanta forţelor de inerţie de ordin doi este nulă, respectiv:

F m R 2 2 jII j 2 2 2 0cos sin 141 (4.107)

Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi calculat faţă de punctul A (vezifig.4.27) este:

M F a

2 F

a

2 F

a

2 F

a

2 jII jII jII jII jII

1 2 3 43 3142 (4.108)

După transformări rezultă: M jII 0143

Rezultanta forţelor centrifuge pentru toţi cilindrii este nulă (vezi fig.4.27), adică: F r 0144

Forţele centrifuge F r1 şi F r4 acţionează în acelaşi plan şi dau un moment:a m Rr r 1 4

23, 145 (4.109)

Forţele centrifuge F r2 şi F r3 acţionează în planul perpendicular pe primul şi dau momentul:a m Rr r 2 3

2

, 146 (4.110)

Momentul sumar al forţelor centrifuge se poate calcula după schema din fig.4.28.

M M M r r r 1 4

2

2 3

2

, , 147 (4.111)

sau, după transformări succesive: M a F a m Rr r r 10 3162

2, 148 (4.112)

Momentul rezultant al forţelor centrifuge acţionează într-un plan dispus la un unghi =18026' faţă de prima manivelă (fig.4.28):

arctg

a F

a F

r

r 318 26 149 (4.113)

Acest moment poate fi echilibrat prin două contragreutăţi dispuse pe capetele arboreluicotit, ca în fig.4.29.

Masa contragreutăţilor se obţine din expresia următoare:

b m M cg r

2

150 (4.114)sau, după transformări:





102

cos cos cos2 2 2 72 2 2 36 0 158

Deci, rezultanta forţelor de ordin doi este nulă: F jII 0159

Forţele centrifuge sunt constante ca mărime, egale pentru toţi cilindrii şi sunt în fază cumanivelele indiferent de poziţia arborelui cotit.

F F F F F m Rr r r r r r 1 2 3 4 5 2 160 (4.120)

Aceste forţe se echilibrează natural deoarece componentele lor pe direcţia primeimanivele, respectiv perpendiculară pe aceasta se anulează reciproc.

În planul primei manivele componenta rezultantei forţelor centrifuge este: F F F F F F ry r r r r r 1 2 3 4 554 54 18 18sin sin sin sin 161 (4.121)

sau:

F F F ry r r 1 2 54 2 18 1 2 0 809 2 0 309 0sin sin , , 162 (4.122)

În planul perpendicular pe prima manivelă se obţine: F F F F F rx r r r r 2 3 4 554 54 18 18cos cos sin cos 163 (4.123)

sau F F rx r cos cos cos cos54 54 18 18 0 164 (4.124)

Prin urmare F r 0165

Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin unu nu se echilibrează. Într-adevăr,făcând sumă de momente faţă de axa ultimului cilindru se obţine:

M m R a jI j 2 4 3 144 2 216 288cos cos cos cos 166

sau

M m R a jI j 24 5 36 72cos cos cos 167 (4.125)

Pentru = 0 se obţine: M m R a jI j 0 271 2, 168 (4.126)

Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi nu se echilibrează. Scriind momentulforţelor faţă de axa cilindrului 5 rezultă:

M m R a jII j 24 2 3 2 72 2 2 72 2 36cos cos cos cos 169

sau

M m R a jII j 2 4 2 5 2 72 2 36cos cos cos 170

(4.127)Pentru = 0 se obţine:

M m R a jII j

4 736 2

, 171 (4.128)Deci, momentele forţelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie nu se

echilibrează.Aceste momente pot fi echilibrate parţial cu dispozitive mecanice cu mase de rotaţie

dispuse pe arbori suplimentari (vezi echilibrarea motorului monocilindric).Atenuarea eforturilor produse de momentele externe se poate realiza şi prin adoptarea unei

ordini de aprindere convenabile, dictată de stelajul manivelelor.Ordinea de aprindere 1-3-5-4-2-1 este cea mai convenabilă.În continuare se analizează echilibrarea momentelor forţelor centrifuge. Momentele

acestor forţe nu se echilibrează natural. Ele pot fi echilibrate cu contragreutăţi dispuse pe braţelearborelui cotit. Numărul contragreutăţilor trebuie să fie par pentru a se obţine o anumită simetriefaţă de mijlocul arborelui cotit. Cea mai convenabilă soluţie foloseşte 6 contragreutăţi, aceastafiind cea mai tehnologică.

Pentru cilindrul din mijloc se vor folosi două contragreutăţi dispuse la 180 faţă de axa



103

manivelei 3. Acest unghi determină apariţia unei rezultante mai mici între forţele centrifuge alecontragreutăţilor manivelei 3 şi forţele centrifuge ale manivelelor din planele cele mai apropiate

F r1 şi F r5, respectiv forţele centrifuge ale manivelelor învecinate F r2 şi F r4 (vezi fig.4.31)Amplasarea celorlalte 4 contragreutăţi se face în aşa fel încât să fie satisfăcută condiţia

echilibrării forţelor centrifuge după proiecţiile în plan vertical şi orizontal.În plan orizontal, echilibrarea se realizează natural prin dispunerea simetrică a

contragreutăţilor.În plan vertical, conform relaţiei scrise pentru jumătate din contragreutăţi rezultă condiţia

(vezi fig.4.31):1 5 4

6 2 3

G G G

G G G

cos sin cos

cos sin cos

18

18172 (4.129)

unde - unghiul dintre G1, respectiv G6 şi axa OY - unghiul dintre G2, repectiv G5 şi axa OX.

Se utilizează contragreutăţi cu mase egale, deci: G G G G1 2 6 173

Prin urmare se obţine condiţia de dispunere a contragreutăţilor:cos sin cos 18 174 (4.130)

Au fost analizate mai multe variante de perechi de unghiuri ( , ).

A ; B

C ; D

42 12 45 14

40 10 54 21

; ;

; ;175

În toate cazurile se urmăreşte obţinerea unor rezultante mici între F r şi forţele centrifugeale contragreutăţilor F cg vecine. De asemenea, se următeşte obţinerea unui moment compensatorcorespunzător (dat de contragreutăţi), având în vedere şi necesitatea realizării unei rezerve deechilibrare dinamică pe maşini de echilibrat.

Se adoptă soluţia A, cu = 420 şi = 120, cea mai indicată din punctul de vedere alechilibrării momentelor.

Fig.4.31 Dispunerea contragreutăţilor la motorul cu 5 cilindri în linie

Fig.4.32. Determinarea momentului dedezechilibru Md al forţelor centrifuge



104

Se calculează mărimile momentelor forţelor centrifuge faţă de mijlocul arborelui cotit(manivelei 3).

a m R

a m R

a m R

a m R

r r

r r

r

r r

r r

1 2

2 2

3

4 2

5 2

2

0

2

176 (4.131)

unde reprezintă distanţa dintre doi cilindri alăturaţi.Se adoptă un sistem de referinţă xOy cu axa Oy pe direcţia manivelei 3 şi axa Ox

perpendiculară pe aceasta. Se construieşte poligonul momentelor forţelor centrifuge (fig.4.32),folosind expresiile vectoriale ale momentelor:

a m R i a m R j

a m R i a m R j

a m R i a m R j

a m R i a m R

r r r

r r r

r

r r r

r r r

1 2 2

2 2 2

3

4 2 2

5 2

2 36 2 36

18 18

0

18 18

2 36 2

cos sin

sin cos

sin cos

cos 2 36sin

j

177 (4.132)

unde

i 178 şi

179 sunt versorii direcţiilor Ox, respectiv Oy.Se obţine momentul de dezechilibru prin însumarea vectorială a momentelor forţelor

centrifuge pentru toţi cilindrii, adică

M m R a jd ri r 1

522 18 2 36 cos sin 180 (4.133)

sau

m R a jd r 0 449

2

, 181 (4.134)Ca mărime scalară momentul de dezechilibru are expresia:m R ad r 0 449 2, 182 (4.135)

În continuare se determină momentul compensator dat de contragreutăţi.Cele 6 contragreutăţi vor fi aşezate la aceeaşi rază şi cu aceeaşi masă.Se determină mărimile momentelor forţelor centrifuge date de contragreutăţi faţă de

mijlocul arborelui. M m r l

M m r l

M m r l

G G G G

G G G G

G G G G

1 6 2

1

2 5 2

2

3 4 2

3

183 (4.136)

unde s-au notat:l 1 - distanţa de la contragreutatea G1, respectiv G6 la mijlocul arborelui cotit (vezi fig.4.31);l 2 - distanţa de la contragreutatea G2, respectiv G5 la mijlocul arborelui cotit;l 3 - distanţa de la contragreutatea G3, respectiv G4 la mijlocul arborelui cotit.Se construieşte poligonul momentelor forţelor centrifuge ale contragreutăţilor (fig.4.32)

folosind expresiile vectoriale ale momentelor:





106

Motorul cu şase cilindri în linie, în patru timpi are manetoanele dispuse la 1200, cum searată în schema din figura 4.34.

Expresiile forţelor de inerţie de ordinul I sunt următoarele:

F F m R

F F m R

F F m R

jI jI j

jI jI j

jI jI j

1 6 2

2 5 2

3 4 2

120

240

cos

cos

cos

191 (4.142)

Rezultanta acestor forţe este dată de expresia:

F m R jI j 2 120 2402 cos cos cos 192

(4.143)sau, după prelucrări succesive,

F jI 0193 (4.144)

Deci, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu se anulează.Pentru forţele de inerţie de ordin doi se obţin expresiile:

F F m R

F F m R

F F m R

jII jII j

jII jII j

jII jII j

1 6 2

2 5 2

3 4 2

2

2 120

2 240

cos

cos

cos

194 (4.145)

sau:

F F m R

F F m R

F F m R

jII jII j

jII jII j

jII jII j

1 6 2

2 5 2

3 4 2

2

2 240

2 120

cos

cos

cos

195 (4.146)

Ţinând cont că: cos cos cos2 240 2 120 2 196

se obţine că rezultanta forţei de inerţie de ordin II se anulează, adică: F jII 0197 (4.147)

Datorită dispunerii "în oglindă" a manetoanelor arborelui cotit şi a simetriei forţelor deinerţie (vezi fig.4.34) rezultă că momentele sumare ale forţelor de inerţie de ordinul I, respectiv IIsunt nule, adică:

M

M

jI

jII

0

0198

Considerând arborele cotit format din doi arbori cu trei manivele "în oglindă" şi repetândraţionamentul de la paragraful 4.4.3., se demonstrează că forţele centrifuge se echilibrează

Fig.4.34. Schema motorului cu 6 cilindri în linie,în 4 timpi



107

reciproc. Deci, rezultanta forţelor centrifuge este nulă. F r 0199

Momentul rezultant al acestor forţe este de asemenea nul, manivelele arborelui fiind înoglindă, adică:

M r 0 200

În concluzie, motorul cu şase cilindri în linie, cu manivelele dispuse la 1200

este completechilibrat.Utilizarea contragreutăţilor pe braţele arborelui cotit se practică pentru descărcarea

lagărelor paliere.

4.4.6.2 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V de 120

Arborele cotit al motorului are trei manivele, ca şi al motorului cu trei cilindri în linie(fig.4.24).

Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie acţionează după axelecilindrilor. Deci, pentru cei trei cilindri din stânga, respectiv pentru cei din dreapta, analizaechilibrării acestor forţe va fi identică cu cea de la motorul cu trei cilindri.

Forţele de ordinul unui raportate la poziţia primului cilindru din stânga sunt:

F m R

F m R

F m R

jI

st

j

jI

st

j

jI

st

j

1 2

2 2

3 2

120

240

cos

cos

cos

201 (4.148)

şi, deci: F jI

st 0202 (4.149)

Pe linia din dreapta:

F m R m R F m R m R

F m R m R

jI

dr

j j

jI

dr

j j

jI

dr

j j

1 2 2

2 2 2

3 2 2

360 120 240360 120 120

360 120 240 120

cos coscos cos

cos cos

203

(4.150)şi deci:

F jI dr 0204 (4.151)

În mod analog se procedează cu forţele de ordinul doi. Pe linia din stânga se obţine:

F m R

F m R m R

F m R m R

jII

st

j

jII

st

j j

jII

st

j j

1 2

2 2 2

3 2 2

2

2 120 2 240

2 240 2 120

cos

cos cos

cos cos

205206

(4.152)şi deci:

F jII st 0207 (4.153)

Pentru linia din dreapta:

F m R

F m R

F m R

jII

dr

j

jII

dr

j

jII

dr

j

1 2

2 2

3 2

2 120

2

2 240

cos

cos

cos

208

şi deci: F jII

dr 0209 (4.154)



108

Forţele centrifuge de la cele trei manivele se echilibrează reciproc (vezi şi echilibrareamotorului cu 3 cilindri în linie), adică:

F r 0210

Momentele forţelor de inerţie nu se echilibrează, iar rezultantele sunt date de expresiile: M m R a jI j 2 6 2, 211 (4.155)

M m R a jI j

2 6 2, 212 (4.156) M m R ar r 1732 2, 213 (4.157)

Cu s-a notat distanţa dintre axele cilindrilor vecini de pe acelaşi rând.

4.4.6.3 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V de 90o

Motorul cu şase cilindri în V de 900 are arborele cotit cu manivelele dispuse la 1200 ca lamotorul cu trei cilindri.

Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie se echilibrează pe linii decilindri (vezi echilibrarea motorului 6V 1200), pe linia din stânga, respectiv dreapta, rezultând:

F F

F F

jI st

jI dr

jII

st

jII

dr

0

0214 (4.158)

Pentru studiul echilibrării forţelor centrifuge este convenabil să se analizeze motorul cafiind format din trei motoare cu doi cilindri în V la 900. Pentru fiecare manivelă rezultă o forţăsumară provenită de la rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu pentru cilindrul din stânga şi celdin dreapta şi din forţa centrifugă a manivelei considerate (vezi şi echilibrarea motorului cu doicilindrii în V la 900):

F F m m R jI r j r 2 215 (4.159)

Această rezultantă are mărime constantă şi este orientată pe direcţia manivelei. Ea poate fi

echilibrată cu contragreutăţi dispuse pe fiecare manivelă. Masa contragreutăţilor necesare, dispusela raza r , va fi:

mm m R

cg

j r

2

216 (4.160)

Trebuie menţionat faptul că atât forţele de inerţie de ordin unu cât şi forţele centrifuge seechilibrează reciproc pe ansamblul motorului. Echilibrarea lor pentru fiecare manivelă în parteeste necesară pentru a evita apariţia momentului forţelor de ordin unu şi cel al forţelor centrifuge,adică:

M

M

jI

r

0

0

217

Momentul rezultant al forţelor de ordin doi rămâne neechilibrat şi are următoarea expresie: M m R a jII j 2 449, 218 (4.161)

4.4.6.4 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V la 150



109

Motorul cu 6 cilindri în V la 150 în patru timpi are schema prezentată în fig.4.35. Arborelecotit are 6 manivele. Unghiul dintre manivelele corespunzătoare cilindrilor de pe aceeaşi linie estede 1200, iar dintre manivelele vecine 150.

Expresiile forţelor de inerţie de ordinul I sunt următoarele :

F m R

F m R m R F m R m R

F m R m R

F m R m R

F m

jI j

jI j j

jI j j

jI j j

jI j j

jI j

1 2

2 2 2

3 2 2

4 2 2

5 2 2

6

255 75120 60

135 45

240 60

cos

cos coscos cos

cos cos

cos cos

R 215cos

219 (4.162)

Ţinând cont că:

cos cos cos

cos cos cos

120 240

135 255 15220 (4.163)

Se obţine: F jI 0221 (4.164)

Pentru forţele de inerţie de ordin doi se obţin expresiile:

F m R

F m R m R

F m R m R

F m R m R

F m R

jII j

jII j j

jII j j

jII j j

jII j

1 2

2 2 2

3 2 2

4 2 2

5 2

2

2 255 2 150

2 120 2 240

2 135 2 270

cos

cos cos

cos cos

cos cos

cos

2 240 2 120

2 15 2 30

2

6 2 2

m R

F m R m R

j

jII j j

cos

cos cos

222 4.165)

Având în vedere că

cos cos cos

cos cos cos

2 120 2 240 2

2 150 2 270 2 30

223 (4.166)

se obţine F jII 0224 (4.167)

Se analizează în continuare echilibrarea forţelor centrifuge F r . Analiza se face prindescompunerea forţelor centrifuge pe direcţia primei manivele (a forţei F r1), respectiv pe direcţia

perpendiculară pe prima manivelă, adică:

Fig. 4.35 Schema arborelui cotit la motorul cu 6 cilindri în V la 150



110

F F F F F F F

F F F F F F

ry r r r r r r

rx r r r r r

1 2 3 4 5 6

2 3 4 5 6

15 30 45 30 75

15 30 45 30 75

sin sin sin sin sin

cos cos cos cos cos225

Dar F F ... F m Rr r r r

1 2 6 2 226Se verifică uşor că

F

F

ry

rx

0

0227

Deci, rezultanta forţelor centrifuge este nulă, adică: F r 0228

Analiza echilibrării momentelor forţelor de inerţie de ordin unu şi doi se face efectuândsumă de momente faţă de axa primului cilindru, pe linii de cilindri şi făcând apoi însumareageometric. Pentru = 0 se obţin relaţiile:

M m R a jI j 0 896 2, 229 (4.168)

M m R a jII j

0 961

2

, 230 (4.169)Momentele forţelor de inerţie de ordin unu, respectiv doi pot fi echilibrate parţial cu

sisteme de echilibrare, cu arbori suplimentari.Analiza momentului rezultant al forţelor centrifuge se face descompunând forţele

centrifuge corespunzătoare tuturor cilindrilor pe direcţia manivelei 1, respectiv pe direcţia perpendiculară pe aceasta. Se obţine:

M m R a

M m R a

ry r

rx r

2

2

15 2 30 3 45 4 30 5 75

15 2 30 3 45 4 30 5 75

sin sin sin sin sin

cos cos cos cos cos2

31adică

M m R a

M m R a

ry r

rx r

0 551

0 717

2

2

,

,

232 (4.170)

Momentul rezultant al forţelor centrifuge este:

M M M m R ar ry rx r 2 2

20 904, 233 (4.171)

Momentul rezultant al forţelor centrifuge poate fi echilibrat prin contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit care să anuleze forţele centrifuge corespunzătoare fiecărei manivele.

4.4.7 Echilibrarea motorului cu opt cilindri

4.4.7.1 Echilibrarea motorului cu opt cilindri în linie

Schema motorului cu opt cilindri în linie, în patru timpi este prezentată în fig.4.36.Manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 900.

Expresiile forţelor de ordinul unu sunt:

F F m R

F F m R m R

F F m R m R F F m R m R

jI jI j

jI jI j j

jI jI j j

jI jI j j

1 8 2

2 7 2 2

3 6 2 2

4 5 2 2

180

27090

cos

cos cos

cos sincos sin

234 (4.172)



111

Se constată că rezultanta forţelor de ordin unu este nulă, adică: F jI 0235

Forţele de inerţie de ordin doi au expresiile de mai jos:

F F m R

F F m R m R

F F m R m R

F F m R m R

jII jII j

jII jII j j

jII jII j j

jII jII j j

1 8 2

2 7 2 2

3 6 2 2

4 5 2 2

2

2 180 2

2 270 2

2 90 2

cos

cos cos

cos cos

cos cos

236 (4.173)

Rezultanta forţelor de ordin doi va fi, deci, nulă: F jII 0237

Forţele centrifuge sunt egale şi constante ca mărime şi în fază cu manivelele arborelui

cotit: F m R iri r 2 1 8, 238

Datorită dispunerii favorabile a manivelelor arborelui cotit, forţele centrifuge seechilibrează două câte două, deci rezultanta lor este nulă:

F r 0239

Datorită dispunerii manivelelor simetric faţă de mijlocul arborelui cotit momentele sumareale forţelor de ordin unu, ordin doi şi centrifuge vor fi nule, adică:

M M M jI jII r 0 0 0; ; 240

Prin urmare, la motorul cu 8 cilindri în linie, atât forţele, cât şi momentele lor sunt completechilibrate.

4.4.7.2 Echilibrarea motorului cu opt cilindri în V

Schema motorului cu opt cilindri în V, în patru timpi este prezentată în fig.4.37. Stelajulmanivelelor este identic cu cel de la motorul cu patru cilindri în linie, în doi timpi. Unghiul dintreliniile cilindrilor este de 900.

Analiza echilibrării se face privind motorul ca fiind constituit din patru motoare cu câte doicilindri în V. După cum s-a arătat la motorul cu doi cilindri în V, rezultanta forţelor de inerţie deordin unu este m R j 2 şi este orientată radial după axa manivelei. Datorită dispunerii în opoziţie

a manivelelor, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu este nulă: F jI 0241

Pentru fiecare pereche de cilindri în V, ţinând cont de dispunerea manivelelor, rezultanta

Fig.4.36 Schema motorului cu 8 cilindri în linie



112

forţelor de inerţie de ordin doi se determină după cum urmează.Pentru prima manivelă:

F F F

F m R

F m R 2

jII jII

st

jII

dr

jII j

jII j

1 2 2

1 2 2 2

1 2

2 2 270

2

cos cos

cos

242 (4.174)

Pentru manivela a doua:

F m R

F m R 2

jII j

jII j

2 2

2 2

2 90

2

cos

cos243 (4.175)

Pentru manivela a treia:

F m R

F m R 2

jII j

jII j

3 2

3 2

2 270

2

cos

cos244 (4.176)

Pentru manivela a patra:

F m R

F m R 2

jII j

jII j

4 2

4 2

2 90

2

cos

cos245 (4.177)

Forţele sumare de inerţie de ordin doi pentru toate perechile de cilindrii sunt în planulorizontal al axei arborelui cotit. Ele, fiind egale ca mărime şi de sensuri opuse două câte două, se

echilibrează reciproc. Prin urmare, rezultanta forţelor de ordin doi este nulă: F jII 0246

Momentele sumare ale forţelor de inerţie de ordin doi pentru perechile de cilindri egaldepărtaţi faţă de mijlocul arborelui cotit sunt egale şi de sensuri contrare. Prin urmare, momentulrezultant al forţelor de inerţie de ordin doi pentru toţi cilindrii va fi nul, adică:

M jII 0247

Forţele sumare centrifuge pentru fiecare manivelă în parte sunt egale ca mărime şiorientate radial după direcţia manivelelor respective. Deoarece manivelele sunt dispuse în acelaşi

plan două câte două şi orientate în sensuri opuse, forţa centrifugă sumară pentru toţi cilindri estenulă, adică:

F r 0248

Momentele forţelor centrifuge şi momentele forţelor de inerţie de ordin unu se analizează

Fig.4.37 Schema motorului cu 8 cilindri în V la 90o, în 4 timpi



113

împreună. Momentul sumar al forţelor centrifuge şi forţelor de inerţie de ordin unu se determină casumă a momentelor forţelor centrifuge şi forţelor F jI faţă de mijlocul arborelui cotit (punctul A dinfig.4.27)

Pentru manetoanele 1 şi 4 momentul sumar va fi:

M a

F F a

F F a F F r jI r jI r jI 1 4

3

2

3

23,

249 (4.178)

Pentru manetoanele 2 şi 3 momentul sumar va fi:

M a

F F a

F F a F F r jI r jI r jI 2 32 2

, 250 (4.179)

Momentele M 1,4 şi M 2,3 acţionează în plane perpendiculare şi deci, momentul sumar pentru toţi cilindrii se obţine prin însumarea lor geometrică:

M M M 10 a F F r jI r jI , , , 1 4

2

2 3

2

251 (4.180)

sau

M 10 a m m Rr jI r j, 2 252 (4.181)

Acest moment sumar acţionează într-un plan care conţine axa arborelui cotit şi face cu planul primei manivele un unghi = 18o26' (fig.4.28)

arctg

a F F

3 a F F

r jI

r jI

18 2 6 253 (4.182)

Acest moment, constant ca mărime poate fi echilibrat prin două contragreutăţi dispuse pecapetele arborelui cotit, ca în fig.4.29.

Masa contragreutăţilor se determină din condiţia egalităţii momentelor:b m M cg r jI

2, 254 (4.183)

sau, după transformări:

m 10

a

b

R

m mcg r j 255 (4.184)

4.4.8 Echilibrarea motorului cu zece cilindri

În cadrul acestei grupe de motoare se analizează echilibrarea motorului cu cilindri în V la900. Schema motorului este prezentată în fig.4.38. Schema arborelui cotit este identică cu amotorului cu cinci cilindri în linie (fig.4.30).

Studiul echilibrării motorului cu zece cilindri în V de 900 se bazează pe cunoaşterea problemelor echilibrării motorului cu cinci cilindri în linie şi motorului cu doi cilindri în V de 900.

Din studiul echilibrării motorului cu cinci cilindri se cunoaşte că forţele de inerţie de ordinunu şi doi şi forţele centrifuge se anulează. Prin urmare, la motorul cu zece cilindri în V de 90 0,utilizând un arbore cu manivelele dispuse la 720, făcând analiza pentru fiecare rând de cilindri,rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu şi doi şi forţele centrifuge se anulează:

F F F

F F F

jI

st

jI

dr

jI

jII

st

jII

dr

jII

0 0 0

0 0 0

; ; ;

; ; ;256 (4.185)

Pentru analiza momentelor forţelor de inerţie de ordin unu se porneşte de la rezultanta pefiecare manivelă pentru cei doi cilindri, adică:

F F F m R i jI i jI

st

i jI

dr

i j 2 2

2 1 4 , 257 (4.186)

Această rezultantă acţionează după direcţia manivelei şi este constantă ca mărime, deci ea poate fi tratată ca o forţă centrifugă. Rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu de pe fiecaremanivelă se însumează cu forţa centrifugă corespunzătoare manivelei şi se obţine:











116

5. PROIECTAREA BLOCULUI MOTOR

5.1 Principii de proiectare a blocului motor

Din punct de vedere structural blocul motorului îndeplineşte rolul de schelet al motorului,el servind la fixarea şi amplasarea diverselor mecanisme şi subansamble.

În timpul funcţionării blocul motorului preia forţele şi momentele dezvoltate în diferitelemecanisme. De aceea principalele condiţii pe care trebuie să le îndeplinească sunt: rigiditateoptimă şi stabilitate dimensională.

La proiectarea blocului motor se va avea în vedere că rigiditatea motorului poate fiobţinută prin următoarele metode: nervurarea pereţilor transversali în special în zona de sprijinire aarborelui cotit; mărirea numărului de lagăre al arborelui cotit; prin turnarea într-o piesă monobloca blocului cilindrilor cu carterul; prin utilizarea soluţiei de carter tunel.

Formele constructive ale blocului motorului diferă în funcţie de tipul motorului; numărul şidispunerea cilindrilor; tipul de răcire; tipul cămăşilor de cilindri.

5.1.1 Blocul motor al motorului răcit cu lichid

La motoarele răcite cu lichid cilindrii sunt grupaţi în blocul cilindrilor care împreună cucarterul se constituie într-o singură piesă (fig.5.1.)

Construcţiile cu blocul cilindrilor şi carterul ca piese separate sunt utilizate numai lamotoare de mare putere. Asamblarea în acest caz se realizează cu şuruburi lungi, care asigură

montajul chiulasei cu blocul şi carterul.Blocul motorului poate fi proiectat cu cilindri nedemontabili soluţie la care cilindri şi

Fig.5.1.Bloc motor



117

blocul se constituie într-o piesă unică şi cu cilindri demontabili, când cilindri se constituie în pieseseparate care se montează în bloc.

Blocul motorului cu cilindri nedemontabili are costul de fabricaţie şi de montaj mai redus,în schimb este mai complicat constructiv. În plus soluţia determină apariţia de tensiuni internedupă turnare datorită duratelor şi vitezelor inegale de răcire a pereţilor exteriori şi interiori, deasemenea în timpul funcţionării apar tensiuni termice mai mari datorită gradientului de

Fig.5.2.Schema dispunerii elementului blocului motor



118

temperatură axial şi radial. Blocul cu cilindri nedemontabili se utilizează la motoarele deautoturisme şi autovehicule uşoare.

Blocul cu cilindri demontabili prezintă o serie de avantaje faţă de blocul cu cilindrinedemontabili dintre care cele mai importante sunt: confecţionarea cilindrilor din materiale cucalităţi superioare de rezistenţă la uzură; simplificarea turnării blocului motor; menţinerea bloculuiîn cazul uzurii sau defectării unuia din cilindri; reducerea tensiunilor termice ale cilindrului; se

uşurează remedierea în cazul uzurii cilindrilor în exploatare.În cazul motoarelor cu alezaje mai mari de 120 mm se utilizează soluţia cu cilindri

demontabili.Cilindrii demontabili pot fi de două tipuri: umed sau uscat.Cilindrul demontabil umed este udat la exterior de către lichidul de răcire. Soluţia asigură

o bună transmitere a căldurii la lichidul de răcire.Cilindrul uscat se montează cu strângere sau liber în cilindrul prelucrat în bloc, astfel că el

nu este udat de lichidul de răcire.Utilizarea cilindrului demontabil de tip uscat măreşte rigiditatea blocului motor ceea ce

determină mărirea durabilităţii mecanismului motor.

La proiectarea elementelor blocului motor cu cilindri demontabili se are în vederelungimea cilindrului. Aceasta este determinată ţinând seama de condiţia ca mantaua pistonului sănu depăşească marginea inferioară a cilindrului cu mai mult de 10-15 mm.

În cazul utilizării cămăşii demontabile în blocul motor se prevede un locaş inelar de sprijina cămăţii. La proiectare se are în vedere că presiunea dezvoltată pe suprafaţa de sprijin nu trebuiesă depăşească 380-420 N/mm2 la blocul din fontă şi 140-180 N/mm2 la blocul din aliaje dealuminiu.

Analiza structurii blocului motor arată că acesta este constituit dintr-o placă superioară(fig.5.2.) pe care se aşează chiulasa, o placă intermediară în care se fixează partea inferioară a

Fig.5.3.Schema dispunerii nervurilor blocului motor



119

cilindrilor şi care închide cămaşa de lichid derăcire. Aceste plăci sunt legate între ele prin pereţiitransversali interiori şi pereţii exteriorilongitudinali, uniţi cu pereţii carterului şi corpullagărelor paliere ale arborelui cotit.

Pentru a asigura rigiditatea necesară pereţii

blocului motor se nervurează atât la interior cât şila exterior (fig.5.3.) astfel încât aceasta seconstituie sub formă de corp zăbrelat.

Proiectarea blocului motor începe de lasecţiunea primului cilindru şi se dezvoltă îndirecţie longitudinală având în vedere dateleconstructive obţinute în urma calcului termic şidinamic.

Forma carterului se stabileşte pornind de latraiectoria descrisă de punctele exterioare ale bielei

în mişcarea sa (fig.5.4.).Grosimea pereţilor se adoptă cât maisubţiri posibil deoarece nervurile preiau tensiuniledin timpul funcţionării. Se recomandă pentru

blocurile din fontă grosimi de perete de 4…5 [mm]şi 6…8 [mm] pentru blocurile din aliaje dealuminiu.

Nervurile prevăzute pentru mărirearigidităţii blocului vor avea grosimi cu 1…2 [mm]mai mari decât grosimea pereţilor exteriori, ele seracordează la pereţi şi suprafeţele de sprijin cu raze

mari.

Fig.5.4.Schema stabilirii formei carterului

blocului motor

Fig. 5.5 Schema centrării capacului lagărului palier



120

Pentru răcirea cilindrilor se prevede o cameră de răcire cu grosime a stratului de lichid de4…8 [mm]. Secţiunea camerei de răcire trebuie să ia în consideraţie faptul că viteza lichidului derăcire nu trebuie să depăşească 3,5 [m/s], pentru a nu antrena depunerile care pot obtura canalelede circulaţie. Forma camerelor de răcire se adoptă în aşa fel încât să se elimine posib ilitatea deformare a pungilor de vapori.

În funcţie de cerinţele privind exploatarea motorului, camerele de răcire pot fi prevăzute cu

ferestre de vizitare închise cu capace.La proiectarea plăcii superioare se va avea în vedere ca bosajele pentru şuruburile chiulasei

şi şuruburile pentru capacele lagărelor paliere să fie cât posibil colineare. Diametrul şuruburilor pentru chiulasă se situează între 8…12 [mm], iar adâncimea de înşurubare este (1,5…2,0)d şurub pentru bloc din fontă şi de (2,5…3,0)d şurub pentru bloc din aliaj de aluminiu.

Lagărele arborelui cotit se prevăd în pereţii transversali ai blocului şi sunt constituite dindouă părţi, separate printr-un plan care trece prin axa fusului palier şi este normal la pereţiitransversali.

Lagărele arborelui cotit pot fi proiectate în două variante: lagăre suspendate şi lagărerezemate. Motoarele de autovehicule sunt prevăzute cu lagăre din prima categorie.

Capacele lagărelor se centrează lateral în bloc (fig.5.5.), înălţimea de centrare fiind de10…15 [mm], pentru blocul din fontă şi 15…30 [mm] pentru blocul din aliaj de aluminiu. Pentrucentrarea capacelor se pot adopta şi soluţii cu ştifturi sau bucşe prizoniere.

În cazul în care se adoptă soluţia constructivă cu arborele cu came amplasat în bloc,lagărele acestuia sunt prevăzute în pereţii transversali ai carterului, au forma unor orificii şi suntîntr-un număr mai redus faţă de numărul lagărelor paliere.

În blocul motor se amplasează o parte din canalizaţia instalaţiei de ungere. Rampa de uleistrăbate întregul bloc şi este amplasată în general la baza cilindrilor având diametrul de 12...14mm; din ea pornesc ramificaţii către lagărele paliere, lagărele arborelui cu came şi axulculbutorilor, diametrul acestora fiind de 6…8 [mm].

Pe suprafeţele laterale ale blocului motor se prevăd bosaje pentru asamblarea organelor

anexe.Pentru a răspunde cerinţelor impuse privind siguranţa în funcţionare, blocul motor se

toarnă din fontă cenuşie. În cazul proiectării soluţiei cu cilindri demontabili pentru bloc se prevedeo fontă ieftină m\rcile Fc200, Fc240, Fc280; iar când cilindrii sunt nedemontabili se utilizează fontade calitate sau fonta uşor aliată.

Aliajele de aluminiu sunt utilizate pentru motoare pentru autovehicule uşoare.

Fig. 5.7.Schema asamblării chiulasei carterul cucu blocul cilindrilor şi carterul motorului cu

şuruburi scurte

Fig.5.6.Schema asamblării chiulasei cu bloculcilindrilor şi carterul motorului cu şuruburi



121

5.1.2 Blocul motoarelor răcite cu aer

La motoarele răcite cu aer cilindri sunt individuali şi sunt montaţi în carterul motorului.Asamblarea cilindrilor cu carterul motorului se poate realiza după două scheme: a) cu

şuruburi lungi care trec prin chiulasă până la suprafaţa de aşezare a carterului (fig.5.6.); b) cuşuruburi scurte printr-o flanşă de reazem (fig.5.7.).

Uleiul necesar ungerii organelor montate pe chiulasă se trimite prin conducte exterioaresau prin tijele împingătoare.

5.2 Calculul blocului motor

În cazul în care se consideră blocul motor sub forma de corp zăbrelat, se calculeazăzabrelele după modelele staticii grafice, construcţia fiind formată din elemente ce sunt imaginateca fiind solicitate numai la tracţiune sau compresiune.

Rigiditatea blocului se calculează convenţional cu următoarea relaţie: R = F/f.10-3 [N/mm] (5.1)unde: F - forţa de încărcare pe mijloc;

f - săgeata maximă la sprijinirea pe lagărele externe [mm].Rezultatul nu trebuie să fie mai mic de 20…25 [N/mm]Dacă R este mai mare de 100…150 [N/mm] pericolul apariţiei vibraţiilor la încovoiere este

mai redus.Datorită faptului că blocul motorului este o piesă complicată şi supusă la solicitări statice şi

dinamice este dificil de realizat un calcul exact prin metode tradiţionale.Dezvoltarea programelor de calculator cu element finit permite analiza solicitărilor şi

optimizarea soluţiei constructive a blocului motor încă din faza de proiectare.

Fig. 5.8 Secţiune prin motorul răcit



122

6. PROIECTAREA CILINDRULUI

6.1 Principii de proiectare a cilindrului

6.1.1 Cilindrul motorului răcit cu lichid

La motorul răcit cu lichid se disting trei soluţii constructive de cilindri: cilindru prelucratdirect în bloc, cămaşă umedă şi cămaşă uscată.

Soluţia cilindrului prelucrat direct în bloc se aplică în general motoarelor de autoturism şinecesită utilizarea pentru turnarea blocului de fonte care să corespundă cerinţelor impuse de

siguranţa de funcţionare.Cămaşa este de tipul umed când este spălată la exterior de lichidul de răcire. Ea estedemontabilă şi se utilizează la motoarele cu aprindere prin scânteie şi motoare cu aprindere princomprimare de putere medie şi mare.

În funcţie de modul de fixare şi de etanşare a cămăşii de lichid de răcire se deosebescurmătoarele soluţii constructive:

- cămaşă cu umăr de sprijin la partea superioară (fig.6.1.a);- cămaşă cu umăr de sprijin la partea inferioară (fig.6.1.b.);- cămaşă cu umăr de sprijin amplasat la (1/3...1/2)D de partea superioară (fig.6.1.c.).La cămaşa cu umăr de sprinjin la partea superioară pentru asigurarea stabilităţii şi păstrării

formei geometrice în timpul funcţionării se prevăd două brâuri de ghidaj; la partea superioară şi la

Fig.6.1. Cămaşă de cilindru umedă a) cu sprijin la partea superioară; b) cu sprijin la partea inferioară; c) cu sprijinul într-o zonă mediană



123

partea inferioară. La această soluţieetanşarea se realizează cu inele dincauciuc.

Diametrul în zona de etanşare seadoptă la o valoare superioarădiametrului exterior al cămăşii

( De = D1 + 3…5 [mm]).Cămaşa cu umăr de sprijin la

partea inferioară oferă o bună răcire a părţii superioare a acesteia. Datorităfaptului că forţa normală dă naştereunui moment încovoietor pot aparedeformaţii ale cămăşii, soluţia se aplicăla motoarele cu aprindere prin scânteiede putere mică. Etanşarea la parteainferioară se asigură cu un inel de hârtie

sau de cupru.Soluţia cu umărul de sprijincoborât la (1/3…1/2) D de suprafaţasuperioară asigură o bună răcire a părţiisuperioare a cămăşii şi eliminădezavantajul deformării cămăşii.

Pentru a asigura etanşeitateaspre partea chiulasei la toate soluţiile decămaşă umedă, partea superioarădepăşeşte suprafaţa blocului cu

0,05…0,15 [mm].

La proiectarea cămăşii trebuie ca trecerea de la umăr la partea cilindrică să se realizeze cuo porţiune conică cu înclinare de 2…50 pe o lungime 20…30 [mm] iar racordarea cu o rază de1…2 [mm].

Cămaşa uscată nu este în contact direct cu lichidul de răcire. Soluţia se aplică la motoarelecu aprindere prin comprimare cu diametrul alezajului până la 125 [mm].

Cămăşile uscate pot fi montate prin presare în bloc sau liber.Cămăşile uscate presate în bloc au o construcţie simplă având forma unei bucşe cu

grosimea peretelui de 2…4 [mm] (fig.6.3.a.).Cămăşile uscate montate liber în bloc sunt prevăzute cu sprijin la partea superioară

Fig. 6.3 Cămăţi uscate: a) presată; b) liberă cu sprijin la partea superioară; c) liberă cu sprijin la partea inferioară.

Fig.6.2.Elemente constructive ale cămăşii umede



124

(fig.6.3.b.) sau la partea inferioară (fig.6.3.c.).La strângerea şuruburilor chiulasei gulerul cămăşii trebuie să dezvolte pe suprafaţa de

reazem o presiune de 3,8…4,2 [MPa] la blocul din fontă şi de 1,4…1,8 [MPa] la blocul din aliajede aluminiu.

Lungimea cămăşii se determină ţinând seama de condiţia ca montarea pistonului să nudepăşească marginea inferioară cu mai mult de 10…15 [mm].

Cămaşa de răcire se proiectează ţinând seama de condiţiile de preluare a căldurii, deci la partea superioară trebuie să depăşească nivelul primului segment de compresie când pistonul seaflă la PMS iar la partea inferioară să depăşească nivelul segmentului de ungere când pistonul seaflă la PMI.

6.1.2 Cilindrul motorului răcit cu aer

Cilindri motorului răcit cu aer sunt de tipul independent şi se fixează separat pe carter.Particularitatea principală o constituie nervurile exterioare care măresc suprafaţa de transfer decăldură. Dimensionarea aripioarelor trebuie să se realizeze în aşa fel încât temperatura cămăşii să

nu depăşească 473 [K].Înălţimea şi numărul aripioarelor depind de debitul de aer al ventilatorului şi de posibilităţile tehnologice de realizare a acestora.

Ţinând cont de distribuţia câmpului de temperatură în lungul cămăşi, gradul de nervuraretrebuie să fie maxim la nivelul părţii superioare a cilindrului şi minim la partea inferioară aacestuia.

La proiectare se ţine seama că la turnarea în formă sau în cochilă se obţine un pas alaripioarelor de 6…8 [mm] şi grosimi la vârf de 1,5 [mm], la cilindri cu diametrul alezajului sub100 [mm] şi 2,0…2,5 [mm] în cazul cilindrilor cu diametre mai mari.

La motoarele de mică cilindree se pot alege şi cilindri turnaţi din aliaje de aluminiu avânddepus la interior un strat de crom poros având grosimea de 50…60 [mm] sau pe o cămaşă de fontăse poate presa sau turna mantaua de aluminiu cu aripioarele de răcire (fig.6.4.b.)

Fig.6.4. Cilindri pentru motoarele răcite cu aer a) din fontă cu nervuri turnate; b )combinate dinfontă şi aluminiu.



125

La proiectare se va adopta grosimea pereţilor de (0,06…0,07) D. La partea de fixare încarter cilindrul este prevăzut cu un guler având lăţimea de (0,05…0,06) D iar sub guler diametrulexterior al cilindrului va fi mai mic cu 0,5…1,0 [mm]. La partea de asamblare cu chiulasa,grosimea peretelui cilindrului se va adopta cel puţin (0,03…0,04) D iar înălţimea părţii de centrarede 10…15 [mm].

6.2 Calculul cilindrului

6.2.1 Calculul cilindrului cu cămaşă umedă

În timpul funcţionării pereţii cilindrului sunt solicitatţi de forţa de presiune a gazelor, forţanormală de sprijin a pistonului şi dilatării.

La proiectarea cămăşii umede, grosimea pereţilor se adoptă din condiţii de rigiditate[ d = 0,06 D+2 [mm] pentru MAS şi d = (0,065…0,075) D pentru MAC ].

Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza şi din relaţia tensiunilor în planlongitudinal.

l

g D p

0 5,1 (6.1)

rezultă

0 5, D p g

l

2 (6.2)

Pentru cilindrul din fontă l = 38…59 [N/mm2].Cămaşa umedă a cilindrului se verifică ca tensiunile sumare să nu depăşească valorile

admisibile (fig.6.5.).Tensiunea de întindere în secţiunea transversală

t g

med p D

0 25, 3 (6.3)

med D D D

1

24

Tensiunea de încovoiere este dată de relaţia

i =(N h )

W

max 5 (6.5)

unde:

W =32

D - D D

1

4 4

1

6

Tensiunea totală are următoarea expresie:

= +t i 7 (6.6)

În relaţiile de mai sus mărimile sunt: p g - presiunea maximă a gazelor [N/mm2];d - grosimea peretelui cilindrului [mm];

N - forţa normală pe peretele cilindrului [Nm];h - distanţa din P.M.I. până la axa bolţului [mm].

În cazul că soluţia constructivă adoptată este de tipul cu sprijin

şi etanşarea la partea inferioară tensiunile sumare nu trebuie sădepăşească 59 N/mm2.La proiectarea cilindrilor care se sprijină pe un guler la partea

Fig.6.5. Schema dispuneriiforţelor pentru calculul

cămăşii de cilindru



126

superioară, înălţimea H a gulerului cămăşii (fig.6.6) se consideră desfăşurată.Pe unitatea de lungime acţionează forţa:

F

Dm

[N/mm] (6.7)

unde: F - forţa de strângere a cămăşii pe bloc şi este egală cu forţa ce acţionează asupraşuruburilor de chiulasă ale unui cilindru;

Dm - diametrul mediu de etanşare.Momentul încovoietor care acţionează în gulerul cămăşii este dat de relaţia:

F y

Di

m

8 (6.8)

Tensiunea pentru o porţiune egală cu unitatea este:

i

m

F y

D H

62

9 (6.9)

Valoarea tensiunii se calculează pentru secţiunea x-x a cămăşii.

6.2.2 Calculul cilindrului cu cămaşă uscată

Un caz aparte îl reprezintă cămaşa uscată montată presat deoarece trebuie să se obţină ointerferenţă a dimensiunilor exterioare ale cămăşii şi interioare ale cilindrului din bloc pentru a se

Fig.6.6. Schema de calcul a gulerului cămăşii umede

Fig.6.7. Tensiunile care apar la montajul cămăşii uscate presate



127

obţine o presiune de strângere între cilindru şi bloc, p = 4…5 [N/mm2].La montajul cu strângere se produc pe suprafeţele de contact dintre cilindru şi bloc,

deformaţii (fig.6.7).Deformaţia sumară produsă de presiunea ( p) de strângere poate fi redată prin expresia:

p R

E

R + R

R - R

+ R

E

R + R

R - R

-

b

22

32

3

2

2

2 b2

c

22

12

2

2

1

2 c2

10 (6.10)

unde: E b, E c - module de elasticitate ale materialului blocului motor şi căm\şi de cilindru; b, c - coeficienţii lui Poisson.

Pentru motoarele la care blocul motor şi cămaşa se realizează din fontă relaţia (6.10)devine:

p E R R R R

R R R

2

2

1

2

3

2

2

2

3

2

3

2

1

2211 (6.11)

La cămaşa uscată se adoptă o grosime de perete de 1,5…3,5 [mm].Pentru a se realiza strângerea adoptată, diametrul exterior al cămăşii cilindrului se

calculează cu relaţia: D Rce 2 2 [mm]12 (6.12)

Diametrul exterior al cămăşii din bloc se determină din posibilităţile tehnologice de turnarea grosimii pereţilor.

Tensiunile care apar în pereţii blocului şi ai cămăşii sub influenţa presiunii de strângere şi presiunii gazelor se calculează separat:

1. Tensiunile care apar datorită presiunii de strângere ( p):a) Pentru cămaşa cilindrului

- la interior:

r t p R

R R

0 2 2

2

2

2

1

2; [N/mm2]13 (6.13)

- la exterior:

r t 22

12

22

12

p p R R

R R

; [N/mm2]14 (6.14)

b) Pentru cilindrul din bloc- la interior:

r t 32

22

32

22

p p R R

R R

; [N/mm2]15 (6.15)

- la exterior:

r t

22

32

12 p

R

R R 0 2; [N/mm

2

]16 (6.16)Pe baza teoriei tensiunii tangenţiale maxime se calculează tensiunea maximă pe suprafaţa

interioară a cilindrului unde se întâlnesc valori superioare:

max

t r 3

2

32

22

p R

R R2 [N/mm2]17 (6.17)

2. Tensiunile care apar datorită presiunii gazelor:a) la interiorul cămăşii:

r g t g

22

12

22

1

p p R R

R R

; [N/mm2]18 (6.18)

b) la suprafaţa de separaţie dintre exteriorul cămăşii şi suprafaţa interioară acilindrului din bloc:



128

r g

12

22

32

22

32

1

t g

12

22

22

32

32

12

p R

R

R R

R R p

R

R

R R

R R

; [N/mm2]19 (6.19)

c) la exteriorul cilindrului din bloc:

r t g

12

32

12

p R

R R

0 2; 20 (6.20)

În figura 6.7. curbele din poziţia a, reprezintă tensiunile produse de presiunea p, cele din b,c reprezintă tensiunile produse în cămaşa cilindrului respectiv cele din bloc. Poziţia d reprezintăînsumarea tuturor tensiunilor.

6.3 Elemente de etanşare a cilindrilor

Etanşarea cilindrului la partea superioară faţă de gazele arse se realizează cu garnitura dechiulasă iar faţă de lichidul de răcire în partea inferioară cu garnituri a căror formă depinde desoluţia constructivă adoptată.

Garnitura de chiulasă se deformează sub efectul de strângere a chiulasei, în timpul arderiicând presiunea gazelor tinde să îndepărteze chiulasa, materialul garniturii trebuie să posede oelasticitate suficientă pentru a urmării deplasarea chiulasei şi, să nu se compromită etanşarea.Temperaturile înalte cu care vine în contact garnitura de chiulasă nu trebuie să afecteze rezistenţaşi elasticitatea materialului.

În funcţie de materialul din care seconfecţionează garnitura de chiulasă acesta

poate fi: metalopastică, plastică saumetalică.

Garnitura metaloplastică esteconstituită dintr-o foaie de azbest armatăcu o ţesătură din fire metalice sau o placă(inimă) din cupru sau oţel cu conţinutscăzut de carbon. Protecţia garniturii

Fig.6.8. Garnitura metaloplastică

Fig.6.9.Bordurarea garniturii metaloplastice



129

contra gazelor arse se realizează prin bordurare cu tablă din cupru sau aluminiu. La unele garniturise bordurează şi orificiile de trecere ale lichidului de răcire. Tabla de bordurare a orificiilordepăşeşte nivelul materialului garniturii cu 0,10…0,15 [mm] (fig.6.8).

Garnitura plastică se realizează din foi de azbest grafitat sau din cauciuc siliconic.Garniturile din azbest grafitat au o bună adaptabilitate la suprafeţele de etanşare. Orificiileacestor garnituri se bordurează cu tablă cositorită.

La motoarele cu chiulase individuale etanşarea poate fi realizată cu ajutorul unui inel profilat din cauciuc siliconic plasat într-un canal executat în cămaşa cilindrului (fig.6.10).

În acest caz strângerea chiulasei se realizează direct pe gulerul cămăşii cilindrului, ceea ceconduce la eliminarea arderii garniturii de chiulasă.

În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare supraalimentate, datorită presiunilor dincilindru de valori mari garnitura de chiulasă este prevăzută în interiorul armăturii cu un inel de

protecţie din oţel care este mai subţire decât garnitura în stare montată cu 0,05…0,15 [mm].Orificiile garniturii pentru circulaţia uleiului şi lichidului de răcire se execută cu diametre

mai mari cu 2…3 [mm] faţă de cele din bloc sau chiulasă pentru a se elimina efectul de diafragmăla curgerea acestora. Orificiile pentru şuruburile (prezoanele) de chiulasă sunt cu 1…2 [mm] maimari decât diametrul acestora.

În cazul unor suprafeţe mari ale garniturii de chiulasă se execută decupări pentru a se

Fig.6.10.Inele de etanşare pentru fiecare cilindru

Fig.6.11.Etanşarea cămăşii cilindrului la partea inferioară a) inele de etanşare în

cămaşă;



130

realiza presiuni medii de strângere de 15…30 [N/mm2].La motoarele răcite cu aer, datorită faptului că se utilizează chiuloase individuale se

utilizează garnituri confecţionate din aluminiu sau cupru de formă inelară.Garniturile metalice se execută din tablă de oţel cu conţinut produs de carbon cu grosimi

de 0,4…0,6 [mm], pe suprafaţa acesteia se trasează conturul orificiilor de etanşat din cauciucsiliconic cu înălţimea de 0,6…1,2 [mm] şi lăţime 1,5…3,0 [mm].

Fig.6.12. Etanşarea cămăşii cilindrului cusprijin la partea inferioară



131

Etanşarea faţă de lichidul de răcire se realizează cu inele din cauciuc montate fie în canaleexecutate în cămaşe (fig.6.11) fie în bloc pentru cămăşile cu guler de sprijin la partea superioară,sau mediană şi cu garnituri din hârtie sau cupru la cămăşile cu sprijin la partea inferioară (fig.6.12).În proiectare se pot alege formele şi dimensiunile pentru canale şi inele prezentate în figura 6.13 şi

tabelul 6.1.

Tabelul 6.1.Dimensiunile canalelor pentru inele de etanşareDimensiuni

Fig.6.13.Elemente constructive ale canalelor şi inelelor de etanşare



132

Dm [mm] d [mm] d după SAE120 3,00 2,62

100…150 4,00 3,53150 4,00…5,70 3,53…5,33

Inel O Lăţimea canalului Adâncimea

d [mm] Toleranţe b [mm] Toleranţe t [mm] Toleranţe2,62 0,07 3,60 0,10 2,30 0,053,00 0,10 4,20 0,10 5,20 0,053,53 0,10 4,80 0,10 3,10 0,054,00 0,10 5,40 0,10 3,50 0,055,53 0,12 7,20 0,20 4,80 0,105,70 0,12 7,70 0,20 5,00 0,10

Presiunea [MPa] Duritatea 0Sh până la 10 5510…20 65…70

peste 20 80…85Diametrul porţiunii cilindrice a cămăşii pe care se execută canalele de etanşare se executăcu 0,5…1,0 [mm] mai mic decât diametrul de centrare superior.



132

7. PROIECTAREA CHIULASEI

7.1 Principii de proiectare a chiulasei

La proiectarea motorului cu ardere internă soluţia constructivă adoptată pentru chiulasădepinde: de tipul motorului; tipul răcirii, forma camerei de ardere; numărul şi amplasareasupapelor şi a arborelui de distribuţie; numărul şi amplasarea canalelor de admisie şi evacuare;amplasarea bujiilor sau a injectoarelor, şi eventual de amplasarea unor dispozitive de uşurare a

pornirii motorului.

7.1.1 Chiulasa motorului răcit cu lichid

La motoarele pentru autoturisme şi autoutilitare se folosesc în general chiulase monobloc,chiulasele individuale fiind utilizate la motoarele cu aprindere prin comprimare de mare putere şila motoarele răcite cu aer.

La motoarele cu aprindere prin scânteie, solicitările mecanice fiind relativ mici, se adoptăsoluţia cu chiulasa monobloc. Camerele de ardere cu largă răspândire datorită performanţelorenergetice obţinute şi a nivelelor de noxe scăzut sunt: de tip pană (fig.7.1), în acoperiş (fig.7.2), sausemisferică (fig.7.3).

La motoarele cu aprindere prin comprimare pentru autoturisme se utilizează chiulasemonobloc sau pentru un grup de cilindri. La motoare cu alezaje mari de 130 [mm] se utilizeazăchiulase individuale care au avantajul unor tensiuni termice mai reduse.

La motoarele cu injecţie directă chiulasele au o construcţie relativ simplă deoarececamerele de ardere sunt amplasate în pistoane (fig.7.4).

Utilizarea camerelor de ardere divizate complică construcţia chiulasei. Camerele de vârtejse realizează din două părţi: partea superioară se toarnă împreună cu chiulasa; partea inferioară seconstituie ca o piesă separată confecţionată din oţel termorezistent sau material ceramic (fig.7.5).

Camerele de preardere sunt realizate din oţel termorezistent, ca o piesă separată faţă dechiulasă (fig.7.6).

Construcţia chiulaselor la motoarele în patru timpi prezintă particularităţi comune

Fig.7.1. Cameră de ardere tip pană Fig.7.2. Cameră de ardere tip acoperiş



133

indiferent de tip.Canalele de admisie trebuie să posede o geometrie şi un traseu care să asigure umplerea cât

mai bună a cilindrilor cu încărcătură proaspătă, de asemenea să genereze şi să organizeze mişcareaîncărcăturii din cilindru.

La proiectarea canalelor de admisie se ţine seama de reducerea pierderilor gazodinamice,aceasta realizându-se printr-o secţiune variabilă descrescătoare spre poarta supapei, iar raza de

curbură spre poarta supapei se adoptă 0,5…0,6 din diametrul talerului supapei.La motoarele cu aprindere prin scânteie cu carburator canalele de admisie şi evacuare sedirijează pe aceiaşi parte a chiulasei pentru a favoriza vaporizarea combustibilului. În cazul

Fig.7.4b. Cameră de ardere la MAC cuinjecţie directă

Fig.7.5. Cameră de vârtej

Fig.7.3. Cameră de ardere de tip semisferic Fig.7.4a. Cameră de ardere la MAC cuinjecţie directă



134

injecţiei cu benzină şi la motoarele cu aprindere prin comprimare canalele de admisie se dirijează pe o parte, iar cele de evacuare pe cealaltă parte a chiulasei.

La proiectarea cămăşii de apă se ţine seama că trebuie să se găsească acele soluţiiconstructive care să asigure răcirea pe o suprafaţă cât mai mare a camerei de ardere, canalului deevacuare, bosajelor ghidului supapei de evacuare, bujiei sau injectorului.

La nivelul chiulasei circuitul de răcire trebuie să fie simplu fără ramificaţii importante şi săasigure o viteză de-a lungul pereţilor de minim 15 [m/s].

La proiectarea chiulasei trebuie să se ţină seama de asigurarea rigidităţii acesteia în acestscop, la adoptarea peretelui de aşezare cu blocul cilindrilor se au în vedere valori de (0,08…0,10) D iar pentru ceilalţi pereţi de 5…7 [mm], luând în considerare ca element principal valoareadimensională a alezajului.

Schimbul de gaze prezintă pentru motor o importanţă deosebită, iar etanşarea supapelor unaspect particular, la chiulasele la care scaunul supapei se prelucrează direct, grosimea pereteluieste de (0,08…0,10)d c (d c - dimetrul canalului de admisie şi poarta supapei) iar înălţimea adoptatătrebuie să se încadreze în limitele (0,22…0,25)d c.

La chiulasele confecţionate din fontă cenuşie scaunele avomibile se utilizează numai pentru supapele de evacuare. Scaunele se montează cu o strângere mică pentru a asigurareparabilitatea chiulasei (0,045…0,115 [mm]).

La chiulasele realizate din aliaje de aluminiu se prevăd în mod obligatoriu scaune desupapă din material termorezistent la ambele supape. Pentru proiectarea ghidului supapei deadmisie şi evacuare trebuie să se respecte condiţia de ghidare şi de răcire a tijei supapei, în acestsens, lungimea ghidului se adoptă de peste şapte ori mai mare decât valoarea diametrului tijeisupapei.

Cunoscând faptul că ghidul supapelor se montează prin presare, ajustajul adoptat sesituează în limitele (0,003…0,050)diametrul exterior al ghidului.

Având în vedere condiţiile grele de ungere, jocul dintre tija supapei şi ghid se adoptă între(0,005…0,010)d ts (d ts - diametrul tijei supapei) pentru supapa de admisie şi (0,008…0,120)d ts

pentru supapa de evacuare.Grosimea peretelui chiulasei pentru montajul ghidului supapei se prevede la 2,5…4,0

Fig.7.6. Chiulasa cu antecameră



135

[mm].

7.1.2 Chiulasa motorului răcit cu aer

La motoarele răcite cu aer chiulasele se execută individual.Proiectarea chiulasei motorului răcit cu aer trebuie să asigure condiţia de a dirija aerul spre

camera de ardere.Pentru a uşura accesul aerului la camera de ardere la M.A.S. se adoptă camera semisferică

(fig.7.7.)În cazul M.A.C. răcite cu aer se adoptă injecţia directă. Forma şi dimensiunile nervurilor

pentru răcire se adoptă pentru a asigura un câmp uniform de temperatură şi al cărui nivel maxim sănu depăşească 500…530 [K] în zonele cele mai fierbinţi. Pentru a realiza acest deziderat nervurile

Fig.7.7. Chiulase răcite cu aer



136

se dispun perpendicular pe suprafeţele care trebuiesc răcite.

7.2 Calculul chiulasei

7.2.1 Calculul camerei de ardere

Volumul camerei de ardere se calculează pornind de la raportul de comprimare adoptat încadrul calculului termic şi volumul generat de cursa pistonului.

c s

V V

1

1 (7.1.)

unde: V c - volumul camerei de ardere;V s - volumul descris de piston; - raportul de comprimare.

Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie şi motoarele cu aprindere prin comprimare cuinjecţie directă în funcţie de volumul şi forma camerei de ardere se pot determina dimensiunileconstructive ale camerei de ardere.

În cazul camerei de preardere dimensiunile principale se pot determina ţinând seama devolumul camerei (format din două semisfere şi un cilindru) plus canalul considerat cilindric.

Camera de vârtej prezintă un caz aparte deoarece trebuie să ţină seama de mişcareaîncărcăturii din cameră " ".

k

2 (7.2.)

unde: k - viteza unghiulară a aerului din camera de ardere; - viteza unghiulară a arborelui motor.

Viteza unghiulară de rotaţie a încărcăturii în camera de turbulenţă se determină dincondiţia egalităţii momentului cantităţii de mişcare a aerului care se găseşte în camera de ardere,cu integrala momentului cantităţii de mişcare a aerului care intră în cameră de la începutul

procesului.La proiectare se adoptă raportul de vârtej = 25…40, iar pentru coeficienţii de debit ai

canalului de legătură = 0,7…0,8, iar aria secţiunii canalului de legătură se situează între0,8…2,7% din aria capului pistonului.

Viteza încărcăturii proaspete prin canalul de legătură trebuie să se situeze în limitele a100…200 [m/s].

La proiectarea antecamerei se vor adopta valori pentru aria relativă dintre antecameră,

camera principală şi aria capului pistonului, cuprinse între 1/100…1/400.Aria secţiunii canalului de legătură se calculează în general cu formule empirice.

7.2.2 Calculul chiulasei la solicitări mecanice

În timpul funcţionării motorului, chiulasa suportă un complex de solicitări variabile în timpdatorate: variaţiei presiunii gazelor din cilindru, tensiunilor apărute la strângerea chiulasei pe bloc,tensiunilor termice remanente în chiulasă după turnare şi tensiunilor termice determinate deîncălzirea inegală a diferiţilor pereţi.

Se consideră că chiulasa este supusă la un ciclu de solicitare la oboseală, pentru a analiza

aceste solicitări se consideră chiulasa ca o placă echivalentă circulară încastrată la diametrul mediude strângere al şuruburilor pe fiecare cilindru.Grosimea plăcii echivalente trebuie să asigure rigiditatea chiulasei reale. Cercetările



137

experimentale au arătat că luarea în considerare la stabilirea rigidităţii a grosimii reale şi aîntăriturilor datorate canalelor şi pereţilor interiori se evaluează printr-un spor de rigiditate de100%.

2

100%2h

h200

real

% 3 (7.3.)

Rezultă grosimea plăcii echivalente.

h 2 hreal 4 (7.4)Placa echivalentă se consideră ca fiind solicitată la o sarcină uniform distribuită pe

suprafaţa delimitată de aria cilindrului (fig.7.8.)Tensiunile în secţiunea de încastrare sunt date de următoarele relaţii:

r

2

m

3

2

F

h

D

D

2 2

12

[N/mm2]5 (7.5)

t r 0 5, [N/mm2

]6 (7.6)unde: F = p D

2 p g / 4 [N];

h - grosimea plăcii echivalente.În centrul plăcii tensiunile se calculează cu relaţiile:

r t 2

m2

m2

F

h

D

D

D

D

3

81 4 ln [N/mm2]7 (7.7)

Fig.7.8. Schema de calcul a chiulasei





139

Principalele repere dimensionale ale acestui ansamblu sunt prezentate în figura 8.2. unde: D- diametrul cilindrului; H k - distanţa de la axa bolţului la partea superioară a capului pistonului; L - lungimea bielei; R - raza manivelei;S - cursa pistonului (S=2R);

H z - distanţa de la axa arborelui cotit la suprafaţa frontală a blocului cilindrilor; H - înălţimea pistonului; H ko -înălţimea de compresie; H s - înălţimea fustei pistonului; H so - distanţa de la axa bolţului la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere; H su - distanţa de la marginea inferioară a fustei pistonului la axa bolţului; D B - diametrul exterior al bolţului; A - distanţa dintre bosajele alezajelor pentru bolţ; B - lăţimea piciorului bielui;S B - distanţa de la fundul pistonului la muchia superioară a canalului segmentului de foc;

RG - raza exterioară a contragreutăţii; A Z -distanţa dintre axele cilindrilor.Parametrii dimensionali ai capului pistonului depind (fig.8.3.) de caracteristicile

constructiv-funcţionale ale motorului, pe care urmează să-l echipeze. H RB - distanţa de la generatoarea alezajului pentru bolţ la marginea inferioară a canalului

segmentului de ungere; H RF - înălţimea zonei "port-segmenţi"; H FS - înălţimea de protecţie a segmentului de foc; H N - distanţa de la generatoarea alezajului pentru bolţ la fundul pistonului;S B - grosimea capului pistonului;

H M - înălţimea camerei de ardere din capul pistonului.

Pentru dimensionarea pistonului se pot folosi informaţiile rezultate în urma prelucrărilorstatistice (tabelul 8.1).

Modul în care se repartizează masa pe diferitele elemente componente ale pistonului este prezentat în tabelul 8.2. şi figura 8.4.

O evaluare a masei, în funcţie de diametrul pistonului se poate realiza pornind de ladiagramele din figura 8.4.

a) b)Fig.8.3. Elementele dimensionale ale capului pistonului:

piston pentru motor cu aprindere prin scânteie; piston pentru motor cu aprindere prin compresie



140

Tabelul 8.1.Caracteristica dimensională a Motor cu aprindere

prinMotor cu aprindere prin compresie

pistonului scânteie injecţie directă injecţie indirectă H K /D

D B /D

A/D

H KO /D

H S /D

H/D

H FS /D

S B /D

0,350…0,4500,235…0,2700,270…0,3400,200…0,2850,430…0,5200,640…0,8000,060…0,1200,080…0,100

0,49…0,530,29…0,350,26…0,370,30…0,340,52…0,570,82…0,900,10…0,180,15…0,20

0,63…0,750,35…0,400,33…0,370,34…0,370,63…0,810,98…1,160,15…0,220,14…0,17

Tabel 8.2Zona Parte din masa

grupei piston [%]Parte numai dinmasa pistonului

[%]

Fig.8.4.Diagrame pentru evaluarea maselor pistonului şi bolţului:a) piston pentru m.a.s.;

b) piston pentru m.a.c. cu injecţie directă;c) piston pentru m.a.c. cu injecţie indirectă.





142

a)

b) c)

d) e)

f) g)



143

h) i)Fig.8.6. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin compresie:

a) -injecţie indirectă; b,c,d,e) -injecţie directă - formarea în volum a amestecului;f,g,h) -injecţie directă - distribuţia mixtă a amestecului;i) - injecţie directă - distribuţia peliculară a combustibilului.

Armarea marginii superioare a camerei de ardere înlătură neajunsurile pentru o duratălimitată de funcţionare. După parcursulri de 300.000…400.000 [km] se constată apariţia de fisuriîn inserţie şi desprinderea de bucăţi din aceasta. Materialul austenitic are o dilatare mai redusă ca aaliajului de aluminiu, dar se încălzeşte mult mai puternic. Datorită deformaţiilor remanente, după ofuncţionare îndelungată, apare un volum gol între inserţie şi fundul pistonului.

Alte dezavantaje cauzate de folosirea inserţiei sunt determinate de dificultatea amplasăriiunui canal de răcire într-o poziţie eficientă, precum şi de creşterea costurilor de fabricaţie şi agreutăţii pistonului.

Fig.8.7. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin compresie cu inserţii de fontă în cap







146

Pentru a controla temperatura în zona canalului primului segment de compresie pistoanele,supuse unei solicitări termice înalte, sunt concepute cu o cavitate de răcire, prin care circulă ulei.Aceasta, în general, nu contribuie la diminuarea tensiunilor termice, deoarece în vecinătatea ei semăreşte gradientul de temperatură. De aceea, este necesar să se optimizeze forma şi poziţia sa.

Evaluarea tensiunilor termice a arătat că:- Odată cu creşterea grosimii fundului pistonului, tensiunile termice se majorează. De

aceea, fundul trebuie să se dimensioneze din condiţia de a rezista forţelor datorate presiuniigazelor.

- În cavitatea de răcire pot apare tensiuni înalte de margine, dacă grosimea peretelui dintreaceasta şi camera de ardere este prea mică. Valoarea de referinţă este, în acest caz, aproximativ 7%din diametrul pistonului.

În cazul în care cavitatea camerei de ardere este foarte adâncă, marginea superioară aacesteia poate fi supusă la solicitări critice. Datorită scurgerii accelerate a gazului, transferul decăldură, în această zonă, este mare, dar evacuarea sa este stânjenită, îndeosebi la unghiuri mici dedeschidere a cavităţii. Astfel se majorează temperatura muchiei superioare a camerei de ardere,fapt ce determină o solicitare supraelastică a acesteia (fig.8.13). La răcire, prin modificarea sarcinii

sau oprirea motorului, apar tensiuni de întindere. Dacă acest proces se repetă de multe ori, aşa cumse întâmplă al motoarele de autovehicule, pot să apară fisuri termice de oboseală.Într-o măsură limitată, marginea camerei de ardere poate fi descărcată prin optimizare

constructivă (rotunjirea muchiilor şi a buzunarelor supapelor). Din partea materialului, oimportantă influenţă o exercită dilatările termice. Cercetările comparative au atestat avantajelealiajului entectic faţă de cel hiperentectic şi superioaritatea celui presat faţă de cel turnat.

Pentru a elimina dezavantajele menţionate s-au aplicat, pe capul pistonului, cu ajutorul jetului de plasmă, straturi metalice sau metaloceramice. În acest caz au apărut două probleme:

- depunerea stratului este dificilă în zona muchiilor;- aderenţa este insuficientă pentru anumite sorturi de materiale ceramice.

Fig.8.11. a) Soluţii constructive ale inserţieisegmentului de foc;

b) Influenţa inserţiei asupra scăpărilor degaze din carterul motorului.

Fig.8.12. Influen]a jocului dintre capul pistonului şi cilindru asupra scăpării de gaze



147

8.1.2.4 BOSAJELE ALEZAJELOR PENTRU BOLŢ

Datorită înălţimii mici de compresie şi cavităţii camerei de ardere pistoanele motoarelor de

autovehicule au spaţiul interior redus. Astfel, distanţa dintre bolţ şi fundul pistonului, denumită şilungime de dilatare, este prea mică pentru a permite execuţia unui bosaj elastic, care să se sprijine prin nervuri, deoarece razele de racordare devin prea mici, iar concentratorii de tensiuni mari(fig.8.14,a). De aceea, pistoanele motoarelor pentru autovehicule se execută cu bosaje cu sprijinmasiv. Sprijinul masiv asigură o rigiditate înaltă şi evită deformarea sub acţionarea forţelor de

presiune a gazelor (8.14,b).Pentru diminuarea deformaţiilor pistonului, se caută soluţii care să permită realizarea unei

distanţe cât mai mici între bosaje. La bolţ se poate obţine o îmbunătăţire prin mărirea diametruluisău exterior.

Majorarea diametrului bolţului nu este întotdeauna posibilă. În acest caz, realizarea unei biele cu piciorul teşit şi a unui bosaj trapezoidal, reprezită o soluţie interesantă şi de efect

(fig.8.15). Prin această construcţie se măresc suprafeţele portante ale lagărelor şi se reduceîncovoierea bolţului. De asemenea, se obţine o diminuare însemnată a tensiunilor în toate punctelecritice (fig.8.16).

Fig.8.13. Influenţa formei camerei de ardere asupra distribuţieicâmpului termic în capul pistonului

Fig.8.14. Tensiunile care apar în bosajele alezajelor pentru bolţ la sprijin: a) rigid; b) elastic.





149

Fusta pistonului are rolul de a transmite eforturile rezultante din mecanismul bielă-manivelă, către punctele cilindrului.

Calitatea de ghidare a pistonului, prin intermediul fustei, este un element determinant pentru următorii factori: fiabilitate; consum de ulei; reducerea zgomotului;

Ghidarea pistonului cu ajutorul fustei, este funcţie de: jocul dintre piston şi cilindru şitemperatura de funcţionare; profilul fustei; materialul pistonului; poziţia axelor; forma cilindrului.

Forţa normală este transmisă cilindrului numai de o parte a suprafeţei mantalei pistonului(b=90…1000). De aceea, pentru reducerea masei pistonului se degajă zona corespunzătoare

unghiului complementar după direcţia axei bolţului (fig.8.18,b).Lungimea mantalei trebuie să fie suficientă pentru a asigura un bun ghidaj, presiuni laterale

reduse (0,4…0,6 MPa) şi a limita bascularea. Pe de altă parte, ea nu trebuie să fie exagerat demare, pentru a nu mări, în mod inutil, înălţimea motorului.

Datorită dilatării termice, a acţiunii forţelor de presiune a gazelor şi normală (fig.8.19), pistonul se deformează eliptic în acţiune transversală (axa mare după direcţia bolţului). Pentru acompensa această deformare, pistonul se execută sub formă eliptică, în acţiune transversală, cu axamare a elipsei normală pe cea a alezajului pentru bolţ (fig.8.20,a).

Fig.8.18. Distribuţia forţei normale pe suprafaţa cilindrului: a) în plan axial; b) în plan normal laaxa cilindrului

Fig.8.20. a) Forma pistonului în secţiune transversală; b) legea de distribuţie aovalităţii pistonului.

Fig.8.21. Pistoane cu decupare în fustă sub formă de: a) T ; b) P





151

maximum de temperatură pot apare fisuri termice, în capul pistonului, datorită suprapuneriitensiunilor termice peste cele dinamice datorate presiunii gazelor. De aceea, trebuie ca valorilelocale ale temperaturii să nu depăşească 630 K. Dar, mărimea tempereturii locale a capului

pistonului este influenţată de forma camerei de ardere (fig.8.23).De asemenea, temperatura capului pistonului este influenţată şi de tipul aspiraţiei. Astfel,

creşterea presiuni medii efective, de la 0,84 [MPa] la 1,43 [MPa], prin supraalimentare fără răcireintermediară, atrage după sine majorarea temperaturii muchiei camerei de ardere cu 80K şi cu 45Kîn zona canalului primului segment de compresie. Dacă aerul de supraalimentare este supus uneirăciri intermediare, de la 475 K la 380 K, aceste creşteri de temperatură pot fi reduse la 43K înzona muchiei şi la 27 K în regiunea învecinată cu segmentul de foc.

Evacuarea căldurii din zona capului pistonului se poate realiza pe mai multe căi. Cea mai

simplă este aceea care asigură răcirea forţată a capului pistonului prin proiectarea unor jeturi deulei în fundul lui. Uleiul necesar răcirii poate fi dirijat printr-o duză montată în piciorul bielei sau

printr-un pulverizator plasat în apropierea rampei centrale de ungere. Soluţia este aplicabilă la pistoanele motoarelor cu putere specifică de 30…40[kW/dm2]. Ea asigură reducerea temperaturiila marginea camerei de ardere cu 3…5K (fig.8.24), în zona atinsă de jetul de ulei cu 10…14K, iarîn partea opusă jetului de ulei cu 3…7K.

Un grad mai înalt de răcire se realizează dacă se practică în capul pistonului un canal deformă circulată (obţinut cu ajutorul: miezurilor confecţionate din amestecuri de săruri solubile înapă sau spumă de grafit ce poate fi arsă; locaşului din tablă de oţel, care se include în capul

pistonului; prelucrării prin strunjire şi sudării cu fascicul de electroni - fig.8.25.), prin care circulă

uleiul sub presiune.Poziţia canalului de răcire influenţează şi ea temperatura capului pistonului (fig.8.27).Astfel, prin plasarea, în raport cu poziţia de referinţă, cu 12 mm mai sus a canalului de răcire, se

Fig.8.24. Influenţa răcirii cu ulei, asupra temperaturii pistonului





153

8.1.2.7 PROFILUL PISTONULUI

Soluţiile constructive folosite la pistoanele motoarelor cu aprindere prin scânteie nu seutilizează la cele ale motoarelor cu aprindere prin compresie, deoarece conduc la obţinerea uneirigidităţi insuficiente şi la o încălzire a regiunii port-segmenţi.

Pentru a se obţine o rigiditate maximă a pistonului, alezajele pentru bolţ se plasează la odistanţă cât mai mică de capul său.

Ca urmare a acţiunii presiunii gazelor şi a încălzirii pistonul se deformează. Datorităcaracterului repartiţiei fluxului termic, pistonul se va deforma neuniform. Pentru a realiza jocuriuniforme între piston şi cilindru, la diferite orizonturi, profilul longitudinal al pistonului se poaterealiza în diverse variante (fig.8.30.).

Fig.8.26. Comparaţie între temperatura pistonului: fără răcire (1), răcit prin stropire(2) şi răcit forţat (3), măsurată în: a) marginea camerei de ardere; b) inserţia

segmentului de foc, la partea opusă jetului de ulei; c) inserţia segmentului de foc, înapropierea canalului de trimitere a jetului de ulei



154

Tabelul 8.3.Caracteristicile

motoruluiModificarea condiţiilor

de funcţionareModificarea temperaturii

pistonului în canalul segmentuluide foc

Răcire cu apă Temperatura apei cu 10K50% antigel

8…10K5…10K

Temperatura băii de ulei 10K 1…3K

Duză în piciorul bielei 8…15KRăcirea pistonului cu ulei Duză fixă 10…30KConul de răcire 30…60K

Marginea camerei de ardere 80K

Fig.8.27. Influenţa poziţiei canalului de răcire asupratemperaturii: a) muchiei camerei de ardere; b) inserţiei

segmentului de foc; c) uleiului la ieşirea din canalul de răcire.

Fig.8.28. Influenţa debitului de ulei prin canalul de răcire asupratemperaturii pistonului la marginea camerei de ardere



155

Temperatura uleiului derăcire

10K în canalul de răcire 4…8K

Presiunea medie a pistonului(n=ct)

1.105 N/m2 5…10K

Pistoanele cu canal derăcire

1.10 N/m 5…10K

Momentul aprinderii 1oRAC 1…2KMarginea camerei de ardere <4,5K

Turaţia(p=ct) 100 rot/min 2…4KRaportul de comprimare creşterea cu o unitate +4…12K

8.1.2.8 MATERIALE PENTRU PISTOANE

O altă soluţie eficientă pentru evacuarea căldurii din piston este cea a utilizării unormateriale cu conductibilitate termică ridicată. Faţă de condiţiile de funcţionare ale pistonului,aliajele de aluminiu sunt cele mai satisfăcătoare. Totuşi ele prezintă dezavantajul, în comparaţie cufonta, că au rezistenţa mecanică mai mică, coeficientul de dilatare mai ridicat şi costul mai mare.

Aliajul de aluminiu pentru pistoane reprezintă o combinare judicioasă a elementelor dealiere principale (Si, Cu, Mg, Ni) cu elementele de aliere secundare (Fe, Ti, Mu, Zu), în vedereaobţinerii unui material care să satisfacă condiţiile impuse. Siliciul, cuprul şi magneziul majoreazărezistenţa la tracţiune a aliajului şi reduc alungirea, iar nichelul măreşte rezistenţa la temperatură.Fierul formează cu aluminiul cristale dure rezistente la uzură, iar titanul determină o cristalizarefină a aliajului. Manganul şi zincul apar ca impurităţi.





157

jocurile la rece pot fi mai mici, din care cauză uzurile, îndeosebi ale segmenţilor şi ale canalelor,vor fi mai reduse. Majoritatea constructorilor utilizează aliaje eutectice datorită dilatării reduse aacestora şi calităţilor bune în ceea ce priveşte frecarea. Totodată aliajele eutectice sunt mai puţinsensibile la formarea fisurilor.

Tabelul 8.4.Grupa Aliaje entectice Aliaje hiperentectice Aliaje y

Mărci echivalente ATC Si12CuMgNiKS 1275

MAHLE 124 NURAL 3210

ATCSi18CuMgNiKs281,1

MAHLE 138 NURAL 1761

KS 282MAHLE

244

ATCCu4Ni2Mg2KsK

MAHLE y

El.aliere de bază[%]

11,0…13,5Si 16…19Si 23…26Cu 3,5…4,5Cu

Alte elemente dealiere [%]

0,18…1,5Cu;0,8…1,3Ni;0,8…1,3Mg;

0,2Mn;0,7Fe;0,2Ti;

0,22 altele

1,7…2,3Ni;1,2…1,8Mg;

0,2Mn;0,7Fe;

0,1…0,2Ti;0,22 altele

Densitatea kg/dm3 2,68…2,70 2,67…2,68 2,65 2,80…2,82Conductivitatea

termică [W/mK]138…155 125…147 117…134 138…160

Dilatarea termică [1/k]

20,5…21,5 18,5…19,5 17…18 23…24

E [daN/mm ] 7500 8000 8600 7600[HB] la 293°K

423°K523°K

90…12070…9030…40

90…12570…9035…45

90…12575…9035…45

90…12575…9035…45

Starea TC M TC M TC TC MRezistenţa de rupere

la tracţiune[daN/cm2] la

:293°K:423°K:523°K

20…2518…2310…15

30…3717…3011…17

18…2217…2010…14

23…3020…2411…17

18…2217…2010…14

23…2822…2616…20

35…4230…3715…26

Alungirea relativăA5 min [%] 0,3...0,3 1....3 0,2...0,7 0,5...1,5 0,1...0,3 0,3...10 5...12

Rezistenţa de ruperela oboseală

[daN/mm2] la293°K573°K

8…125

11…149,5

8…115

9…129

7…102

8…124,5

1210

Aliajele pe bază de cupru au coeficientul de dilatare cel mai mare, din care cauză pistoanele se prevăd cu jocuri mărite, ceea ce favorizează intensificarea uzurilor grupului piston-segmenţi-cilindru. Datorită proprietăţilor mecanice ridicate, aliajele pe bază de cupru se utilizează

pentru execuţia pistoanelor pentru motoarele cu aprindre prin compresie.Pistoanele din fontă se întâlnesc mai rar în construcţia motoarelor de automobile. Ele au

pereţi mai subţiri şi masa apropiată de cea a pistoanelor din aliaje de aluminiu. Se fabrică printurnare în nisip. Cele din aliaje de aluminiu se obţin prin turnare în cochile sau prin matriţare.

Constructorii de pistoane şi-au intensificat cercetările în direcţia găsirii unor noi materiale





159

După ce s-au adoptat principalele dimensiuni ale pistonului, capul şi mantaua se supununui calcul de verificare. Profilul longitudinal şi radial se trasează în raport cu dilatările admise.

Capul pistonului se verifică în ipoteza că acesta este o placă circulară încastrată pe contur,de grosime constantă, încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă agazelor din cilindru:

rl gmax

i2

2 p

d

01875 1, [N/m2

]2 (8.1)unde: d i - diametrul interior al capului pistonului [m];

rl - efortul unitar( a=200…300 105 [N/m2] pentru aluminiu); p gmax- presiunea maximă a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].

8.2.2 Calculul zonei port-segmenţi

Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere şi forfecare de cătreforţa de presiune a gazelor scăpate prin interstiţiul dintre piston şi cămaşa cilindrului, careacţionează asupra segmentului.

Valorile eforturilor unitare se calculează astfel:- la încovoiere:

ii

z gmax

p

c

M

W p

R r

h

2 28

2

, [N/m2]3 (8.2)

unde: p R r R r

i gmax p

p

0 762

2 2, 4[Nm]

este momentul încovoietor care solicită umărul canalului segmentului;

z p p c

2

W R R r h

2

2 2 5[m3]

modul de rezistenţă la încovoiere;- la forfecare:

f

g p

p

g

p R r

R r p

0 760 76

2 2

2 2

,, [N/m2]6 (8.3)

Efortul unitar echivalent este:

ech i2 24 [N/m2]7 (8.4)

Pentru pistonale din aliaje de aluminiu sc = 300-400.105 N/m2 .În regiunea port-segment, secţiunea A-A (fig.8.31.) din dreptul segmentului de ungere este

redusă din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului.Ea se verifică la compresie:

c gmax

p2

A

p D

A

4

[N/m2]8 (8.5)

unde: A A - aria secţiunii reduse [m2].Efortul unitar admisibil la compresie este: ac = 200-400.105 [N/m2].Cunoscându-se coeficientul de dilatare termică al materialului pistonului, modulul de

elasticitate şi alţi factori, se poate calcula grosimea peretelui pistonului în zona port-segment,respectiv diametrele.

Pentru partea superioară a capului pistonului:

1

2

0 02135d d D

l

p 2 p2

me

, [mm]9 (8.6)

unde: l -distanţa de la fundul pistonului la generatoarea alezajului bolţului [mm].Pentru partea inferioară a zonei port-segment:









163

Forma câmpului de distribuţie termică din capul pistonului şi partea de ghidare se prezintăîn figura 8.20.



162

9. PROIECTAREA SEGMENŢILOR

9.1 Principii de proiectare

Segmenţii au rolul de a realiza etan[area camerei de ardere, de a uniformiza pelicula deulei de pe oglinda cilindrului şi de a transmite cilindrului o parte din căldura preluată de piston dela gazele fierbinţi. Segmenţii care împiedică scăparea gazelor din cilindru în carterul motorului senumesc segmenţi de compresie iar segmenţii care distribuie uniform şi elimină excesul de ulei de

pe suprafaţa cilindrului se numesc segmenţi de ungere.Soluţiile care se adoptă la proiectarea segmentului trebuie să ţină seama de cerinţele

impuse de siguranţa în funcţionare, durabilitate, eficienţa etanşării şi preţul de cost.Eficienţa etanşării realizate de segment depinde de presiunea medie elastică (pe) aplicată

de acesta pe oglinda cilindrului în corelaţie cu presiunea gazelor din spatele segmentului.Elasticitatea segmentului se opune tendinţei de întrerupere a contactului provocată de deformările

de montaj şi termice, de uzura suferită de cilindru. Segmentul exercită presiunea pe pe oglindacilindrului numai dacă este liber în canal, pentru a putea urmări deformaţiile cilindrului.

La motoarele de turaţie ridicată datorită presiunii radiale mici a gazelor şi vibraţiei trebuiesă se asigure segmentului presiuni medii elastice mărite.

Mărirea presiunii medii elastice a segmenţilor diminuează pulsaţia acestora şi măreştecoeficientul de transfer de căldură spre cămaşa cilindrului. Valori prea ridicate ale presiunii pot

provoca uzuri importante ale segmentului şi cămăşii.La proiectarea segmentului trebuie să se adopte o grosime radială de valoare redusă pentru

a micşora masa acestuia. Dacă nu se pot utiliza materiale cu calităţi elastice superioare, se voradopta segmenţi cu grosimi radiale mărite, ceea ce facilitează evacuarea căldurii de la pistoane lacilindri şi elimină vibraţiile radiale. Mărirea grosimii radiale conduce la creşterea tensiunilor deîncovoiere în secţiune, de aceea se impune utilizarea unor materiale cu rezistenţa admisibilă laîncovoiere ridicată.

Adoptarea grosimii axiale a segmentului trebuie să ţină seama de o serie de factori. Astfel, pentru a realiza a bună răcire a pistonului, segmentul trebuie să aibă o grosime axială cât mai

Fig.9.1. Evoluţia grosimii axiale funcţie deturaţia motorului



163

mare. La motoarele de turaţie ridicată creşterea grosimii axiale determină creşterea zonei portsegmenţi a pistonului, cu efecte negative asupra masei inerţiale ale acestuia, în plus creşte şimasa segmentului şi acesta intră uşor în pulsaţie şi vibraţie.

De aceea se recomandă reducerea grosimii axiale a segmentului odată cu creşterea turaţieimotorului (fig.9.1.).

Până la un alezaj de 90 mm se recomandă funcţie de turaţia motorului a trei clase desegmenţi cu grosimi axiale b= 1,5; 2,0; 2,5 mm. Pentru alezaje cuprinse între 90…200 [mm] seconfecţionează segmenţi cu grosimi axiale b= 2…4 [mm].

Fig.9.3.Forme constructive de segmenţi

Fig. 9.2. schema acţiunii de etanşare a segmenţilor



164

Alegerea numărului de segmenţi ai pistonului trebuie să ţină seama de următoareleconsiderente: un număr mare de segmenţi nu îmbunătăţeşte etanşarea, ci măreşte numai înălţimea

pistonului cu efecte negative asupra masei acestuia; un număr prea mic de segmenţi nu realizeazăsiguranţa în funcţionare.

Numărul de segmenţi poate fi mărit când se urmăreşte reducerea nivelului termic al pistonului.

Rolul principal în etanşarea camerei de ardere o are primul segment (fig.9.2.), ceilalţisegmenţi având o eficienţă mai redusă. Se apreciază că se realizează o etanşare optimă dacă

presiunea gazelor după ultimul segement este de 3…4% din presiunea gazelor din camera deardere, iar volumul de gaze scăpate spre carter este cuprins între 0,2…1,0% din volumulîncărcăturii proaspete admise în cilindrul motorului.

La motoarele cu aprindere prin scânteie este suficient un singur segment de ungere care se plasează la partea inferioară a regiunii portsegment, asemenea soluţie se aplică şi la motoarele cuaprindere prin comprimare de turaţie ridicată. În cazul M.A.C. de cilindree mare deoarece joculîntre piston şi cilindru este mare, se folosesc doi segmenţi de ungere, dintre care unul la parteainferioară a mantalei.

În ceea ce priveşte forma constructivă în prezent există o mare varietate de tipuri (fig.9.3).Segmentul cel mai simplu este cel cu secţiunea dreptunghiulară (P01). Muchiile ascuţite alesegmentului curăţă pelicula de ulei, iar perioada de rodaj este mare deoarece segmentul se aplică

pe cămaşa cilindrului cu toată grosimea axială. Primul dezavantaj se înlătură prin racordareamuchiilor segmentului; al doilea dezavantaj se înlătură dezvoltând o presiune specifică mai mare

pe suprafaţa laterală. În acest scop se micşorează înălţimea de reazem a segmentului pe cilindru.Pentru a reduce înălţimea segmentului o primă soluţie constă în înclinarea suprafeţei laterale cu ununghi de 25'…45' (T01…B73). În acelaşi scop se prevede pe suprafaţa laterală o porţiunecilindrică de 0,4…0,8 [mm] şi una înclinată cu 2…10o (P22, P23, P24, T23, T24). Deschidereaunghiului este îndreptată totdeauna spre chiulasă pentru a reduce consumul de ulei. Pentru a seasigura o bună curăţire a uleiului se realizează segmenţi cu degajări de (0,25…0,30)b pe suprafaţa

Fig.9.4. Segmentul trapezoidal



165

laterală (P20, P21, P23, P24, T20, T23, T24).Realizând teşirea ambelor muchii ale segmentului se reduce înălţimea de reazem şi se

creează efectul de pană la deplasarea segmentului în ambele sensuri; forma optimă fiind dată desegmentul bombat (B01…B73). Segmen]ii cu secţiune nesimetrică (P10, P11, P12, P30, P32, P60,T10, T11, T30, B10, B11, B12) se numesc segmenţi de torsiune sau de răsucire.

O soluţie eficientă contra blocării segmentului în canal o constituie segmentul trapezoidal

realizat prin înclinarea feţelor cu 5…100 (fig.9.4.) (P31, T31, B31).Durabilitatea segmenţilor se măreşte dacă suprafaţa laterală se acoperă cu un strat

protector de crom. În acelaşi scop se prevăd canale pe suprafaţa laterală în care se introduc inserţiide cositor, bronz sau oxid de fier cu grafit, inserţii care depăşesc suprafaţa segmentului cu0,05…0,10 [mm] şi au dimensiunile în secţiune de 0,5 x 0,6 mm. Pentru a mări rezistenţa lasolicitări mecanice segmenţii se pot executa din două sau trei piese (P60…P65). Mărirea presiuniielastice exercitate de segment pe oglinda cilindrului, se poate realiza prin utilizarea şi la segmenţiide compresie a unor expandori (P81, P82).

Segmenţii de ungere se clasifică în: segmenţi cu secţiune unitară sau neperforaţi şisegmenţi cu secţiune perforată. Segmentul neperforat evacuează o cantitate mai mică de ulei,

segmenţii se perforează când este necesar să se evacueze o cantitate sporită de ulei. La segmenţiineperforaţi, suprafaţa de reazem pe oglinda cilindrului se micşorează prin prelucrare conică sauteşirea muchiilor (020, 023, 030...043, 051, 052, 061...063, 070) la care se adaugă degajarea pentruraclarea energică (020...024, 031, 050...073). La segmenţii perforaţi înălţimea de reazem semicşorează prin practicarea unor degajări şi reducerea adecvată a suprafeţei de reazem. La aceştisegmenţi presiunea elastică are valori cuprinse între 0,14…0,70 [N/mm2].

Ca segmenţi de ungere se folosesc şi segmenţii cu expandor (050…082). Expandorul esteun element elastic care se montează în spatele segmentului în canal. Expandorul contribuie lasporirea şi uniformizarea presiunii elastice aplicate de segment pe oglinda cilindrului ( pe =0,55…1,10 [N/mm2] expandor arc spiral).

Principalele perticularităţi constructive sunt prezentate în figura 9.5.

Materialul pentru segmenţi trebuie să posede următoarele proprietăţi: 1) calităţi bune dealunecare; 2) duritate ridicată; 3) rezistenţă la coroziune; 4) rezistenţă mecanică ridicată la

Fig.9.5.Segmenţi de ungere din oţel



166

temperaturi ridicate; 5) modul de elasticitate superior la temperaturi mari; 6) calităţi bune deadaptabilitate la forma cilindrului.

Fonta cenuşie constituie materialul care realizează un bun compromis între aceste cerinţe.Se utilizează fonta cenuşie cu grafit lamelar.

În unele cazuri când este necesară o rezistenţă mecanică ridicată se utilizează oţelul.Aplicarea pe segment a unor straturi superficiale dure măreşte rezistenţa la uzare, cromarea

poroasă reduce uzura segmentului de 2…5 ori, şi se aplică în general segmentului de foc.

La proiectare se va ţine seama de recomandările din figura 9.6 şi tabelele 9.1…9.3.t - grosimea radială a segmentului;d 1s - diametrul interior al segmentului;d 1c - diametrul canalului de segment;

Dcil - alezajul cilindrului;b - grosimea axială a segmentului;hc - înălţimea canalului de segment;

t c - dimensiunea radială a canalului;

R - raza fundului canalului; J a - jocul pe flancurile segmentului ( J a = hc-

b); J P - jocul piston-cilindru; J r - jocul radial al segmentului; J r =1/2(d is-

d ic )

Tabelul 9.1.

Înălţimea canalului de segment (hc)Varianta MAS

Nr.canal 1 2 3 4Canal 1 1,50 1,50 1,75 1,75Canal 2 1,50 1,75 2,0 2,50Canal 3 2,50 3,00 2,50/3,50 4,0

MACDiametrul D100 mm D(100…140] D(140…180] D>180 mm

Canalul 1 şi 2dreptunghiular

2,0 3,5 3,0 3,5

Canalul 1 şi 2trapezoidal

2,5 3,0 3,5 4,0

Fig.9.6. Dimensiunile segmentului şi canalului din piston





168

cilindru segmentul să dezvolte o repartiţie de presiune determinată;2. Să se stabilească cele două dimensiuni de bază ale segmentului, t şi b;3. Să se verifice ca tensiunile care apar în segment la deschiderea lui pentru montaj să nu

depăşească limita admisibilă;4. Să verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor în timpul funcţionării.

9.2.1 Distribuirea presiunii radiale

Fig. 9.7.Curba de reparti]ie a presiuniisegmentului pe oglinda cilindrului



169

Pentru stabilirea formei segmentului în stare liberă se pleacă de la acceptarea unei epure de presiune variabilă (fig.9.7). Curba de repartiţie a presiunii dezvoltate de elasticitatea proprie asegmentului se exprimă print-o serie trigonometrică de forma:

e 0 2 3 n( ) p p p 3 p n cos cos cos 1 (9.1)

Termenul iniţial ( po) reprezintă presiunea medie pe care o dezvoltă segmentul

0 e p

1 p ( )d

0

2 şi este partea constantă a presiunii, restul expresiei fiind corecţia ei.

În aceste condiţii expresia generală a curbei devine:

e ei

ei

n

( ) p p p

i

1

2

cos 3 (9.2)

Dacă numărul armonicilor pentru care se dezvoltă calculul relaţiei convergente (9.2) esten=2, distribuţia de presiune reprezintă o variaţie lină (fig.9.8)

Fig.9.8.Curba de repartiţie lină a presiuniisegmentului pe oglinda cilindruluiFig.9.10. Schema de calcul a momentului încovoietor

Fig. 9.9 Schema decalcul a segmentului



170

Curba ce se obţine se caracterizează prin raportul p

p

e

e

max , 2 254

Alegându-se p

p

e

e

max , 1 605 se obţine următoarea expresie pentru curba de repartiţie a

presiunii:

e( ) 2 3 1 0 42 018, cos , cos 6 (9.3)

9.2.2 Calculul profilului segmentului în stare liberă

La calculul formei libere a segmentului se urmăreşte deplasarea relativă din poziţia demontaj în cea destinsă, a unui punct de fibra medie.

Deplasarea relativă a unui punct N(R,y), (fig.(9.9) faţă de poziţia N o(Ro ,yo ) se compune dindeplasarea radială u şi deplasarea unghiulară definită prin relaţiile:

R R

0

0 7 (9.4)

Ecuaţia diferenţială a deplasării radiale este următoarea:

ud

d

R M

E I 2

2 2

8 (9.5)

Pentru calculul deplasării se calculează momentul încovoietor într-o secţiune M .Momentul elementar produs într-o secţiune de o forţă elementară dF este:

dM N H dF 0 0 9 (9.6)

unde: 0 0 N H 10- distanţa de la braţul forţei la punctul N o din secţiunea considerată(fig.9.10.a)

Deoarece: 0 0 N H R 0 sin 11

rezultă: dM R dF 0 sin 12 (9.7)

Forţa elementară într-o secţiune (fig.9.10.a) în fibra medie a segmentului poate fiexprimată prin relaţia:

dF p b R d 0

e 0 13 (9.8)

unde: b - grosimea axială a segmentului.Deoarece forţa în fibra exterioară

dF p b R d e

1 14 (9.9)

trebuie să fie egală cu cea din fibra medie, rezultă:

0e e

p p R

R

1

0

15 (9.10)

Deci:

dM R

Rb p R d

e 1

0

0

2 sin 16 (9.11)

Pentru calcule se defineşte un parametru constructiv:

c b R

Rb

D

t

D

t

1

0

1 1 1 17 (9.12)

unde: t - grosimea radială a segmentului.Astfel, se poate scrie expresia momentului produs în secţiunea de suma tuturor forţelordin dreapta secţiunii:





172

K

- p

i p

- p

i p

p

i pi

p

i p i=

i

i

ei

n i

i

ei

n

i

ei

n

i

ei

n

3 5 7 9 11

1

22

1

22

2 2

22

2

3

1

1

2

1 1

1

2

1 1, , , ,

cos sin

sinsin

31 (9.24)

Deplasarea unghiulară pentru segmentul cu distribuţia presiunii după o curbă lină este:

K 0 41825 0 42106 0 2239 2

, cos , sin , sin 32 (9.25)Deplasarea unghiulară a capetelor în stare liberă se obţine pentru =

3 1

1 2

1

2i=2

ni

i

e

p

i p

K 33 (9.26)

Distanţa dintre capete, măsurată pe fibra medie în stare liberă este: s R 2

34 (9.27)

Substituind pe din relaţia (9.26) în (9.27) şi neglijând u rezultă:

S R K

p

i pi=2

ni

i

e

0

1

23

1

1 35 (9.28)

Introducând în expresia lui S (9.28) valoarea explicită a termenului K, se obţine:

c R p

E I

S

p

i p

e

i=2

ni

i

e

0

4

1

23

1

1

36 (9.29)

În tabelul 9.4. se dau valorile rapoartelor pentru segmenţii cu distribuţie variabilă(fig.9.11.a.b.c.) pentru calculul deplasărilor unghiulare şi radiale.

Tabelul 9.4.Valoarea rapoartelor pi /pe pentru diverse epure ale presiunii elastice

Curba presiunii

2

e

p

p3 3

e

p

p3 4

e

p

p3 5

e

p

p4 6

e

p

p4 7

e

p

p42 8

e

p

p4 9

e

p

p4 10

e

p

p4 11

e

p

p

12

e

p

p

Fig.9.11. Scheme de repartiţie a presiuniisegmentului





174

Ro = f(D1,t), rezultă:

e i

i

ei

n E

S

D D

t

p

i p

0 424

1

1

3 1

11

1

3 1

22

, 56 (9.37)

Introducând în relaţia (9.35) în locul tensiunii maxime tensiunea admisibilă şi împărţindrelaţia (9.35) cu (9.37), se obţine:

1

1

2

2

0 816 1

2 1

1

D

t p p

i p

a

e

i

i

ei

n

,

57 (9.38)

Raportul D1/t reprezintă un factor constructiv de bază al segmentului.

9.2.4 Calculul tensiunilor în segment la montaj

Pentru montajul segmentului pe piston este necesar ca prin intermediul unui dispozitivcapetele acestuia să fie desfăcute atât cât este necesar pentru a îmbrăca pistonul. Prin desfacereasegmentului apar tensiuni care au valoarea maximă în secţiunea opusă forţei.

Tensiunea maximă se determină cu următoarea relaţie de calcul:

i i

i

ei

nm

E

s

t

D

t

p

i p

max

1 2 1

1

1

3 1

1

2 1

22

58 (9.39)

unde: m - constantă care depinde de varianta dispozitivului care desface segmentul:m=1,00 pentru fig.9.12.a;m=1,57 pentru fig.9.12.b şim=2,00 pentru fig.9.12.c.

a=230 [N/mm2] 59

9.2.5 Calculul fantei segmentuluiFanta la rece dintre capetele segmentului se determină din condiţia ca fanta la cald să aibă

Fig.9.12. Scheme de aplicare a forţei de desfacere a segmentului



175

valoarea optimă.Lungimea segmentului la rece este:

sl D s 0 60 (9.40)la cald lungimea va fi:

s’

s sl D s t t 0 01 61 (9.41)

Cum diametrul cilindrului are la cald valoarea dată de expresia: c c c D D t t 1 0 62 (9.42)

rezultă că:

D s t t s D t t s s c s s0 0 01 1 63 (9.43)

unde: sc - fanta la cald.Rezultă:

s D t t t t s

t t

s s c c c

s s

0

0 0

01

64 (9.44)

Fanta la cald se stabileşte în funcţie de alezaj şi de tipul motorului.

La proiectare pentru motoarele răcite cu apă se adoptă sc = (0,0015…0,0030) D iar pentrumotoarele răcite cu aer sc =(0,0025…0,0040) D [mm].





177

permite realizarea unei rotaţii complete a bolţului după un număr de cicluri. Deplasarea axială a bolţului este înmpiedicată prin montarea a două inele de siguraţă în locaşuri speciale practicate în piston (fig.10.2.c), întrucât inelele elastice îngreunează trecerea uleiului spre zonele de ungere de pe suprafaţa bolţului în capetele lui. Se presează dopuri din materiale moi care nu produc uzuricămăşii cilindrului. (fig.10.2.d).

Bolţul trebuie să aibă un miez tenace pentru a rezista la solicitări cu şoc şi o duritatemare a suprafeţei exterioare pentru a rezista la uzură. Materialele care satisfac cel mai bine acestecondiţii sunt oţelurile carbon de calitate şi oţeluri aliate de cementare (Cr, Ni, Mo, V). Suprafaţa

bolţului se cementează pe întreaga lungime şi pe adâncime de 0,5…1,5 mm (Stratul superficialare o duritate de 55…65 HRC iar miezul 35…45 HRC).

Tratamentul de cementare este o operaţie scumpă şi se înlocuieşte cu călirea superficială prin CIF, pe o adâncime de 1,0…1,5 mm.

Pentru a se asigura jocurile de montaj se impun condiţii stricte privind preciziadimensională şi de formă ale bolţului. Bolţul se execută în câmpul de toleranţă corespunzătorclasei 1 de precizie. Abaterea de la forma cilindrică se limitează la 2,5…3,0 mm iar a suprafeţeiinterioare 3,2…6,3 mm.

Fig.10.2. Tipuri de îmbinări piston-bolţ bielă: a) bolţ fix în piston liber în piciorul bielei; b) bolţfix în piciorul bielei şi liber în piston; c,d) bolţ flotant



178

10.2 Calculul bolţului

Dimensiunile bolţului (fig.10.3.) se adoptă se baza datelor statistice (Tab.10.1.) şi seefectuează calculele de verificare a rezistenţei la uzură, a solicitărilor mecanice şi a deformaţiilor

precum şi precizarea prin calcul a jocurilor de montaj.Tabelul 10.1.

Dimensiunile constructive ale bolţuluiDimensiunea M.A.S. M.A.C.

Diametrul exterior d e [mm] (0,24…0,28) D (0,34…0,38) D Diametrul interior d i [mm] (0,65…0,75)d e (0,60…0,75)d e Lungimea bolţului l [mm]

-bolţ flotant-bolţ fix

(0,80…0,87) D (0,88…0,93) D

(0,80…0,87) D (0,88…0,93) D

Lungimea de contact cu piciorul bielei l b

- bolţ flotant- bolţ fix

(0,30…0,40) D (0,26…0,30) D

(0,32…0,42) D (0,27…0,32) D

10.2.1 Verificarea la uzură

Rezistenţa la uzură poate fi apreciată după mărimea valorilor presiunilor specifice în piciorul bielei ( pb) şi în umerii pistonului ( p p).

Schema de calcul este arătată în fig.10.4.Convenţional se consideră că forţa care solicită bolţul este:

F F F D

p m r g j

2

g p p

max max

412 1 (10.1)

- presiunea în locaşurile din piston;

p p

F

d l

22 (10.2)

- presiunea în piciorul bielei;

b

p

F d l

3 (10.3)

Fig. 10.3. Dimensiunile bolţului





180

următoarele relaţii:

mimax imin

28 (10.7)

aimax imin

29 (10.8)

unde: imax şi imin se calculează cu relaţia (10.4) pentru valorile maxime şi minime aleforţei F.

Pentru parametrii care intră în relaţiile de calcul ale coeficientului de siguranţă se potfolosi următoarele valori:

- rezistenţa la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere: -1 = 180…250 N/mm2 pentru oţel carbon; -1 = 340…380 N/mm2 pentru oţel aliat.

- rezistenţa la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere: 0 1 4 1 6 , , -1 10;

- coeficientul tensiunilor

2 0

0

-1 11;

- coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile: k =112;- factorul dimensional: = 0,8...0,9;- coeficientul de calitate al suprafeţei:

- bolţ călit cu suprafaţă lustruită: = 1,1…1,5- bolţ cementat cu suprafaţa lustruită: = 1,5…2,5

10.2.3 Verificarea la forfecare

Verificarea la forfecare se realizează în secţiunile dintre părţile frontale ale bosajelor şi

piciorul bielei.Tensiunea unitară la forfecare se determină cu relaţia:

0 85 1

1 4

, F

d

2

e2

13 (10.9)

Valoarea admisibilă a efortului unitar este de (150…220)N/mm2 pentru oţel aliat şi(80…120) N/mm2 pentru oţel carbon.

10.2.4 Calculul de ovalizare

Pentru a se studia ovalizarea se consideră bolţul ca o grindă curbă în secţiune transversalăîncărcată cu o sarcină distribuită sinusoidal ( p = p0sin ).

Deoarece ipoteza nu este riguros exactă, rezultatele se corectează prin majorarea forţei F cu un coeficient care ţine seama de raportul dimensiunilor ( ).

Tensiunile unitare de încovoiere într-o secţiune oarecare iau următoarele valori în fibrainterioară ( i) _ şi în fibra exterioară ( e).

( )

F r

h l

r h

h r h f

f

r K i

1

2

6

2 2

14 (10.10)

( )

F r

h l

r h

h r h f

f

r e

1

2

6

2 2

15 (10.11)







183







185

strângere o bucşă din bronz.La motoarele în doi timpi îmbinarea bolţului cu biela se poate realiza prin intermediul unui

rulment cu ace.

11.1.2 Corpul bielei

Pentru a se asigura un moment de inerţie maxim atât în planul de oscilaţie cât şi în planul perpendicular pe acesta, secţiunea transversală a corpului bielei se adoptă în forma de dublu T(fig.11.2.).

În cazul ungerii sub presiune a bolţului, corpul bielei este prevăzut cu un canal. La bielelelungi se poate utiliza o conductă prin care uleiul este transportat de la corpul bielei la piciorul

bielei.

11.1.3 Capul bielei

Capul bielei este secţionat, capacul se separă de partea superioară a capului, după un plannormal pe axa bielei sau după un plan oblic, înclinat cu 45o mai rar cu 30o sau 60o faţă de planul de

Fig.11.4;a;b;c;d. Capul bielei cu plan înclinat de secţionare

Fig.11.5 Concentrarea tensiunilor (1) şi metodele de înlăturare a lor



186

încastrare. Soluţia se adoptă pentru a permite trecerea capului bielei prin cilindru la montaj.În cazul separării capacului după un plan înclinat faţă de axa bielei (fig.11.3) forţa care

supune biela la întinderea se descompune în două componente, una axială şi una tangenţială.Deoarece nu este permisă solicitarea de forfecare a şuruburilor de bielă de componenta

tengenţială, aceasta poate fi preluată de: renuri triunghiulare practicate în planul de separaţie(fig.11.4,a); praguri ale capacului, (fig.11.4,b,c); bucşe de centraj, (fig.11.4,d); ştifturi.

Pentru a se micşora dimensiunile capului, distanţa dintre şuruburi trebuie să fie cât maimică (grosimea minimă a peretelui interior în dreptul găurii şurubului finnd de 1,0...1,5 mm, iar

Fig.11.7 Ambielaj cu capul furcă

Fig.11.6.Capul bielei cu plan normal de secţionare



187

grosimea peretelui exterior este de 2 mm).Muchiile ascuţite din partea superioară determină apariţia ruperilor de aceea ele se

înlocuiesc cu racordări sau degajări (fig.11.5).La capacul bielei se prevăd nervuri de rigidizare şi un exces de material pentru ajustarea

masei bielei (fig.11.6.).

La motoarele cu cilindrii în V, dacă bielele sunt montate alăturat pe acelaşi maneton, elesunt identice şi au capul asemănător cu cel al bielelor pentru motoarele în linie.

Fig.11.8 Ambielaj articulat

Fig.11.9.Soluţii constructive pentru şuruburile de bielă



188

În cazul soluţiei de ambielaj furcă, una din biele are capul în furcă (fig.11.7) iar cealaltă, bielă inferioară - are capul normal. Ambele biele lucrează asupra aceleaşi bucşe.

La ambielajul articulat, biela 1 (fig.11.8) transmite mişcarea bielei mame 2. La aceastăsoluţie constructivă suprafaţa portantă a bielei se unge cu ulei sub presiune de la maneton.

La motoarele în V pentru autovehicule datorită simplităţii constructive şi de montaj esteaplicată cu preponderenţă soluţia cu biele alăturate.

11.1.4 Şuruburile de bielă

Pentru prinderea capacului se utilizează două sau patru şuruburi, din partea capacului sprecapul bielei. Utilizarea unor şuruburi fără piuliţe face posibilă micşorarea dimensiunilor capului de

bielă. În cazul adoptării acestei, soluţii pentru şurub, se filetează gaura din partea superioară acapului bielei. O soluţie comodă o constituie folosirea unor şuruburi prizoniere prelucrate dintr-o

bucată cu partea superioară a capului.Capul şi corpul şuruburilor de bielă pot avea diverse forme constructive în funcţie de

soluţia adoptată pentru capul bielei (fig.11.9).

Materialele care răspund cerinţelor impuse bielei sunt: oţelurile de îmbunătăţire cuconţinut mediu de carbon (0,35...0,45%) mărcile OLC 45 X, OLC 50 şi oţelurile aliate mărcile40C 10, 41 MoC 11.

Biela poate fi fabricată şi prin turnare din fontă maleabilă perlitică tratată termic.Şuruburilede bielă se execută de regulă din aceleaşi materiale ca şi biela.

Bucşa din piciorul bielei se execută din bronz cu plumb, bronz cu staniu sau bronzfosforos.

Fig.11.10 Dimensiunile piciorului bielei



189

11.2 Calculul bielei

11.2.1 Calculul piciorului bielei

Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei se determină iniţial pe baza datelorconstructive obţinute prin metode statistice (tabelul 11.1).

Tabelul 11.1.Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei.

Dimensiunea \Tipul motorului MAS MAC

Diametrul exterior al piciorului de (1,25...1,65)d (1,30...1,70)d

Grosimea radială a piciorului h p (0,16...0,27)d (0,16...0,20)d

Grosimea radială a bucşei h b (0,075...0,085)d (0,080...0,085)d

În timpul funcţionării, în piciorul bielei iau naştere tensiuni determinate de:1. Solicitarea de întindere produsă de forţa de inerţie a grupului piston;2. Solicitarea de compresiune produsă de rezultanta dată de forţa de presiune a gazelor şi

forţa de inerţie;3. Solicitarea de fretare produsă la presarea bucşei sau a bolţului în picior.

11.2.1.1 Solicitarea de întindere

Forţa de întindere are valoarea maximă când forţa datorată presiunii gazelor este minimă,

deci când pistonul se află la PMS la începutul cursei de admisie. În aceste condiţii forţa deîntindere se determină cu următoarea relaţie:

Fig.11.11.Schema de calcul a piciorului bielei la întindere.a) solicitare; b) dispunerea tensiunilor



190

F F m r î j p p 2

1 [N] (11.1)

Tensiunile unitare produse de forţa de întindere se determină în următoarele ipoteze:a) piciorul bielei reprezintă o grindă curbă încastrată în zona de racordare a piciorului cu

corpul bielei; b) forţa de întindere este distribuită uniform pe jumătatea superioară a piciorului.

În cazul în care unghiul de încastrare î >90

o

, momentul încovoietor şi forţa normală însecţiunea de încastrare (fig.11.11) determinate de forţa de întindere, au următoarele expresii: M N r F r î m î î m î î 0 0 1 0 5cos , sin cos (11.2)

N F î î î î î 0 0 5cos , sin cos (11.3)

unde: M o- momentul încovoietor în secţiunea B-B determinat de forţa de întindere; N o- forţa normală în secţiunea B-B determinată de forţa de întindere.

Momentul încovoietor Mo şi forţa normală No se determină cu următoarele relaţii:

F r î m î 0 0 00033 0 0297 , , (11.4)

F î î 0 0 572 0 0008 , , (11.5)

unde: î se introduce în radiani.În secţiunea de încastrare momentul încovoietor şi forţa normală solicită atât piciorul bieleicât şi bucşa sau bolţul presat, în aceste condiţii se utilizează un coeficient de proporţionalitate careare expresia:

K A

A

E

E

b

p

BZ

a

1

1

(11.6)

unde: Ab- aria secţiunii bucşei; A p- aria secţiunii piciorului; E BZ - modulul de elasticitate al materialului bucşei sau bolţului presat;

E OL- modul de elasticitate al materialului bielei.Tensiunile în secţiunea de încastrare A-A pentru fibra interioară (sîi ) respectiv exterioară

(sîe) produse de forţa de întindere se calculează cu relaţiile:

E

E

BZ

OL

115 10

21 2 2 10

5

5

,

, ,

[N/mm2]

iî î

m p

p m p

î

p

M r h

h r hk N

a h

26

2

1[N/mm2] (11.7)

eî î

m p

p m p

î

p

M r h

h r hk N

a h

26

2

1[N/mm2] (11.8)

Dacă unghiul de încastrare î 90°, relaţiile pentru momentul încovoietor şi forţa normalăîn secţiunea de încastrare devin:

M N r F r î m î m0 0 1 0 5 1cos , cos (11.9)

N F î î 0 0 5 1cos , cos (11.10)

Momentul încovoietor M o, forţa normală N o şi tensiunile în secţiunea de încastrare secalculează cu relaţiile determinate la analiza primului caz.

La proiectare se adoptă î =90…1300.

11.2.1.2 Solicitarea de compresiune

Forţa de compresiune are valoarea maximă când presiunea din cilindru are valoarea



191

maximă:

F D

p m r c g p

2

2

41

max

[N] (11.11)

Calculul tensiunilor produse în piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectueazăîn următoarele ipoteze:

a) piciorul bielei se consideră o grindă curbă încastrată în zona de racordare cu corpul

bielei; b) forţa de compresiune este distribuită sinusoidal (fig.11.12) pe jumătatea inferioară a

piciorului.Momentul încovoietor şi forţa normală în secţiunea de încastrare A-A, determinate de forţa

de compresiune pot fi calculate cu relaţiile:

M N r F r c m c c mc

c c

0 0 1

2

1cos

sinsin cos

(11.12)

N F c c cc

c c

0

2

1cos

sinsin cos

(11.13)

unde: c se măsoară în radiani.Momentul încovoietor şi forţa normală în secţiunea B-B sunt calculate în tabelul 11.2., în

funcţie de unghiul de încastrare.Tabelul 11.2.

Valorile relative ale momentului M o' şi forţei N o'

Mărimea \Unghiul de încastrare 90o 100° 105° 110° 115° 120° 125° 130°

Mo'/Fc r m.103 0 0,03 0,10 0,25 0,60 1,10 1,80 3,00

No'/Fc.103 0 0,10 0,50 0,90 1,80 3,00 6,00 8,50

Valorile tensiunilor în secţiunea de încastrare determinate de forţa de compresiune secalculează cu următoarele expresii:

a) pentru fibra interioară:

Fig.11.12.Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune.a) solicitare; b) dispunerea tensiunilor



192

ic c

m p

p m p

c

p

M r h

h r hk N

a h

26

2

1[N/mm2] (11.14)

b) pentru fibra exterioară:

ec c

m p

p m p

c

p

M r h

h r h

k N

a h

26

2

1 [N/mm2] (11.15)

Variaţia tensiunilor în fibra interioară şi exterioară pentru diverse valori ale unghiului deîncastrare duce la obţinerea unei variaţii asemănătoare celei prezentate în fig.11.12.

11.2.1.3 Solicitarea datorată presării bucşei

În timpul funcţionării motorului la strângerea de montaj (Dm) se adaugă o solicitaresuplimentară de compresiune (Dt ) datorată dilatării bucşei de bronz.

Dilatarea termică a bucşei se determină cu următoarea relaţie: t i BZ OL md t t [mm] (11.16)

unde: d i- diametrul interior al piciorului bielei [mm] BZ = 18×10-6 1/K - coeficientul de dilatare al bucşei; OL= 10×10-6 1/K - coeficientul de dilatare al materialului bielei;t = 373…423 K - temperatura piciorului bieleit m= 293 K - temperatura mediului ambiant.

Presiunea datorată strângerii poate fi obţinută cu expresia:

f

m t

i

e2

i2

e2

i2

OL

i2 2

i2 2

BZ

d

d d

d d

E

d d

d d

E

[N/mm2] (11.17)

unde: = 0,3 - coeficientul lui Poisson.În cazul montajului cu bolţ fix în piciorul bielei, fixare obţinută prin presare, relaţiile de

mai sus rămân valabile prin înlocuirea materialului pentru bucşe cu materialul din bolţ.Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:a) în fibra interioară:

i f

e2

i2

e2

i2

pd d

d d

[N/mm2] (11.18)

b) în fibra exterioară:

e f i

e i

p d d - d

2

2

2 2 [N/mm2] (11.19)

Coeficientul de siguranţă al piciorului bielei se calculează în ipoteza unei solicitări deoboseală după un ciclu simetric de întindere - compresiune, pentru fibra exterioară în secţiunea deîncastrare.

Valorile maxime şi minime ale tensiunilor ciclului sunt:max e î e

[N/mm2] (11.20)

min e ce[N/mm2] (11.21)

- iar amplitudinea sa şi tensiunea medie sm a ciclului:

a

max min

2 [N/mm

2

] (11.22)

m

max min

2[N/mm2] (11.23)



193

În aceste condiţii expresia coeficientului de siguranţă poate fi scrisă sub forma următoare:

C -1

k a m

t

(11.24)

unde: -1t = 180…250 [N/mm2] - pentru oţel carbon sau

-1t = 340…400 [N/mm

2

] - pentru oţel aliat; - rezistenţa la oboseală pentru ciclulsimetric de întindere - compresiune; k =1 - coeficient de concentrare ; = 0,8…0,9 - factorul dimensional; = 0,12…0,20 - coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului; = 0,70…0,80 - coeficientul de calitate al suprafeţei.

Valorile coeficientului de siguranţă calculate trebuie să fie cuprinse în intervalul 2…5.Deformaţia produsă piciorului bielei sub acţiunea forţei de inerţie se determină cu relaţia:

p

jp m c

OL

F r

E I

8 90

10

3 2

6[mm] (11.25)

unde: I - momentul de inerţie al suprafeţei secţiunii piciorului bielei.La montajul cu bolţ liber în piciorul bielei pentru a se preveni griparea, deformaţia produsă

de forţa de inerţie nu trebuie să depăşească jumătate din valoarea jocului de montaj.

11.2.2 Calculul corpului bielei

Dimensiunile caracteristice mai răspândite pentru profilul în dublu T al corpului bielei suntdeterminate pe baza prelucrărilor statistice ale construcţiilor existente (Tab.11.3).

Tabelul 11.3Dimensiunile corpului bielei

H p H c hi B a

(0,48…1,0)d e (1,10…1,35) H p 0,666 H 0,75 H 0,167 H

Corpul bielei se calculează la oboseală fiind supus la:

Fig.11.13.Dimensiunile corpului bielei a) parametrii constructivi

Fig.11.13 Dimensiunile corpului bielei b) Schema solicitării corpului la compresiune



194

-întindere de forţa de inerţie maximă a maselor aflate în mişcare de translaţie şi-la compresiune de rezultanta dintre forţa maximă a gazelor şi forţa de inerţie.Secţiunea de calcul a corpului bielei depinde de forma acestuia. în cazul unei secţiuni

transversale constante sau uşor variabile pe lungime, secţiunea de calcul se alege la mijlocullungimii bielei (secţiune A-A (fig.11.13); la o variaţie mai pronunţată a secţiunii transversale,secţiunea de calcul se adoptă secţiunea minimă aflată sub piciorul bielei (secţiunea B-B, fig.11.13).

În cazul în care se adoptă ca secţiune de calcul secţiunea mediană a corpului bielei, aceastaeste solicitată la întindere de forţa de inerţie a maselor ansamblului piston şi a masei situatedeasupra ei (m1b=0,275m b)

F m m r î b p 1

2 1 [N] (11.26)

Dacă calculul se realizează în secţiunea minimă atunci forţa care solicită corpul bielei laîntindere este:

F m r î p 21 [N] (11.27)

Tensiunile la întindere sunt:

î î F

A

[N/mm2] (11.28)

unde: A- aria secţiunii de calcul a corpului bielei.Corpul bielei este supus la compresiune de către forţa determinată cu relaţia:

F D

p m m r c g b p

2

1

2

41

max[N] (11.29)

Tensiunea de compresiune este dată de relaţia:

cc F

A [N/mm2] (11.30)

iar cele de flambaj vor fi:a) în planul de oscilaţie

f

e

x

c E

l I

F 0 2

2

[N/mm2] (11.31)

b) în planul de încastrare:

f

e

y

ct E

l

I F

2

1

2

[N/mm2] (11.32)

unde: e- limita de elasticitate; I x, I y- momentele de inerţie în planul de oscilaţie, respectiv în planul de încastrare;l - lungimea barei cu capetele articulate;l 1- lungimea barei cu capetele încastrate.

În general este de dorit ca f0

= fî

ceea ce implică următoarea relaţie între momentele deinerţie ale secţiunii de calcul I x = I y (l/l 1)2.

La M.A.S. se adoptă l/l 1 = 2,6…2,8 iar pentru M.A.C. l/l 1 = 1,3…1,6.Însumarea tensiunilor de compresiune şi de flambaj poate fi realizată după următoarele

relaţii:a) în planul de oscilaţie:

0 0t c f c

x

F

AC

l A

I

1

2

[N/mm2] (11.33)

b) în planul de încastrare:

î î t c f

c

y

F

AC

l A

I

1 1

2

[N/mm2] (11.34)



195

unde:

C E

C l A

I C

l A

I

e

x y

2

2

1

2

0 00015 0 00050

1 1 110 115

, , ;

, ,

Valorile rezistenţelor admisibile sunt de 160…250 N/mm2 pentru biele din oţel carbon şi

200…300 N/mm2 pentru biele din oţel aliat.Corpul bielei este supus la solicitări variabile, de întindere şi compresiune după un ciclu

simetric. Coeficientul de siguranţă se determină cu relaţia:

C t 1

k a m

(11.35)

Tensiunea maximă, minimă, amplitudinea ciclului şi tensiunea medie se determină cuecuaţiile:

max min

max min max min

; ;

;

t c

a m

0

2 2

Mărimile pentru k , , şi iau aceleaşi valori ca şi în cazul piciorului bielei.Valoarea coeficientului de siguranţă calculat pentru corpul bielei nu trebuie să fie

inferioară coeficientului de siguranţă admisibil de 2,0…2,5.

11.2.3 Calculul capului bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neînsemnată

solicitarea de compresiune a acestuia.

Solicitarea de întindere se transmite numai capacului şi este determinată de forţa de inerţiea pieselor aflate în mişcare de translaţie şi de forţa centrifugă a masei bielei care efectueazămişcarea de rotaţie mai puţin masa capacului bielei.

F r m m m mî p b b cb 2

1 21 [N] (11.36)

Calculul tensiunilor se realizează admiţând următoarele ipoteze:a) Capul bielei este o bară curbă continuă;

b) Secţiunea cea mai solicitată este secţiunea de încastrare A-A (fig.11.14);c) Capacul bilei are secţiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanţa dintre axele

şuruburilor;d) Forţa de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege

sinusoidală ;e) Cuzinetul se deformează împreună cu capacul şi preia o parte din tensiuni proporţională

cu momentul de inerţie al secţiunii transversale.Tensiunea în fibra interioar_ în sec_iunea de calcul este dat_ de rela_ia:

î c

cuz

cp

cp

cp cuz

d

I

I W

A A

0 023

1

0 4, ,[N/mm2] (11.37)

unde: I cp, I cuz - momentele de inerţie ale capacului şi cuzinetului; Acp, Acuz - ariile secţiunilor capacului şi cuzinetului;W cp- modulul de rezistenţă la încovoiere al secţiunii capacului;

Rezistenţa admisibilă este de 100…150 N/mm2.



196

Solicitarea capului bielei se desfăşoară după un ciclu pulsator, coeficientul de siguranţă

calculându-se cu relaţia:

C - t

21

1

max

Valoarea calculată pentru coeficientul de siguranţă trebuie să fie cuprinsă în intervalul 2,5...3,0.

Sub acţiunea forţei de inerţie se produc deformaţii în secţiunea de separare a capacului decorp.Deformaţia maximă poate fi determinată cu ecuaţia:

c

î

cp cuz

F l

E I I

0 0024 3

,[mm] (11.39)

Valoarea deformaţiei calculate nu trebuie să depăşească jumătate din jocul de montaj D.La proiectare D se adoptă în limitele (0,0003…0,0030)d m, unde d m este diametrul fusului maneton.

11.2.3.1 Calculul şuruburilor de bielă

Şuruburile de bielă sunt solicitate de forţa de strângere iniţială Fsp şi de forţa de inerţie amaselor în mişcare de translaţie şi a maselor în mişcare de rotaţie care se află deasupra planului deseparare dintre corp şi capac (F _ ).

Dacă biela are z şuruburi, atunci forţa de inerţie care solicită un şurub este:

F F

z î

î

1 [N] (11.40)

Pentru a asigura strângerea necesară cuzineţilor, forţa de strângere iniţială a şurubuluitrebuie să fie mai mare decât forţa de inerţie care revine unui şurub:

F F sp î 2 31

[N] (11.41)

În timpul funcţionării, asupra şurubului de bielă acţionează forţa:

F F F s sp î 1 [N] (11.42)unde: - este constanta care ţine seama de elasticitatea sistemului.Experimental s-a stabilit = 0,15…0,25.Ţinând seama de forţele care solicită şuruburile de bielă, acestea se dimensionează ţinând

seama de solicitarea la întindere şi se verifică la oboseală.Diametrul fundului filetului se determină cu relaţia:

Fig.11.14 Schema de calcul a capului bielei

Fig11.15 Schema de determinare acoeficientului de siguranţă a şuruburilor de

bielă





198





199

fusului se poate executa o porţiune de filet cu sens invers sensului de rotaţie al arborelui.La proiectarea arborelui cotit, în funcţie de turaţia maximă se va dimensiona diametrul

suprafeţei care vine în contact cu garnitura deoarece viteza periferică este un factor limitativ înutilizarea diverselor garnituri de etanşare. Garniturile de etanşare din pâslă rezistă până la viteze

periferice de 22 m/s, manşoanele din cauciuc nitrilic până la viteze periferice de 12 m/s şitemperaturi de 383 K; cele din cauciuc acrilic până 20 m/s şi temperatura de 423 K iar cel din

cauciuc siliconic până la viteze de 35 m/s şi temperatura de 453 K.La trasarea canalelor de ungere dintre fusurile paliere şi manetoane se va evita planul

înclinat la 45o faţă de planul cotului, deoarece în acest plan se produc tensiunile maxime detorsiune.

Condiţiile tehnice impuse la proiectarea arborelui cotit trebuie să fie foarte severe, datăfiind importanţa lui în funcţionarea mecanismului motor. Abaterile de la limita impusă geometrieifusurilor condiţionează durabilitatea cuzineţilor, uzura fusurilor şi în consecinţă durabilitateaarborelui. Toleranţele privind poziţia spaţială se referă la concentricitatea fusurilor şirectiliniaritatea axei arborelui cotit, care trebuie să fie în limitele 0,025…0,035 mm, precum şi laneparalelismul axelor fusurilor paliere şi manetoane care se admite de 0,015…0,050 mm/100 mm

în planul perpendicular pe aceasta.Toleranţele la lungimea fusurilor paliere şi manetoane se admit în limitele 0,15…0,35 mm,iar pentru fusul palier de ghidare axială 0,05…0,15 mm.

Pentru a asigura rezistenţa la uzură, duritatea fusurilor trebuie să fie de 52…65 HRC, iar

Fig.12.1 Arbore cotit cu contragreutăţi



200

adâncimea stratului durificat de 2,5…4,5 mm. Calitatea suprafeţelor fusurilor paliere şi manetoaneeste legată de asigurarea rezistenţei la oboseală şi de condiţiile de uzură a fusurilor şi cuzineţilor.De aceea rugozitatea suprafeţelor fusurilor se limitează la 0,1…0,4mm.

Evitarea apariţiei unor dezechilibre se realizează prin aplicarea echilibrării dinamice aarborelui cotit, care constă în a corecta masa arborelui astfel încât axa principală de inerţie săcoincidă cu axa de rotaţie.

Pentru a satisface cerinţele impuse arborilor cotiţi, rezistenţa la oboseală, rigiditate, ocalitate superioară a suprafeţelor fusurilor, aceştia se execută din fontă sau oţel.

Fonta a dat bune rezultate la confecţionarea arborilor cotiţi pentru motoarele cu aprindere prin scânteie şi anume fonta modificată cu grafit nodular. De asemenea se poate folosi fonta aliatăcu Cr, Ni, Mo, Cu. Semifabricatele din fontă se obţin prin turnare ceea ce conferă acestora o bună

precizie micşorând volumul prelucrărilor mecanice cu 25-30%.Oţelurile folosite pentru obţinerea arborilor cotiţi sunt oţeluri de îmbunătăţire cu şi fără

elemente de aliere. În mod obişnuit se folosesc oţeluri carbon de calitate OLC45 şi OLC60. Pentruarborii cotiţi puternic solicitaţi se utilizează oţeluri aliate cu Cr-Ni, Cr-Ni-Mo sau Cr-Mo.

12.2 Calculul arborelui cotit

Având în vedere condiţiile de funcţionare, prin calcul, arborele cotit se verifică la presiunespecifică şi încălzire, la oboseală şi la vibraţii de torsiune.

Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându-se prin prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiţi existenţi. (Tabelul 12.1 şi fig.12.2).

Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă şi configuraţia contragreutăţilor.(masa şi poziţia centrului de greutate se determină la calculul dinamic al motorului).

Tabelul 12.1Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit

M.A.S. M.A.C.Dimensiunea caracteristică în linie în V în linie în V

Lungimea cotului l (0,90…1,20) Dl (1,2…1,4) D (1,05…1,30) D (1,20…1,35) D Diametrul fusului palier d p (0,60…0,80) D (0,75…0,85) D (0,70…0,80)D (0,70…0,85) D Lungimea fusului palier l p -paliere intermediare-paliere extreme sau medii

(0,3…0,5)d p (0,5…0,7)d p

(0,3…0,5)d p (0,5…0,7)d p

(0,4…0,6)d p (0,6…0,7)d p

(0,5…0,6)d p (0,6…0,86)d p

Diametrul fusului maneton d m (0,55…0,70) D (0,60…0,75) D (0,56…0,72) D (0,70…0,75) D Lungimea fusului maneton l m (0,45…0,60)d m (0,40…0,60)d m (0,45…0,6)d m (0,45…0,65)d m Diametrul interior d mi (0,60…0,80)d m (0,6…0,8)d m (0,6…0,75)d m (0,6…0,75)d m Grosimea braţului h (0,15…0,36)d m (0,15…0,35)d m (0,20…0,35)d m (0,20…0,35)d m

Lăţimea braţului b (1,17…1,90)d m (0,7…0,9)d m (1,5…2,0)d m (1,5…2,0)d m Raza de racordare (0,06…0,1)d m (0,06…0,08)d m (0,07…0,10)d m (0,07…0,10)d m

12.2.1 Verificarea fusurilor la presiune şi la încălzire

Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri şi cuzineţi trebuie să le limiteze presiunea maximă pe fusuri.

Presiunea specifică convenţională maximă pe fusurile manetoane şi paliere se calculeazăcu relaţiile:

max

max

mm

m m

Rd l 1 (12.1)



201

max

max

p

p

p p

R

d l

2 (12.2)

unde: Rmmax, R p max sunt forţele maxime care încarcă fusurile manetoane şi respectiv paliere, valorile lor determinându-se din diagramele polare desfăşurate.

Presiunea specifică medie convenţională pe fusurile manetoane şi palire se determină curelaţiile

m

m

m m

p R

d l

(12.3)

p p

p p

p = Rd l

3 (12.4)

unde Rm şi R p reprezintă mediile aritmetice ale valorilor forţelor care încarcă fusurilemanetoane şi paliere.

Tabelul 12.2.Valorile admisibile ale presiunilor pe fusurile arborelui cotit

Presiunea specifică maximă [MPa] Presiuna specifică medie [MPa]Tipul fusului MAS MAC MAS MAC

Maneton 4,0…8,0 7,0…15,0 3,0…7,5 3,0…10,0Palier 2,0…7,5 4,5…15,0 2,0…3,5 2,0…7,5

Verificarea fusului la încălzire se efectuează iniţial pe baza unui calcul simplificat şiaceasta se referă la determinarea valorii coeficientului de uzură.

K p pd n

m m mm

3

3

60 (12.5)

K p pd n

p p p

p

3

3

60 (12.6)

unde: = viteza relativă dintre fus şi cuzinet în m/s; - coeficientul de conectare a vitezei relative (pentru 1/l=3; =1,085; 1/l=4;

=1,054; 1/l=5; = 1,037).Valorile limită pentru coeficientul de uzură sunt > 30 MPa pentru aliajele Al-Sn; 35...40

Fig.12.2.Dimensiunile relative ale arborelui cotit



202

MPa pentru bronzurile pe bază de Pb cu acoperire; 25...30 MPa pentru aliajele pe bază de St; 25MPa pentru bronzurile pe bază de Pb.

Verificarea la încălzire prin această metodă nu ia în considerare factorii caracteristici airegimului hidrodinamic de ungere.

12.2.2 Verificarea la oboseală

Calculul arborelui cotit ca o grindă static nedeterminată implică dificultăţi. De aceeacalculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încărcare şi deformare care considerăarborele cotit ca o grindă discontinuă alcătuită dintr-un număr de părţi egal cu numărul coturilor.Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în următoarele ipoteze simplificatoare:

a) fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe două reazeme ; b) reazemele sunt rigide şi coaxiale;c) momentele încovoietoare în reazeme se neglijează;d) fiecare cot lucrează în condiţiile amplitudinilor maxime ale momentelor de încovoiere

şi de torsiune şi a forţelor variabile ca semn;e) în reazemul din stânga cotului acţionează un moment de torsiune M pj egal cu sumamomentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta acţioneazămomentul M p(j-1) (fig.12.3)

12.2.2.1 Calculul fusului palier

Fusul palier este solicitat la torsiune şi încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarecelungimea fusurilor este redusă, momentele încovoietoare au valori mici şi în aceste condiţii serenunţă la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit suntsolicitate la momente de răsucire mai mici decât acelea care acţionează în fusurile dinspre partea

posterioară a arborelui şi mai ales în fusul final, deoarece în aceasta se însumează momentelemedii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus în parte, ceea ce

Fig.12.3.Schema forţelor carea acţionează asupra unui cot alarborelui cotit



203

implică însumarea momentelor de torsiune. Momentele de intrare ( M pj) şi ieşire ( M pj-1) pentrufiecare cot sunt:

T r p j

i n

i j

j

(12.7)

M T r T r p p j j

i n

i j

j j

1

1

(12.8)

Însumarea momentelor de torsiune trebuie să ţină seama de ordinea de aprindere, iarvaloara momentului de torsiune pe fiecare fus se determină tabelar.

Tabelul 12.3Determinarea momentelor de torsiune pe fiecare fus palier

M n=T n.r … M 3= M 4+T 3.r M 2= M 3+T 2.r M 1= M 2+T 1.r ORAC N.m … N.m N.m N.m

0

10…

720

min

min

p

p

p

M

W p

(12.10)

max

max

p

p

p

M

W p

(12.9)

Din tabelul 12.3 se determină valorile momentelor maxime şi minime ale fiecărui fus,după care se determină tensiunile maxime şi minime.

Aplitudinea tensiunilor şi valoarea tensiunii medii se calculează cu relaţiile

a m p

p p

p

p p

max min max min;

2 24

Coeficientul de siguranţă se calculează cu relaţia:

p

k p p

C

a m

1

(12.11)

unde :

k

2 5 2

0 08 010 0 50 0 65

1 7 2 0 0 45 0 55 110 1 28

1 0

0

1 1

0 1 1 3

, ; , , ; , , ;

, , ; , , ; , ,

5

pentru oţelurile aliate, ecruisate cu jet de alice : = 1,1…1,4 pentru fusurile călite prin CIF. -1 = 180…230 N/mm2; pentru oţel carbon de calitate; -1 = 280…320 N/mm2 pentru arbori

cotiţi din oţel aliat.Valorile calculate pentru coeficientul de siguranţă trebuie să fie superioare valorilor de

3...4 pentru MAS, 4…5 pentru MAC şi 2…3 pentru MAC supraalimentat.

12.2.2.2 Calculul fusului maneton

Fusul maneton este solicitat la încovoiere şi torsiune. Calculul se efectuează pentru un cotcare se sprijină pe două reazeme şi este încărcat cu forţe concentrate (fig.12.4). Deoarece secţiuneamomentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp, coeficientul de siguranţă se

determină separat pentru încovoiere şi torsiune şi apoi coeficientul global de siguranţă.Reacţiunile în reazeme se determină din condiţiile de echilibru ale forţelor şi momentelor.Este convenabil ca forţele ce acţionează asupra fusului să se descompună după două direcţii: una



204

în planul cotului, cealaltă tangenţială la fusul maneton.

În calculul se folosec următoarele simboluri pentru forţele care acţionează asupra cotului: A z , AT , B z , BT - reacţiunile din reazemele A şi B în planul cotului şi în planul tangent la fusul

maneton; F br - forţele de inerţie produse de masele neechilibrate ale braţelor; F m - forţa de inerţie produsă de masa manetonului; F 2b - forţa de inerţie produsă de masa bielei în mişcare de rotaţie;

F cg - forţele de inerţie produse de masele contragreutăţilor; Z k şi T k - forţa normală şi respectivtangenţială la fusul maneton k .

Ţinând cont de configuraţia arborelui cotit, reacţiunile într-un reazem se determină înmodul următor:

Pentru arborele cotit cu contragreutăţi egale în prelungirea fiecărui braţ (fig.12.5),reacţiunile în planul cotului şi în planul tangent sunt date de relaţiile

B z F b F F F z k m eg br 0 5 2, 6 (12.12)

B T T k 0 5, 7 (12.13)Dacă arborele cotit are aceeaşi configuraţie cu cel din figură, dar nu se asigură descărcarea

tuturor lagărelor paliere şi echilibrarea cot cu cot , atunci contragreutăţilr nu mai sunt în

Fig.12.4 Schema de calcul a reacţiunilorîn reazeme

Fig.12.5 Schema arborelui cotit cu contragreutăţi egale în prelungirea fiecărui braţ

Fig. 12.6 Schema arborelui cotit cu contragreutăţi egale care nu asigură descărcarea tuturorlagărelor paliere şi echilibrarea cot cu cot



205

prelungirea braţelor (fig.12.6).Schema de încărcare a cotului pe braţul căruia s-a montat contragreutatea este diferită de

schema reprezentată în figura 12.7.Reacţiunile în reazemul B vor fi:

B Z F F F a

l F Z b m br cg 0 5 1 2 1, cos 8 (12.14)

B T a

l

F T cg 0 5 1 1, sin 9 (12.15)

La arborii cotiţi dispunerea coturilor ca cei reprezentaţi în figura 12.7 şi se pot întâlniconstrucţii la care contragreutăţile de pe braţele aceluiaşi cot pot avea mase diferite (fig.12.8)

În acest caz schema de încărcare a unui cot pe braţele căruia sunt montatecontragreutăţi demase diferite se prezintă ca în figura 12.9.Expresiile reacţiunilor în reazemul B vor fi:

B Z F F F F a

l F F Z b m br cg cg cg

0 5 1 2 2 1 2

, cos (12.16)

B T F a

l F F T cg cg cg

0 5 1 1 2

, sin (12.17)

În cazul în care construcţia arborelui cotit prevede ca fusurile paliere să fie amplasate dupădouă coturi (fig.12.10).

Schema de încărcare se prezintă ca în figura 12.11.Reacţiunile în reazemul din B vor avea următoarele expresii:

Fig.12.7 Schema de calcul a reacţiunilor înreazemele cotului cu contragreutăţi care nu

asigură descărcarea fusurilor paliere şiechilibrarea cotului

Fig.12.8 Schema arborelui cotit cu contragreutăţi inegale pe braţele aceluiaşi cot

Fig.12.9 Schema de calcul a reacţiunilor

în reazemele cotului cu contragreutăţiinegale



206

B Z Z Z b

l F F

c

l F F

a

l b m br cg 2 2 1 2 2 1 2

(12.18)

B T T T b

l T 2 2 1 (12.19)

La motoarele cu cilindri dispuşi în V cu biele alăturate (fig.12.12) şi schema de calcul este prezentată în figura 12.13.

Reacţiunile pot fi calculate cu relaţiile:

B Z Z Z b

l F Z m2 5 1 5 20 5 , (12.20)

B T T T b

l T 5 1 5 10 (12.21)

12.2.2.2.1 Calculul poziţiei centrului de greutate al părţii neechilibrate a braţelor Poziţia centrului de greutate al masei neechilibrate a braţului se determină astfel:- Se descompune suprafaţa părţii neechilibrate în suprafeţe simple pentru care poziţiile

Fig. 12.10 Schema arborelui cotit cu fusuri paliere plasate după două coturi

Fig.12.11 Schema de calcul a reacţiunilor dinreazeme la arborele cu paliere după două coturi

Fig.12.12 Schema arborelui cotit pentru unmotor în V

Fig.12.13 Schema de calcul a reacţiunilor dinreazemele cotului motorului în V





208

Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere este dată de relaţia:

C k

a m

1 13 (12.27)

La calculul coeficientului de siguranţă pot fi adoptate următoarele valori:

k = 1,9…2,0; = 0,7…0,8; = 0,09…0,10; = 0,7…0,8; -1 = 250…350 N/mm

2

,oţel carbon; 500...550 N/mm2 oţel aliat; 260...280 N/mm2 fontă cu grafit nodular.

12.2.2.2.3 Calculul fusului maneton la torsiune

Momentul care solicită fusul maneton la torsiune se calculează cu relaţia: M B r T p T j

(12.28)

Calculul se organizează tabelar pentru a găsi valorile maxime şi minime ale momentuluide torsiune care solicită fusul maneton.

Tabelul 12.5Calculul momentului de torsiune a fusului maneton

M pj BT.r M T ORAC N.m N.m N.m

0

10…

720Valorile maxime şi minime ale tensiunilor de torsiune se calculează cu relaţiile:

max minmax min; T

p

T

p

M

W

M

W m m

(12.29)

Modulul de rezistenţă polar pentru fusul maneton cu orificiu excentric se calculează cu

relaţia:

m p mmi

m

W 16

d d

d

3 1 (12.30)

- coeficientul de corecţie funcţie de excentricitatea relativă a găurii ( = 2. /(d m-d mi))(fig.12.15)

Fig.12.15. Coeficientul de corecţie pentrucalculul modulului de rezistenţă polar al

fusului maneton cu orificiu excentric



209

Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuaţia:

C k

a m

1 (12.31)

Pentru a calcula coeficientul de siguranţă C se pot adopta următoarele valori:

k = 1,8…2,0; = 0,7…0,8; = 0,08…0,10; = 1,1…1,4; -1 = 180…220 N/mm2

- oţelcarbon ; -1 = 280…320 N/mm2 - oţel aliat; - 1 = 160…180 N/mm2 - fontă cu grafit nodular.Coeficientul global de siguranţă al manetonului se determină cu relaţia:

mC C C

C C

2 2 (12.32)

La motoarele cu aprindere prin scânteie valorile coeficientului global de siguranţă almanetonului, trebuie să fie cuprins între 2,5…3,0 iar la motoarele cu aprindere prin comprimareîntre 3,0…3,5.

12.2.2.3 Calculul braţului arborelui cotit

Braţul arborelui cotit este solicitat de sarcini variabile de întindere, compresiune,încovoiere şi torsiune. Coeficienţii de siguranţă pentru aceste solicitări se determină în mijlocullaturii mari a secţiunii tangente fusului palier, punctul I (fig.12.16). unde apar cele mai marieforturi unitare.

În planul cotului ia naştere o solicitare compusă de încovoiere produsă de momentul M iz = B z .a şi compresiune produsă de reacţiunea B z .

Tensiunea totală are expresia:

M

W

B

A B

a

b h b h

iZ

br

Z

br

Z

6 12

(12.33)

Funcţie de valorile extreme ale reacţiunii Bz se calculează tensiunile normale de încovoiereşi compresiune maxime şi minime:

max minmax min;

B

a

b h b h B

a

b h b h Z Z

6 1 6 12 2

14 (12.34)

Coeficientul de siguranţă la încovoiere se determină cu relaţia:

C k

a m

1 15 (12.35)

În calculele de proiectare la determinarea coeficientului de siguranţă se au în vedere

Fig.12.16. Schema de calcul a braţelor arborelui cotit



210

următoarele valori: =1,00…1,15; =0,1…0,2 iar k / se adoptă din figura 12.17.

Momentul de încovoiere în planul braţului are expresia M B d iT p T i

2

16. Deoarece

efortul unitar i produs de momentul M iT în punctul I este nul, solicitarea la oboseală în planul braţului nu se ia în considerare.

Braţul arborelui cotit este supus la solicitarea de torsiune dată de momentul M T = BT .a, caredetermină tensiunea tangenţială

T M

k b h2 (12.36)

K ia valori din figura 12.18.Pentru valorile extreme ale momentului de torsiune se calculează tensiunile tangenţiale

maxime şi minime max

maxmin

min,;

,

0 5 0 52 2

a T

k b h

a T

k b h (12.37)

Coeficientul de siguranţă la solicitarea de torsiune se determină cu relaţia:

C k

a m

1 (12.38)

Se adoptă următoarele valori ale coeficienţilor: kt / 2,0 ; t = 0,1; t =1,00…1,15.Coeficientul global de siguranţă pentru braţ este calculat cu ecuaţia:

C

C C

C C br

2 2 (12.39)

Valorile admisibile ale coeficientului global de siguranţă sunt: C br = 2…3 (MAS) şi C br =3,0…3,5 (MAC).

Fig. 12.17 Diagramă pentru determinarea k /

Fig.12.18 Valorile coeficientului K



211

13. PROIECTAREA MECANISMULUI DEDISTRIBUŢIE

13.1. Principii de proiectare

Mecanismul de distribuţie este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigurărealizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor şi mediul exterior, respectiv umplereacilindrului cu încărcătură proaspătă şi evacuarea produselor de ardere. Această funcţie esterealizată prin deschiderea şi închiderea periodică a orificiilor de admisie şi evacuare.

Mecanismele de distribuţie pot fi clasificate din punct de vedere al modului de realizare aschimbului de gaze în mecanisme de distribuţie cu supape, folosite la toate motoarele în 4 timpi

realizate în prezent, şi mecanisme de distribuţie cu lumini (sau ferestre), folosite la unelemecanisme de distribuţie la motoarele în doi timpi. La motoarele cu mecanism de distribuţie cusupape transmiterea mişcării la supape se face de la un arbore special numit arbore cu came.Arborele cu came al mecanismului de distribuţie poate fi dispus în blocul motor sau în chiulasă.

Dispunerea în blocul motor oferă avantajul antrenării directe de la arborele cotit printr-o pereche de roţi dinţate această variantă asigurând o legătură rigidă şi fiabilă între arborele cucame şi arborele cotit dar zgomotul în timpul funcţionării este relativ mare. În cazul în carearborele cu came este prea depărtat de arborele cotit se foloseşte pentru transmisie un lanţ sau ocurea dinţată. Acest tip de dispunere se foloseşte acum în special la motoarele mari, destinateechipării autocamioanelor, şi la modelele vechi de motoare pentru autoturisme.

Dispunerea arborelui cu came în chiulasă oferă avantajul reducerii numărului decomponente al mecanismului de distribuţie ( nu mai sunt necesare tijele împingătoare), are unzgomot mult mai redus în timpul funcţionării şi asigură o antrenare elastică a mecanismului dedistribuţie, în cazul folosirii curelelor dinţate elastice. Un dezavantaj al acestui tip de angrenareeste necesitatea schimbării după perioade riguroase de timp a curelei de distribuţie.

De regulă antenarea arborelui cu came se face de la partea opusă a volantului deoareceaceasta permite montarea unei roţi dinţate conducătoare mai mici. La unele motoare în doi timpicu roţi dinţate conducătoare de dimensiuni mari se poate folosi antrenarea din partea volantei care

prezintă avantajul că fazele de distribuţie nu sunt influenţate de oscilaţiile torsionale, acestea fiindabsorbite de către volant.

Pentru îmbunătăţirea coeficientlui de umplere al cilindrului se pot folosi mai multe

supape pe cilindru ca în figura 13.1. La aceste construcţii însă se pun probleme la antrenareaarborilor cu came în cazul acţionării directe. O metodă foarte simplă de a asigura antrenarea unei

Fig.13.1. Îmbunătăţirea coeficientului deumplere folosind mai multe supape pe

cilindru.Fig.13.2. Soluţie compactă de antrenare a doi

arbori cu came dispuşi în cap.





213

Diametrul d c trebuie să fie între anumite limite, respectiv:d Dc ( , , )050 054 (13.2)

unde: D-alezajul cilindrului.Raza de racordare a capului supapei cu tija se recomandă să fie:

r d c c ( , , )016 0 25 (13.3)Diametrul tijei d se alege după mărimea forţelor laterale la care este solicitată tija. În

cazul acţionării prin tachet, caz în care nu apar forţe laterale, se recomandă:d d c ( , .. ,25)016 0 (13.4)

În cazul acţionării directe de la camă, (distribuţie în cap), grosimea tijei se măreşte astfel:d d c ( , , )0 30 0 40 (13.5)

Lungimea tijei depinde de dispunerea supapelor şi variază în limite largi, funcţie demărimea arcurilor, de lungimea bucşelor de ghidare, etc.. În general se recomandă:

l d c ( , , )2 5 3 5 (13.6)Scaunul supapei se recomandă să aibă o grosime radială de (0,08…0,15) d c şi o înălţime

de (0,18…0,25) d c şi se montează cu o strângere de (0,0015…0,0035) din diametrul său exterior.

Bucşele de ghidare au grosimi de perete între (2,5…4,0)mm şi lungimi de (1,75…2,50) d c, în funcţie de lungimea tijei supapei.

Arcurile se fac din sârmă de oţel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)mm diametru şi semontează uneori câte două pentru a reduce înălţimea chiulasei. La motoarele de turaţii foarteridicate se pot folosi în locul arcurilor două came alăturate, una pentru deschiderea supapei şicealaltă pentru închiderea ei.

Arborele cu came se sprijină pe trei fusuri. În cazul amplasării lui în interiorul bloculuimotor trebuie avut în vedere ca razele fusurilor să fie mai mari decât raza maximă a camei iar

pentru uşurarea montării acestea trebuie să aibă dimensiuni descrescătoare de la un capăt lacelălalt. În cazul amplasării lor în chiulasă nu mai trebuiesc respectate aceste considerente darfusurile trebuie să reziste solicitărilor complexe care apar în timpul funcţionării mecanismului dedistribuţie.

La motoarele cu cilindrii dispuşi în V, când supapele ambelor rânduri de cilindri suntacţionate de un singur arbore cu came, dispus în carter deasupra arborelui cotit, la calcululunghiului de dispunere al camelor trebuie să se ia în considerare şi unghiul dintre axele tacheţilordacă acesta este diferit de unghiul dintre axele cilindrilor. Unghiul dintre vârfurile camelor va fi înacest caz:

T 2

(13.7)

Fig. 13.5. Secţiune printr-un tachet hidraulic.Fig.13.6. Jocul dintre tijă şi tachet prinfolosirea razelor diferite de racordare.





215

13.2. Alegerea fazelor de distribuţie.

Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse şi a unei umpleri cât mai bune a cilindruluicu gaze proaspete, respectiv obţinerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt directdependente de fazele de distribuţie.

Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a seconsuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse şi a se pierde cât mai puţin lucrumecanic de destindere a gazelor.

Închiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o întârziere optimă pentru a sefructifica la maxim efectul inerţiei coloanei de gaze până ce acesta este anulat de depresiuneaformată în cilindru.

Deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea uneicantităţi cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice câtmai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie şi în final o umplere cât maicompletă a cilindrului cu gaze.

Închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întârziere încât să se

utilizeze la maxim, în folosul umplerii, efectul inerţional al coloanei de gaze proaspete.Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere şi

închidere a supapelor pentru fiecare regim de funcţionare (turaţie, sarcină). Valorile medii aleacestor unghiuri, pentru motoare în 4 timpi, sunt date în tabelul 13.1 iar pentru motoarele în 2timpi în tabelul 13.2.

Tabelul 13.1.Admisie Evacuare

Tipul MotoruluiAvans la

deschidere faţăde PMI grade

RAC

Întârzierea laînchidere faţăde PME grade

RAC

Avans ladeschidere faţăde PME grade

RAC

Întârzierea laînchidere faţăde PMI grade

RACM.A.S. 10…14 20…45 30…50 10…35M.A.C. 10…30 45…70 45…70 10…30

Motoare cu gaze 30…35 40…50 40…45 25…35

Tabelul 13.2.Tipul

MotoruluiOrganul de distribuţie Deschiderea înainte

de PME grade RACÎnchiderea dupăPME grade RAC

Evacuare prin lumini 50…65 50…65M.A.C. Evacuare prin supape 80…90 55…65

Admisie prin lumini 30…50 30…50Evacuare prin lumini 65 65

M.A.S. Admisie prin lumini 50 50Admisie în carter 70 faţă de PMI 70 faţă de PMI

O reprezentare sugestivă a fazelor de distribuţie pentru motorul în 4 timpi este prezentatăîn fig.13.8..

13.3. Parametrii principali ai mecanismului de distribuţie.

În acest subcapitol vom determina ariile necesare de curgere pentru gaze astfel încât săavem o umplere cât mai completă a cilindrului.

Canalele de admisie şi evacuare se construiesc cu secţiuni cât mai mari pentru a se



216

micşora pierderile gazodinamice. Diametrul canalului de admisie se face cu (10..20)% mai maredecât cel al canalului de evacuare şi aria secţiunii sale de trecere este de (15..20)% din aria

pistonului.Aria secţiunilor de trecere a canalelor se verifică în primă aproximaţie la o viteză medie a

gazelor în ipoteza că pistonul se deplasează cu viteză constantă, supapele nu există, iar gazele suntincompresibile. Pe baza ecuaţiei de continuitate rezultă următoarele expresii ale vitezelorconvenţionale:

-pentru canalul de admisie:

V V A

i AV

D

i d a p

p

a ca p

a ca

2

2 (13.9)

-pentru canalul de evacuare :

V V A

i AV

D

i d e p

p

e ce

p

e ce

2

2 (13.10)

unde: V' a, V' e -vitezele convenţionale în canalele de admisie, respectiv de evacuare;V p-viteza medie a pistonului;ia, ie-numărul supapelor de admisie, respectiv de evacuare;

Aca, Ace-aria secţiunii de trecere a canalului de admisie, respectiv de evacuare;d ca, d ce-diametrele canalelor de admisie, respectiv de evacuare;

A p, D-aria capului pistonului, respectiv diametrul pistonului.Se recomandă următoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime:

V a ( )40 80 m/s V e ( )70 100 m/s

Înăţimea ridicării supapei este limitată de condiţiile egalităţii ariei de trecere pe subsupapă, la deschiderea completă a acesteia, cu aria secţiunii canalului înainte de supapă. Ariasecţiunii de trecere pe sub supapă se calculează după schema din fig.13.9. de unde rezultă :

h d hc ( cos sin cos )2 (13.11)

Înălţimea maximă de ridicare hmax se verifică printr-o viteză medie convenţională agazelor, calculată în ipoteza că supapa rămâne tot timpul complet deschisă, iar aria secţiunii de

trecere devine: h d hcmax max max( cos sin cos ) 2 (13.12)

Vitezele convenţionale vor fi:

dc

d

dl

h

l

h '

Fig.13.9. Schema pentru calculul secţiunii de

trecere.

Fig.13.8. Diagrama fazelor de distribuţie la

motorul în 4 timpi.



217

-pentru supapa de admisie:

V V A

i Aa p

p

a amax

(13.13)

-pentru supapa de evacuare:

V V A

i Ae p

p

e emax

(13.14)

Limite mai restrânse se prevăd pentru supapa de admisie, viteza recomandată fiindV a 70 90 m/s. Se recomandă pentru înălţimea maximă a ridicării supapei următoarele valori:

h d cmax ( , , ) 018 0 30 .

Aria reală a secţiunii de trecere la o supapă de diametru şi unghi date, variază cuînălţimea de ridicare, care la rândul ei depinde de fazele de distribuţie şi de profilul camei. Odatăcu mărirea fazelor de distribuţie creşte înălţimea medie de ridicare a supapei. Profilul cameidetermină legea de ridicare a supapei în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui de distribuţie,astfel afectând caracteristica de debit a supapei măsurată prin crono-secţiune, adică:

A dt t

t

1

2

unde: t 1, t 2-timpii de început şi sfârşit ai procesului de admisie sau evacuare.Volumul de gaze ce trece prin supapă fiind V h crono-secţiunea reală se poate verifica

printr-o viteză medie a curentului şi anume:

V

V

i A dt

V A t t

i A dt

V A

i Aa

h

a a

t

t p

p

a a

t

t p

p

a med

1

2

1

2

2 1( ) (13.15)

unde:

A dt

t t a

a

t

t

med

1

2

2 1

.

Viteza V a variază în limite largi, respectiv pentru M.A.S. V a =(90…150)m/s iar pentru

M.A.C. se recomandă V a =(80…110)m/s.

Crono-secţiunea pentru supapa de evacuare la motoarele în patru timpi nu se verifică deobicei iar profilul camei se alege la fel ca la supapa de admisie. Determinarea numerică a crono-secţiunii se poate face prin calculul secţiunii Aa în funcţie de timp, care se poate determinaanalitic sau de pe curba de ridicare a supapei în funcţie de unghiul de rotaţie al camei.

13.4. Calculul cinematic şi dinamic al mecanismului dedistribuţie.

Calculul cinematic al mecanismului de distribuţie presupune determinarea profiluluicamei folosită pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variaţie a ridicării,vitezei şi acceleraţiei tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic şi de rezistenţă al

pieselor ce compun mecanismul de distribuţie. După modul de variaţie al acceleraţiei tachetuluicamele pot fi "cu şoc", atunci când variaţia acceleraţiei prezintă puncte de discontinuitate, şi "fărăşoc" atunci când aceasta nu are nici un punct de discontinuitate. Un punct de discontinuitate pecurba de variaţie a acceleraţiei înseamnă din punct de vedere practic un şoc foarte mare în

funcţionarea mecanismului de distribuţie. Din acest motiv la motoarele de turaţie ridicată şi totmai des la cele nou proiectate se folosesc came "fără şoc" al căror curbe de variaţie a acceleraţieinu prezintă discontinuităţi şi deci nu vor genera şocuri mari în funcţionare.



218

Camele "fără şoc" sau cu variaţie continuă a acceleraţiei se profilează după diferitemetode cum sunt: metoda Kurz, metoda Dulley, metoda sinusoidală, metoda parabolică, etc.

Datele iniţiale de proiectare pentru profilarea camei sunt înălţimea maximă de deschiderea supapei hmax, în mm, şi durata deschiderii supapei , în 0RAC. Dacă este folosit un mecanism deantrenare cu pârghie (culbutor) de la tachet la supapă, din înălţimea maximă de ridicare a supapei

se deduce înălţimea ridicării tachetului h h

l

l T

T

S max max

altfel h hT max max

.

Durata deschiderii supapei serveşte la determinarea unghiului de acţiune al camei carese calculează după relaţiile din tabelul 13.3.

Tabelul 13. 3.Tipul motorului 2 Timpi 4 Timpi

2

În paragrafele următoare sunt prezentate modalităţile de calcul pentru diferite profile decamă.

13.4.1. Profilul din arce de cerc.

A) Construirea profilului camei din arce de cercModul de construire al profilului camei din arce de cerc este prezentat în figura 13.10.

Raza r 0 determină cercul de bază al camei şi se stabileşte din condiţia obţinerii unei rigidităţisuficiente a arborelui de distribuţie. Ca valori pentru proiectare se pot lua:

r hT 0 15 2 0 ( , , )max

13.16.

În prelungirea unuia dintre diametrele cercurilor de bază, luat ca axă de simetrie a camei,

se adaugă înălţimea maximă de ridicare a tachetului. Folosind unghiurile 2 se determină

punctele A şi A' din care se măsoară razele r 1 şi se stabilesc centrele O1 ale cercurilorcorespunzătoare. Din punctul C se măsoară raza r 2 determinând centrul O2.

Arcele de cerc de rază r 1 se racordează la arcul de rază r 2 în punctele B şi B' . Pentruasigurerea jocului necesar dilatărilor, din cercul O se trasează un cerc de rază r r c 0 ( unde

este mărimea jocului ) şi se racordează acest cerc la arcele de rază r 1 prin arce de spirală sau

Fig.13.10. Construirea profilului camei în arcede cerc.

Fig.13.11. Schema de calcul pentrudeplasarea tachetului la cama in arce de cerc.



219

parabolă. Racordarea corectă a arcelor de rază r 0, r 1 şi r 2 necesită respectarea unor anumiterapoarte între ele în funcţie de şi hT max

date. Astfel r hT 1 10 18 ( )max

, r 2 trebuie să fie mai mare

de 2 mm iar valoarea sa maximă este limitată din condiţia r r h2 0max max care permite obţinerea

unor dimensiuni minime ale arcului.Razele respective se pot calcula şi folosind formulele următoare:

r D r r D r

r r D1

202

22

0

0 2

22

22

cos( )

( cos( ))

(13.17)

r

r h r r r r h r r

r h r r r

T T

T

2

0

2 2

1 0

2

1

2

0 1 0

0 1 0 1

22

22

( ) ( ) ( ) ( ) cos( )

[ ( ) cos( ) ]

max max

max

(13.18)

unde: D r h r T 0 2max

B) Calculul cinematic al tachetului.

Spaţiul h parcurs de tachet sub acţiunea unei came din arce de cerc se calculează pe porţiuni în funcţie de raza cercului cu care tachetul se află în contact ( r 1 sau r 2 ), folosindu-sedatele din fig.13.11. Prima porţiune de calcul corespunde arcului AB, respectiv unghiului lacentru O1 max . Pentru un unghi oarecare ridicarea tachetului va fi:

h r r T 1 1 0 1 ( ) ( cos( )) (13.19)

Unghiul maxim al primei porţiuni este determinat de relaţia:

sin( ) sin( )max

2 1 2

D

r r (13.20)

Deplasarea tachetului pe a doua porţiune, respectiv pe arcul de rază r 2, se determinămăsurând unghiul de rotire a camei de rază OC, considerând rotirea camei în sens invers.

Pentru un unghi oarecare , spaţiul parcurs de tachet este:h h DT T 2

1 max

( cos( )) (13.21)

unde unghiul

max max 2

(13.22)

Fig.13.13. Variaţia grafică a parametrilor h, V , j pentru cama în arce de cerc.

O

O'

a

b

B B '

Fig.13.12. Modul de calcul a razei minime a

tachetului.



220

Raza minimă a talerului tachetului se determină din condiţia ca în poziţie extremă camasă vină în contact cu tachetul pe toată lăţimea fig.13.12.

Dacă cama este dezaxată longitudinal fată de axa tachetului cu distanţa a, raza minimă atalerului este:

r O B ab

T min( ) 2 2

2 (13.23)

unde

O Br r

r r D1 0

1 2 2sin( )

Relaţiile de calcul ale vitezelor, acceleraţiilor precum şi a acceleraţiilor maxime sunt prezentate în tabelul 13.4.

Tabelul 13.4.Viteza Acceleraţia Acceleraţia maximă

Prima porţiune V r r T k 1 0 1 ( ) sin r r T k 1

2

1 0 ( ) cos

r r T k 1

2

1 0max

( )

A doua porţiune V DT k 2 sin DT k 2

2 cos DT k 2

2

max

În cazul folosirii unui mecanism de distribuţie cu culbutori, înălţimea de ridicare, viteza şiacceleraţia, în cazul neglijării deformaţiilor elastice care apar în mecanism, pentru supapă vor fi:

h hl

l V V

l

l j j

l

l T

S

T

T S

T

T S

T

; ; . Reprezentarea grafică a parametrilor h, V şi j este dată

în fig.13.13.

13.4.2. Profilul camei fără şoc polinomial.

Metoda polinomială W. Dulley consideră pentru fiecare porţiune a camei o variaţie aacceleraţiei de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresiiaritmetice. Astfel pentru calculul cinematic al tachetului se folosesc următoarele relaţii:

h h C T i

i

i p q r s

max

, , , ,

12

(13.24)

V h i C T

k

i

i

i p q r s

max

, , , ,

1

2 (13.25)

h i i C T k

i

i

i p q r s

max

( ), , , ,

2 2

2

1 (13.26)

unde: p,q,r , s sunt exponenţi succesivi determinaţi în progresie aritmetică de raţie p-2; este unghiul curent al camei considerat de la vârful acesteia; este unghiul total al profilului camei;C C C C C p q r s2 , , , , sunt constante ce se determină din condiţiile iniţiale. Aceştia au

următoarele expresii:

C p q r s

p q r s2

2 2 2 2

( ) ( ) ( ) ( ) 13.27)



221

C q r s

p q p r p s p p

2

2( ) ( ) ( ) ( ) (13.28)

C p r s

q q p r q s q

q

2

2( ) ( ) ( ) ( )

(13.29)

C p q s

r r p r q s r r

2

2( ) ( ) ( ) ( )

C p q r

s s p s q s r s

2

2( ) ( ) ( ) ( )

Variaţia grafică a mărimilor h, V

şi j pentru diferite valori ale raţiilor progresiei aritmetice este prezentată în

figura 13.14.La motoarele cu turaţii ridicate seobţin rezultate mai bune folosind p câtmai mare. De asemenea p trebuie să fieun număr par.

13.4.3. Profilul camei fărăşoc Kurz.

Pentru determinarea cinematicii

camelor după metoda Kurz se impune pentru legea acceleraţiei următoareaformă: sfert de cosinusoidă, jumătate de

-10,00

-5,00

0,00

5,00

10,00

15,00

20,00

25,00

-60 -50 -40 -30 -20 -10 0

alfa raportat la vârful camei

m m , m / s 2

-20,00

0,00

20,00

40,00

60,00

80,00

100,00

120,00

140,00

160,00

180,00

200,00

mm / s

h (p-2=4)

h (p-2=8)h (p-2=12)

j (p-2=4)

j (p-2=8)

j (p-2=12)

V (p-2=4)

V (p-2=8)

V (p-2=12)

Fig. 13.14. Variaţia grafică a parametrilor h, V , j pentru cama polimomială

Fig.13.15. Variaţia grafică a parametrilor h, V , j pentru cama Kurtz





223

3

12 231

0

22

32

C C i

i

( )

c)Coeficienţii ce fac parte din aceste ecuaţii se găsesc din condiţiile de capăt puse la

integrare:

C K S K H K K

f T 11

1 0 2

1 2 12

(13.34)

C C S f 12 11 01 ( )

(13.35)

C C k 21 32 3 (13.36)

C C k 22 32 1 (13.37)

C C z

31 32

3

2

1

6

(13.38)

C C S

K

f

32

11 0

2

2

(13.39)

C C k 33 32 2 (13.40)unde:

K k k k 1 1 2 3 2 (13.41)

K k z 2 324

(13.42)

unde:a

a

f

f

2

3

0 625, (13.43)

k z 12

2

8 (13.44)

k z

2 3

25

6

(13.45)

k z

3 3

4 2

3

(13.46)

S H f 0 0

02

(13.47)

În toate aceste relaţii unghiurile se introduc în radiani altfel rezultatele calculului vor fieronate.

Legile de mişcare obţinute din relaţiile de mai sus sunt corecte pentru tachet. Pentrusupapă ele sunt corecte doar dacă se consideră mecanismul de antrenare de la camă la supapă caun mecanism rigid. În realitate, acesta este un sistem elastic, cu mai multe mase, rigidităţi şifrecvenţe proprii de oscilaţie. Din acest motiv ridicarea supapei nu se "suprapune" perfect pesteridicarea tachetului.

Utilizarea legilor "fără şoc" necesită un volum de calcul foarte mare care implică folosireaunui calculator electronic. Datorită răspândirii calculatoarelor personale de tip IBM PC esterecomandabilă folosirea unui program de tip "SpreadSheet", fişă de calcul, care nu necesităcunoştinţe laborioase de programare pentru executarea rapidă a calculelor. Dacă se doreşte şioptimizarea rezultatelor atunci este recomandabil să se lucreze folosind parametri de calcul.

Astfel pentru cama polinomială ca parametri de calcul pot fi consideraţi: H T max - înălţimea maximă de ridicare a tachetului;

n - turaţia motorului;



224

- unghiul total al profilului camei; I - raţia progresiei aritmetice pentru

calculul coeficienţilor; Pas - pasul de calcul pentru mărimile

cinematice.Pentru calculul cinematicii tachetului

prin metoda Kurz mai sunt necesareurmătoarele date:

H 0 - înălţimea de preluare a joculuide pe partea tachetului;

0 1 2 3, , , - unghiurile cedelimitează zonele în cadrul legilorcinematice.

Pentru exemplele din îndrumar a fostfolosit programul EXCEL versiunea 5.0 subWINDOWS. Există şi alte programe

asemănătoare care rulează sub DOS cumsunt WORKS-ul şi LOTUS-ul.Pentru determinarea profilului camei, având determinată legea de ridicare a tachetului se

poate folosi metoda grafică de trasare a profilului camei ca înfăşurătoare a poziţiilor succesive aletachetului, considerând cama fixă şi tachetul în mişcare, ca în figura 13.16. sau se poatedetermina pe cale analitică folosind un program mai laborios de calcul care intersectează dreaptagenerată de talpa tachetului, pentru fiecare poziţie de ridicare, cu toate razele posibile ale camei şise reţine cea mai mică. Această din urmă metodă necesită cunoştinte mai profunde de programareşi geometrie analitică, dar este la fel de corectă ca şi prima şi prezintă avantajul că odată pusă la

punct se pot trasa profile de camă mult mai rapid decât folosind metoda grafo-analitică.

13.4.4. Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului dedistribuţie.

Pentru calculul forţelor de inerţie ce intervin în mecanismul de distribuţie, masele tuturorelementelor aflate în mişcare se înlocuiesc printr-o masă redusă md

dispusă pe axa supapei. Înacest caz forţa de inerţie care acţionează la supapă va fi:

F m j j d (13.48)

unde j este acceleraţia supapei.La sistemele fără culbutori masa md se obţine prin însumarea maselor supapei, m s, a

talerului pentru arc, mt , a tachetului , mT , şi masa redusă a arcului. Pentru calculul masei reduse aarcului se scrie bilanţul energiilor cinetice a masei reale a arcului şi a masei reduse r care semişcă cu viteza supapei, V s. Pentru proiectare se recomandă:

r r m 1

3 (13.49)

unde mr -masa arcului.Astfel masa redusă a întregului mecanism este:

m m m m md s t T r 1

3 (13.50)

La sistemele cu culbutori masa tachetului se înlocuieşte cu o masă redusă care se mişcăîmpreună cu supapa, respectiv:

T T T

s

ml

l

2

(13.51)

Fig.13.16. Construcţia grafo-analitică a camei.



225

Pentru tija împingătoare masa redusă va fi:

tija tijaT

s

ml

l

2

(13.52)

Pentru culbutor masa redusă va fi:

C C

s

I i

l

2 (13.53)

unde I C - momentul de inerţie al culbutorului în raport cu axa sa de rotaţie.i - raportul de transmitere al culbutorului.

Masa redusă pentru un astfel de mecanism de distribuţie va fi:

m m m m I i

l m m

l

l d s t r C

s

tija T T

s

1

3 2

2

( ) (13.54)

La calcule prealabile când masa elementelor distribuţiei nu se cunoaşte, masa redusă sealege în raport cu secţiunea de trecere a canalului în care se montează supapa AC , respectiv:

m m Ad d C (13.55)

unde m' d - masa constructivă redusă a mecanismului de distribuţie.Se recomandă: md ( )20 30 [g/cm2] pentru mecanisme cu acţionare directă,

md ( )40 60 [g/cm2] pentru mecanisme cu tachet, tijă şi culbutori.

13.4.5. Calculul arcurilor de supapă.

Alegerea caracteristicii arculuiArcul trebuie să menţină supapa închisă şi să asigure legătura cinematică între ea şi camă

când forţele de inerţie tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face faţă acestor

cerinţe trebuie ca forţa arcului F r să fie mai mare decât forţa de inerţie F j a mecanismului dată deacceleraţiile negative, la orice regim posibil de turaţii, respectiv: F K F r j (13.56)

unde K - coeficient de rezervă care ia în considerare supraturaţiile sau vibraţiilearcului sub acţiunea cărora forţa F r poate varia în limitele foarte largi; se recomandă K =1,6..2,0.

Forţa arcului va fi minimă dacă, pentru întreaga perioadă de mişcare a supapei cuacceleraţie negativă, coeficientul K , de rezervă, va rămâne constant, asigurat de o caracteristicăcorespunzătoare a arcului. Aceasta nu este posibil la camele fără şoc deoarece la acesteaacceleraţiile negative sunt aproximativ constante în timp ce săgeata arcului variază apreciabil. Înacest caz trebuie să se asigure rezerva necesară forţei arcului la săgeata corespunzătoare

începutului perioadei cu acceleraţie negativă. Caracteristica arcului se alege din condiţia obţineriiunei rigidităţi acceptabile şi cea a forţei maxime necesare. Pentru a obţine o forţă maximă dată

F r max, cele mai mici dimensiuni se obţin când raportul săgeţilor maxime şi minime

f

f

max

min

2 .

Acest raport pentru motoarele actuale este între limitele (1,6…3,2).Forţa minimă a arcului F 0 trebuie verificată la forţa de deschidere a supapei la

depresiunea maximă din cilindru. La motoarele cu carburator, la mersul încet în gol, diferenţa de presiune între conducta de evacuare şi cilindru p p pev a1 poate atinge uneori valori până la

0,9daN/cm2. Această depresiune se manifestă printr-o forţă a gazelor care tinde să deschidăsupapa de evacuare, respectiv:

F d p p g ce

ev aev

2

4( ) (13.57)

Prin caracteristica arcului trebuie să se satisfacă inegalitatea F F g ev0



226

La motoarele supraalimentate asupra supapei de admisie acţionează, în timpul evacuării,următoarea diferenţă de presiune:

p p p s r 2 (13.58)

unde p s - presiunea de supraalimentare; pr - presiunea în cilindru în timpul evacuării (1,1…1,2)daN/cm2.

Forţa care tinde să dschidă supapa de admisie este:

F d

p p gaca

s r 2

4( ) (13.59)

Caracteristica arcului trebuie să îndeplinească în cazul motoarelor supraalimentatecondiţia F F ga0 .

Calculul dimensiunilor arculuiPrin proiectare se stabilesc următorii parametri constructivi ai arcurilor:- diametrul mediu al arcului Dr ;- diametru sârmei d ;- numărul de spire i;- pasul spirelor t .Diametrul mediu se alege din condiţia de compactitate a grupei supapei şi este în general:

D d r ca ( , , )0 8 0 9 Arcurile supapelor de admisie şi evacuare se fac constructiv la fel deşi masele supapelor

sunt diferite. La calculul arcului se consideră că forţa F r este dispusă pe axa arcului şi solicităspirele la torsiune cu momentul:

F D

r r

2 (13.60)

iar eforul unitar de torsiune va fi:

83

F D

d

r r (13.61)

unde - coeficient ce depinde de raportul diametrelor D

d

r şi ia în considerare

concentraţia tensiunilor la interiorul spirelor. Pentru unghiuri ale spirelor mai mici de 10 grade,cum sunt arcurile de supapă, coeficientul se poate calcula cu relaţia:

D

d D

d

r

r

0 5

0 75

,

,

(13.62)

Pentru un raport D

d

r =6…8, care are cea mai mare răspândire la arcurile de supapă rezultă

=1,24…1,17, iar pentru calcule acoperitoare, aproximative =2.Diametrul sârmei se poate deduce astfel:

d F Dr r

83

max (13.63)

Rezistenţele admisibile pentru oţelurile de arcuri sunt: ( )3500 6000 [daN/cm2]Diametrul calculat astfel se rotunjeşte la diametrul standardizat cel mai apropiat, după

care se determină precis raportul D

d

r şi coeficientul şi se verifică arcul la oboseală.

Tensiunile maximă şi minimă se obţin pentru forţele F r max (la deschiderea completă asupapei) şi F 0 (la închiderea supapei).

Coeficientul de siguranţă trebuie să fie n =(1,2…2,0).



227

Numărul de spire active i se detrmină după săgeata maximă f hmax max 0 astfel:

iG d f

F Dr

r r

4

8

max

max

sau

iG d f

Dr

r

max

max

(13.64)

unde G ( , , )0 80 0 83 106 [daN/cm2]- modulul de elasticitate transversal.

Numărul spirelor active este în general ir = (3,5…8,0). Numărul total de spire se adoptă după relaţia i = ir + (2…3).Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele arcului să

rămână un joc min ( , , ) 05 0 9 [mm]. La arcurile motoarelor rapide se recomandă jocuri maimici pentru a se diminua vibraţiile lor.

Pasul spirelor pentru arcul în starea liberă :

t d f

ir

maxmin (13.65)

Lungimea arcului la deschiderea completă a supapei va fi:l i d ir min min (13.66)

Lungimea arcului la închiderea supapei rezultă:l l h0 min max (13.67)

Lungimea arcului în stare liberă devine:l l f l f l min max 0 0 (13.68)

La motoarele cu supape în cap se prevăd uneori câte două arcuri la o supapă. La o astfelde construcţie diametrele arcului interior Dri şi exterior Dre trebuie alese în aşa fel încât să seasigure un joc radial de cel puţin 1 mm atât între arcuri, cât şi între arcul interior şi bucşa de

ghidare a supapei. Dacă notăm diametrul bucşei cu d b, diametrele sârmei pentru arcul interior d i şi pentru arcul exterior d e, se obţin condiţiile ce trebuie respectate: D d d ri b i 2 [mm] (13.69) D D d d mmre ri i e 2 [mm] (13.70)

Sarcina se distribuie între cele două arcuri astfel: F F ri r ( , , )0 35 0 50 (13.71) F F re r ( , , )050 0 65 (13.72)

Rigidităţile şi săgeţile de prestrângere ale fiecărui arc se aleg din consideraţii constructive,însă astfel încât caracteristica sumară a ambelor arcuri să asigure valorile necesare ale forţelor F 0 şi F r max

.

După determinarea dimensiunilor arcurilor, acestea trebuie să se verifice la rezonanţă.Oscilaţiile arcurilor nu devin periculoase decât în cazul când raportul dintre frecvenţa proprieinferioară de oscilaţie a arcurilor n1e şi frecvenţa de lucru, adică turaţia arborelui de distribuţie nk ,este mai mic decât 10.

Frecvenţa proprie de oscilaţie este dată de următoarea relaţie:

nd

i D

Ge

r r

1 2

30 981

2

(13.73)

unde 7 85 10 3

3,

kg

cm densitatea materialului arcului.

Dacă nu este satisfăcută inegaliatea

n

n

e

k

1

10 , trebuie să se prevadă arcuri cu pas variabil

sau arcuri conice.



228

13.4.6. Calculul de rezistenţă al pieselor mecanismului de distribuţie.

Calculul arborelui de distribuţieForţa maximă care solicită arborele de distribuţie este transmisă de la supapa de evacuare

la începutul perioadei sale de deschidere. Această forţă se compune din forţa arcurilor F r redusăla tachet, forţa de inerţie la începutul deschiderii F jmax

şi forţa gazelor F g care acţionează din

cilindru asupra supapei, toate reduse la tachet.Pentru camele în arce de cerc forţa de inerţie F j

1

şi forţa totală la tachet F T au valoarea

maximă la începutul deschiderii supapei. La camele cu profil ce asigură o acceleraţie continuă, laînceputul deschiderii supapei forţa de inerţie este nulă şi forţa totală F T are valoare maximă

pentru poziţia camei corespunzătoare acceleraţiei maxime pozitive a supapei.

Forţa maximă de inerţie va fi: F m j j d 1 1

max max (13.74)

Forţa gazelor se calculează pentru diferenţa de presiune care acţionează asupra supapei:

F d

p p g e

e

2

4( ) (13.75)

unde d e - diametrul exterior al supapei de evacuare; p - presiunea din cilindru pentru poziţia dată a camei; pe - presiunea în conducta de evacuare.

Presiunea p se poate lua pentru calcule prealabile în limitele (4…7)daN/cm2, iar pentrucalcule de verificare se determină de pe diagrama indicată.

Forţa sumară care acţionează pe camă este:

F F F F l

l T r j g

s

T

( )max

(13.76)

Eforturile unitare de strivire pe suprafeţele de lucru ale camei tachetului se calculează cuurmătoarele formule:

-pentru tachet plan

0 418,

F E

b r

T (13.77)

-pentru tachet cu rolă

0 418 1 1, ( ) F E b r r

T

r

(13.78)

unde b - lăţimea camei;

Fig.13.17. Schema de calcul a săgeţii de încovoiere a arborelui cu came.



229

r - raza de curbură a profilului camei în punctul de tangenţă cu tachetul;r r - raza rolei tachetului.

Efortul unitar de strivire pe vârful camei se determină pentru diferenţa dintre forţa arcului F r şi forţa de inerţie la acceleraţia maximă negativă F j

2

, rezultantă, redusă la tachet, adică:

F F F l

l T r j

s

T

( )max2 (13.79)

Rezistenţele admisibile la strivire sunt ( )6000 12000

daN

cm2

Săgeata de încovoiere se determină deoarece arborele trebuie să fie suficient de rigid

pentru ca încovoierea să nu manifeste influenţe esenţiale asupra funcţionării mecanismului dedistribuţie. Schema de calcul este prezentată în figura 13.17. Săgeata de încovoiere se determinăcu relaţia următoare:

F l l

E l d

T

6 8

11

2

1

2

4 4,

( )

( ) (13.80)

Se admit săgeţi f = ( 0,05…0,10 ) [mm].Solicitarea de torsiune de la fiecare camă, atinge de obicei valoarea maximă la sfârşitul

primei perioade de ridicare a supape, când punctul de tangenţă este cel mai îndepărtat de axatachetului. Schema de calcul este prezentată în figura 13.18. Relaţia cu care se poatre calculamomentul maxim pentru o camă este:

F F l

l OBr j s

T

max ( ) max 1 1 (13.81)

La determinarea momentului maxim de torsiune pentru întregul arbore M max trebuiesc

însumate momentele care acţionează în aceleşi timp la toate camele. Pentru aceasta seconstruieşte curba de variaţie a momentului de torsiune pentru o camă iar apoi se decaleazăconform ordinii de aprindere această variaţie pe lungimea arborelui cu came şi se calculează

M max .

Eforturile unitare de torsiune se calculează astfel:

16

13

4

4

M

d d

max

( )

(13.82)

Fig.13.18. Schema de calcul atachetului pentru verificarea

presiunii specifice.





231



231

14. PROIECTAREA INSTALAŢIEI DE RĂCIRE

14.1 Principii de proiectare a instalaţiei de răcire cu lichid

Instalaţia de răcire are rolul de a prelua, transporta şi transmite mediului înconjurător o parte din căldura dezvoltată în cilindrii motorului pentru a menţine un regim termic optim a pieselor motorului. Performanţele de durabilitate ale motorului sunt influenţate de oscilaţiileregimului termic al pieselor mecanismului motor faţă de valoarea optimă. Astfel, la temperaturiscăzute ale pereţilor camerei de ardere şi cilindrilor combustibilul poate condensa şi spăla peliculade ulei accentuând procesele de uzură; la temperaturi ridicate rezistenţa mecanică a piselor sediminuează, în plus pelicula de ulei poate fi distrusă prin ardere şi dacă se asociază şi cu creştereadilatării pieselor se poate ajunge la gripajul cuplei cinematice, cilindru-piston.

La proiectarea instalaţiei de răcire la MAS, se adoptă acele soluţii constructive prin care se poate menţine o temperatură relativ constantă cămăşilor de cilindru pentru a asigura o funcţionarecorectă a grupului cămaşă-segment-piston. Intensitatea răcirii chiulasei se stabileşte din condiţiaasigurării unui coeficient de umplere ridicat şi a unor pierderi minime prin răcire. Performanţele de

putere şi economicitate sunt mai bune la motoarele la care se asigură intensităţi de răcire mairidicate ale chiulasei în raport cu cilindrul, de asemenea apare şi o diminuare a nivelului unor

Fig.14.1. Schema instalaţiei de răcire deschisă a) circuitul scurt deschis; b) circuitul scurtînchis



232

componente nocive din gazele de evacuare.La proiectarea instalaţiei de răcire la MAC, intensitatea răcirii chiulasei se stabileşte din

condiţiile de rezistenţă a materialelor camerei de ardere şi supapelor, precum şi pentru a se asiguraungerea tijelor supapelor. Intensitatea răcirii cilindrilor se stabileşte din condiţia asigurării unei

bune ungeri a grupului cilindru-segment-piston, deoarece este de preferat ca pereţii cilindrilor săfie menţinuţi la un regim termic mai ridicat pentru a se asigura formarea amestecului aer-

combustibil la diferitele regimuri de funcţionare ale motorului.Indiferent de tipul motorului instalaţia de răcire trebuie să răspundă următoarelor cerinţe:a) Să asigure desfăşurarea proceselor de schimb de gaze cu pierderi minime;

b) La toate regimurile de funcţionare ale motorului şi condiţiile climaterice şi de drum săasigure un regim termic optim;

c) Consum mic de putere pentru antrenarea diverselor elemente;d) Siguranţă şi durabilitate în funcţionare;e) Construcţie simplă cu dimensiuni de gabarit cât mai reduse;Instalaţia de răcire cu lichid trebuie să valorifice fenomenele naturale care însoţesc

procesul de evacuare a căldurii. Sensul circulaţiei forţate a lichidului de răcire trebuie ales în aşa

fel încât să nu se opună circulaţiei acestuia prin termosifon. Circulaţia lichidului nu trebuie săîmpiedice deplasarea ascendentă a bulelor de vapori sau de aer datorate aspiraţiei lui prinneetanşeităţi.

Traseele de curgere a lichidului nu trebuie să permită formarea de pungi de vapori şi de aerîn cămăşile de răcire din bloc, chiulasă, racorduri, carcasa pompei, deoarece poate producedezamorsarea circuitului provocând în cazul blocului şi chiulasei supraîncălziri locale, urmate deuzuri, fisuri şi perturbări ale proceselor din cilindri.

Instalaţia de răcire trebuie concepută în aşa fel încât să poată fi golită în totalitate de lichid.Amplasarea circuitului de alimentare a pompei de lichid trebuie să asigure preluarea

lichidului răcit (de la partea inferioară a radiatorului) pentru a se evita aspirarea vaporilor produşiîn cămăşile din bloc şi chiulasă care determină reducerea debitului pompei şi a durabilităţii ei.

Fig.14.2. Schema instalaţiei de răcire închisă





234

Schemele de aranjare a instalaţiei de răcire sunt prezentate în figurile 14.1., 14.2., 14.3.

14.1.1 Radiatorul

Preluarea căldurii de la lichidul de răcire şi transmiterea acesteia mediului ambiant serealizează prin intermediul radiatorului. Pentru a realiza transferul de căldură radiatorul trebuie sădispună de o mare suprafaţă (15…25 m2).

Constructiv radiatorul este compus din corpul de răcire 5, două bazine colectoare 2,7 (unulla intrarea lichidului altul la ieşire) racordurile de intrare şi ieşire, buşonul de umplere, robinet degolire şi alte accesorii (fig.14.4.)

Corpul de răcire se realizează în general din tuburi şi plăci (fig.14.5,a) şi tuburi şi benzi(fig.14.5,b.) şi tuburi lamelare (fig.14.5,c).

Pentru a se asigura radiatorului rezistenţa necesară pe suprafeţele dintre benzi se lipesc

Fig.14.7.Pompa de lichid cu rulment special

Fig.14.6. Pompa de lichid 1-rotorul pompei; 2-corpul pompei; 3-garnitura de etanşare.

Fig.14.8 Pompa de lichid dublă





236

24x43x20 24 43 20±0,50 35

14.1.3 Ventilatorul

Intensificarea circulaţiei aerului prin radiator este realizată cu ajutorul ventilatorului. Se

utilizează ventilatoare de tip axial fig.14.10.Paletele ventilatorului au un anumit profil sau sunt înclinate sub un unghi de atac de40...50o în aşa fel încât să se asigure aspiraţia aerului cu pierderi minime de lovire. Unghiurile deieşire ale profilului paletelor sunt în general de 350. Lăţimea paletelor este de 30…70mm, iargrosimea tablei din care se ambutisează este de 1,25…1,8 mm. Diametrul exterior se plasează înlimitele 0,3…0,7m. Se utilizează ventilatoare cu patru sau şase palete cea mai largă răspândireavând-o însă ventilatoarele cu patru palete asezate perpendicular sau în X (70o respectiv 1100).

Antrenarea ventilatorului se poate realiza de aceeaşi curea cu pompa de lichid dacă este plasat pe rotorul pompei sau cu o transmisie separată.

În ultimul timp se practică utilizarea unor cuplaje care permit funcţionarea ventilatoruluinumai când este necesar. Sau antrenarea printr-un motor electric.

Fig.14.10. Construcţia şi amplasarea ventilatorului



237

14.2 Calculul instalaţiei de răcire cu lichid

14.2.1 Calculul fluxului de căldură preluat de instalaţia de răcire

Pentru a realiza în procesul de proiectare a unei dimensionări corecte al elementelorinstalaţiei de răcire trebuie să se determine fluxul de căldură preluat de instalaţia de răcire. Acestease determină din ecuaţia de bilanţ termic al motorului:

d e r ev rez Q Q Q Q Q [kJ/h]1 (14.1)

unde:d

Q 2 - fluxul de căldură disponibil obţinut prin arderea amestecului carburant;

cQ 3 - fluxul de căldură transformat efectiv în lucru mecanic;

r Q 4 - fluxul de căldură preluat de instalaţia de răcire;

evQ 5 - fluxul de căldură evacuat cu gazele arse;

rez Q 6 - fluxul de căldură rezidual al bilanţului energetic.

Împărţind membrul drept al ecuaţiei de bilanţ cu membrul stâng, se obţin fracţiunile decăldură, din cea disponibilă

1 e r ev rez

f f f f 7 (14.2)

În ecuaţia (14.2) termenul f r reprezintă fracţiune de căldură preluată de instalaţia de răcire.În calculele de proiectare f r =23…35% la MAS şi f r =20…30% pentru MAC. Valorile din

zona superioară a intervalului indicat se adoptă în cazul motoarelor supraalimentate.Fluxul de căldură preluat de lichidul de răcire se poate determina cu relaţia:

r r e e iQ f P c Q 10 3 [kJ/h]8 (14.3)

sau

Q = 13,6

f P c Qr e e i [W]9

unde: P e - puterea efectivă [kW];ce - consumul specific de combustibil, [g/kW.h];Qi - puterea calorică inferioară a combustibilului [kJ/kg].

14.2.2 Calculul radiatorului

La majoritatea radiatoarelor lichidul circulă vertical iar aerul pe orizontală, la autoturismeîn special este posibil ca şi lichidul să circule pe direcţie orizontală.

Evoluţia temperaturilor aerului şi lichidului la intrarea şi ieşirea din radiator rezultă dinfigura 14.11. unde s-au folosit următoarele notaţii:t il , t el - temperatura lichidului la intrarea respectiv la ieşirea din radiator;t ia, t ea - temperatura aerului la intrarea respectiv la ieşirea din radiator.La un regim staţionar, căldura preluată de radiator de la lichid este egală cu cea cedată de

acesta aerului.Folosind notaţiile din figura 14.11. se calculează următorii parametrii:

t t t ma ia ea 1

210 (14.4)

t t t ml il el 1

2

11 (14.5)

şit t t m ml ma 12







240

V Q

c t a

r

a a a

3600

[m / s]3 25 (14.14)

unde: a- densitatea aerului la temperatura şi presiunea mediului ambiant;ca - căldura specifică a aerului (la temperatura de 50…550C, ca= 1,050 [kJ/kgK];t a - încălzirea aerului în radiator ( t a= 20…300C).

Debitul de aer pe care trebuie să-l asigure ventilatorul se verifică pe baza ecuaţiei de debitV A wa fl a [m / s]3 26 (14.15)

în care: A fl - aria suprafeţei frontale libere a radiatorului care este mai mică decât ariasuprafeţei frontale A f a radiatorului din cauza nervurilor şi ţevilor de apă A fl = l . A f , unde l =0,60…0,85 şi reprezintă coeficientul suprafeţei libere a radiatorului;

wa - viteza aerului la intrarea în radiator (wa = 9…13 m/s, când se ia în considerareşi viteza de deplasare a autovehiculului; wa = 6…9 m/s când nu se ia în considerare viteza dedeplasare a autovehiculului).

Calculul ventilatorului se porneşte de la debitul de aer necesar răciriiaV 27 şi de la căderea

de presiune în circuitul de aer pa.

p p pa ar am [P ]a 28 (14.16)unde: par - căderea de presiune în radiator;

pam- căderea de presiune în montajele anexe (mască, jaluzele,carcasăintermediară, etc), pam = (0,35…1,10). par .

Căderea de presiune a circuitului de aer este cuprinsă între 60…100 kPa.Puterea necesară antrenării ventilatorului se determină cu relaţia:

P V p

va a

v

[W]29 (14.17)

unde: v - randamentul ventilatorului ( v=0,55…0,65 pentru palete profilate turnate şi v=0,32…0,40 pentru palete ştanţate).

Tabelul 14.2.Date constructive pentru calculul ventilatorului

Parametrul Date constructive1.Diametrul ventilatorului, în m 0,3…0,72.Lungimea paletei, în mm 120…2803.Lăţimea paletei, în mm 30…704.Grosimea paletei, în mm 1,25…1,805.Viteza periferică a elicei, în m/s 80…1106.Unghiul de înclinare, dintre planul radiatorului şi planul paletei, îngrade:

- pentru palete drepte 40…45- pentru palete convexe 35…407.Distanţa de la muchia elicei la radiator, în mm 8…408.Jocul relativ al elicei cu carcasa 0,015…0,0609.Viteza curelei, în m/s 10…3010.Raportul de transmitere de la arborele cotit 0,95…1,5011.Număr de palete 2…612.Căderea totală de presiune în circuitul de aer, în kPa 60…10013.Puterea ventilatorului, în kW

P V p

va a

v

10 3

Viteza periferică a ventilatorului se calculează în funcţie de căderea de presiune impusă



241

acestuia

u p1 a 2 8, [m/s]30 (14.18)

în care: 1 - coeficient ce depinde de forma paletelor ( 1 = 2,8…3,5 pentru palete plane; 1 = 2,2…2,9 pentru palete curbe profilate).

Diametrul ventilatorului axial se calculează cu următoarea formulă:

D V w

va

v

13,

[m]31 (14.19)

unde: wv - viteza aerului în ventilator (wv =13….30 m/s).În aceste condiţii turaţia ventilatorului va fi:

nu

D v

v

60

[min ]-1 32 (14.20)

În tabelul 14.2. se prezintă date constructive utilizabile la proiectarea şi calcululventilatorului.

14.2.4

Calculul pompei de lichidCirculaţia lichidului de răcire în instalaţia de răcire se realizează prin intermediul pompei

de lichid. Pompa de lichid trebuie să realizeze o cădere de presiune " p p" suficientă pentru a învingerezistenţele hidraulice la deplasarea forţată a lichidului.

Tabelul 14.3.Valori ale căderii de presiune în circuit

Porţiunea de circuit Căderea de presiune[m H2O]

Conducta de legătură 0,75…1,25Cămaşa de apă din bloc 1,25…1,50Radiator 2,00…2,50

TOTAL 4,00…5,25(uneori chiar 12,00)

Radiatorul introduce mai mult de jumătate din rezistenţele hidraulice şi există pericolul caîn cazul în care tuburile de apă se înfundă, presiunea lichidului să fie mai mică decât presiunea devapori. În acest caz apare fenomenul de cavitaţie, urmat de formarea de bule de vapori care în

Fig.14.13.Schema de calcul a pompei de lichid



242

regimuri de presiuni mari sunt comprimate brusc, provocând şocuri care deteriorează mai ales pompa.

Prevenirea fenomenului de cavitaţie se realizează dacă presiunea lichidului la intrarea în pompă " p" este mai mare decât presiunea de vapori " pcav" şi satisaface relaţia:

p p pcav cav 14 4 0, , [mH O]2 33 (14.21)Pompa de lichid este centrifugă cu un rotor cu palete drepte sau curbate înapoi (fig.14.13).

Debitul teoretic al pompei este dat de relaţia:

V V

lt l

h

34 (14.22)

unde: l V 35 - debitul lichidului de răcire;

h - randamentul volumetric al pompei ( h = 0,8…0,9).Pentru calculul rotorului se porneşte de la mărimile reprezentate în figura 14.13. Aria

secţiunii de intrare a lichiului în canalele rotorului pompei se determină luând în consideraredebitul teoretic ce trebuie vehiculat de pompă

r r V

c

lt

l

1

2

0

2

3

60 10

36 (14.23)

unde: c1 - viteza lichidului la intrarea în pompă (c1 = 1,0…2,5 m/s);r o - raza butucului rotorului [m];r 1 - raza de intrare a lichidului în reţeaua de palete [m].

r V

crlt

l

1 4 0

2

18 85 10

,[m]37 (14.24)

La construcţiile existente numărul de palete z = 4…8, şi ele sunt profilate în aşa fel ca laintrarea lichidului în canalele rotorului să nu apară pierderi prin lovire.

La proiectare se adoptă unghiurile de intrare în limitele 1 = 900 şi 1 = 40…550.Calculul razei exterioare al rotorului r 2 se realizează pe baza vitezei tangenţiale u2 care este

exprimată prin relaţia:

u p

p

p

2 21

tg ctg

2 [m / s]

38 (14.25)

unde: p - randamentul pompei ( p = 0,2…0,4); - densitatea lichidului.

Unghiurile vitezelor la ieşire se aleg între următoarele limite 2 = 8…120 şi 2 = 35…500.Raza maximă a rotorului rezultă:

r u

n p

2230

39 (14.26)

n p- turaţia rotorului pompei [min-1].La construcţiile existente valorile pentru razele r 1 şi r 2 se găsesc în limitele; r 1 = 17…35

mm, r 2 = 30…55 mm.Lăţimea paletelor la intrare şi ieşire se determină în funcţie de debit:

bV

r z

c

bV

r

z

c

t

t

l

1

l

2r

1

1 1

3

2

2

3

60 2 10

60 2 10

sin

sin

[m3]40 (14.27)

unde: - grosimea paletelor; = (3…5).10-3 m;



243

cr -componenta radială a vitezei absolute c2 la ieşirea din rotor (cr = c2.sin 2).Lăţimile calculate trebuie să se înscrie în limitele b1 = 12…35 mm şi b2 = 10…25 mm.Puterea absorbită de pompa de lichid se determină cu relaţia:

P p V

p

p l

p

t 10 3

[kW]41 (14.28)

dacă t l V

42 se exprimă [m3

/s]; p p în [N/m2

].Valorile calculate sunt acceptabile dacă se înscriu în limitele P p = (0,005…0,010) P e.

14.3 Principii de proiectare a instalaţiei de răcire cu aer

Instalaţia de răcire cu aer are aplicaţii mai restrânse la motoarele pentru autovehicule dinurmătoarele considerente:

MAS răcit cu aer cu acelaşi raport de comprimare ca la motorul răcit cu lichid prezintă omai mare înclinaţie la detonaţie datorită regimului termic superior. De asemenea nu se pot atinge

parametrii energetici superiori din cauza temperaturii ridicate a pereţilor camerei de ardere şiinstabilităţii termice a lubrifianţilor utilizaţi.La aceeaşi putere motorul răcit cu aer are un gabarit superior faţă de motorul răcit cu

lichid.Motorul răcit cu aer este mai zgomotos şi puterea preluată de ventilatorul instalaţiei este

superioară puterii preluate de instalaţia răcirii cu lichid.La motoarele de motocicletă mici, răcirea se realizează fără ventilator, circulaţia aerului

fiind asigurată de deplasarea motocicletei. Motoarele de cilindree mare pentru autoturisme,autocamioane, etc. răcirea cu aer este asigurată printr-un ventilator axial (fig.14.15) sau centrifugal(fig.14.14).

Antrenarea ventilatorului cu ajutorul unei turbine cu gaze arse, pe lângă faptul că asigurăautoreglarea răcirii funcţie de sarcină, elimină consumul de lucru mecanic de la arborele cotit.

14.4 Calculul instalaţiei de răcire cu aer

14.4.1 Calculul sistemului de nervurare

Proiectarea instalaţiei de răcire cu aer are în vedere că eficacitatea instalaţiei de răciredepinde de profilul aripioarelor de răcire (fig. 14.16).

Se pot adopta diferite profile ale aripioarelor de răcire:

Fig.14.15.Scheme de ventilatoare axialeFig.14.14.Schema ventilatorului

centrifugal



244

a) profil parabolic; b) profil triunghiular;c) profil trapezoidal;d) profil dreptunghiular.Calculul se prezintă pentru nervura dreptunghiulară ale cărei elemente geometrice şi

funcţionale sunt: d - grosimea nervurii; h- lungimea nervurii; s - pasul de nervurare; z - numărul de

nervuri; Dv - diametrul vârfului nervurii; De - diametrul exterior al cilindrului; L s - lungimea denervurare; S o - mărimea golului dintre nervuri; j - distanţa dintre nervurile a doi cilindrii alăturaţi(fig.14.17 şi 14.18).

Se pot adopta dimensiunile prevăzute în tabelul 14.3.Tabelul 14.3

Dimensiunile aripioarelor de răcireMaterial Grosime s

[mm]Pas t[mm]

Lungime l[mm]

Oţel

Aliaj de Aluminiu

Fontă

0,8…1,0

1,6…2,0

3,5…4,0 jos1,5…2,2

3

4…5

8…10

15…25

40…80

35…50

Calculul elementelor geometrice şi funcţionale ale nervurilor se desfăşuară în modulurmător:

1 - Lungimea de nervurare;

L z s b S s 43 (14.29)unde: b - coeficient (b=1,0…1,3); S - cursa pistonului

2 - Aria teoretică a nervurilor în contact cu aerul:

z

D D z

D h D s

v e e e*

24

2 2

4

2 2 2 2

44 (14.30)





246

8 - Viteza de curgere a aerului prin nervuri

aa

0w

V

A cil

20 60 [m / s]56 (14.38)

9 - Aria totală de schimb de căldură

Q

c t t

cil

c m me pe a

57 (14.39)

unde: t mpe - temperatura medie a peretelui exterior al cilindrului (t mpe = 140…1600C);

am at = T 58- temperatura medie a aerului (t ma=60…700C);

cce - coeficientul de convecţie echivalent:

c C E A

A

A

Ac c

s

t

e

t e

59 (14.40)

în care:

cw

d s

d h s

h s

c

c a

e

e

150

2

0 8

0 2 0

,

,

kJ

m hK 2

60 (14.41)

E

h Bh

s

Bh

s

i

i

tg 2

2

61 (14.42)

B C i c

s

62 (14.43)

unde: cc - coeficient de convecţie;d e - diametrul echivalent;

E - eficienţa nervurii ( E =0,4…0,9); Bi - criteriul lui Biot; s - coeficient de conductibilitate ( s = 210 kJ/m.h.k - pentru fontă; s = 730

kJ/m.h.k - pentru aluminiu).10 - Căderea de presiune între carcasă şi mediul ambiant:

p p p 1 2 63 (14.44)în care:

Fig.14.17.Elementele dimensionale de calcul alenervurii Fig.14.18.Elemente dimensionale care intervin

la calculul nervurilor a doi cilindri alăturaţi



247

1

2

2

2

2

p w

pw

cil a a

a a

64 (14.45)

unde: p1 - rezistenţa gazodinamică a nervurii; cil = 2…4;

aw 65 - viteza medie a aerului prin nervurare; p2 - căderea de presiune la ieşirea prin nervuraţie.

11 - Puterea de antrenare a ventilatorului aferentă unui cilindru

P V pv

v

acil

1

66 (14.46)

unde: v - randamentul ventilatorului ( v = 0,6…0,8)



247

15. PROIECTAREA INSTALAŢIEI DE UNGERE

15.1 Principii de proiectare a instalaţiei de ungere

Funcţionarea motorului cu ardere internă se caracterizează prin existenţa mai multorsuprafeţe aflate sub sarcină şi în mişcare relativă unele faţă de altele, în aceste condiţii este necesar

pentru a diminua frecările dintre suprafeţe. Deci, să se introducă între acestea un fluid care săadere la suprafeţe, să fie vâscos ca prin presiunea internă care ia naştere să menţină suprafeţele la oanumită distanţă.

Lubrifiantul prezent între suprafeţele în mişcare relativă trebuie să îndeplineascăurmătoarele funcţii:

Funcţia mecanică. Uleiul trebuie înainte de toate să ungă asamblajul, adică să formezeîntre cele două suprafeţe o peliculă de ulei pentru a evita contactul metal pe metal.

Funcţia termică. Uleiul are ca rol secundar limitarea temperaturii în anumite organe carenu pot fi răcite prin alte procedee.

Funcţia chimică. Uleiul trebuie să asigure funcţionarea corectă atât a părţilor calde alemotorului cât şi a părţilor reci; să asigure protecţia împotriva coroziunii datorate umidităţii şiacizilor care apar în urma arderii; să asigure evacuarea impurităţilor.

Pe lângă aceste funcţii, uleiul prezent în ansamblul piston-segmenţi-cămaşa cilindruluiîndeplineşte şi rolul de element de etanşare.

Condiţiile de lucru ale motorului cu ardere internă impun următoarele cerinţe uleiului dinsistemul de ungere: oncţuozitate optimă; variaţie redusă a viscozităţii funcţie de temperatură;

stabilitate chimică ridicată; să împiedice aglomerarea particulelor rezultate în urma arderii; să fiefiltrabil; să posede o temperatură de congelare cât mai redusă.

Ungerea suprafeţelor diferitelor piese ale motorului este influenţată în principal de rolul lorfuncţional şi de condiţiile de lucru (sarcină şi viteză).

După modul cum uleiul este adus la suprafeţele în frecare, ungerea se poate realiza sub presiune, prin stropire cu jet de ulei; prin ceaţă de ulei sau mixt. Motoarele pentru autovehiculeutilizează ungerea mixtă unde anumite componente (lagărele, bolţul, tacheţii hidraulici, etc.) seung cu ulei sub presiune, altele (cilindrul, pistonul, camele, supapele, etc.) se ung prin ceaţă de uleisau prin stropire cu jet.

După locul unde este plasat uleiul de ungere sistemul de ungere poate fi cu "carter umed",în care caz uleiul se află depozitat în baia plasată la partea inferioară a motorului sau cu "carteruscat" la care uleiul se află depozitat într-un rezervor special plasat în afara motorului.

În figura 15.1. se prezintă schema sistemului de ungere cu carter umed. Sistemul cuprindecircuitul principal cu: pompa de ulei 1 cu sorbul 2 care aspiră uleiul din baia de ulei 13 şi îlrefulează prin intermediul conductei 3 către filtrul de curăţire brută 4, după care este trimis înmagistrala de ulei 5. Din magistrala de ulei, uleiul este distribuit prin conducte la lagărele paliereiar prin intermediul canalizaţiei existente în arborele cotit la lagărele fusurilor manetoane. Laanumite construcţii ungerea bolţului se poate realiza sub presiune printr-un canal care străbate

biela în lungul ei. Motoarele cu solicitări termice intense şi cu turaţie moderată pot utiliza acestcircuit pentru răcirea pistoanelor. Lagărele arborelui cu came şi axul culbutor 11 sunt alimentate cuulei prin intermediul conductelor 7. Oglinda cilindrului, camele şi supapele sunt unse prin stropire

cu jet şi ceaţă de ulei.La circuitul principal al sistemului de ungere se poate anexa în paralel un filtru de curăţire

fină 8. Prin acest filtru trece 10-15% din debitul de ulei al instalaţiei de ungere, după care uleiul se



248

întoarce în baie sau în circuitul principal contribuind la regenerarea uleiului.Menţinerea temperaturii în limite acceptabile se realizează prin introducerea în paralel cu

circuitul principal a schimbătorului de căldură 17.Sistemul de ungere este prevăzut cu supape de siguranţă la pompa de ulei pentru evitarea

suprapresiunilor, la filtru pentru a permite trecerea uleiului spre locurile de ungere când acesta este

Fig.15.1.Schema instalaţiei de ungere mixtă cu carter umed

Fig.15.4. Pompa de ulei cuangrenare exterioară: 1-

roata conducătoare; 2-roatacondusă; 3-frezare; A-spaţiul de aspiraţie; R-

spaţiul de refulare.

Fig.15.3 Răcirea pistonului cu jet de

ulei printr-un orifi-ciu plasat în picio-rul

bielei

Fig.15.2.Răcirea pistonului cu jet de ulei

printr-un orificiucalibrat plasat la nivelul

lagărelui palier



249

îmbâcsit, şi la radiatorul de ulei în vederea scurtciurcuitării acestuia când uleiul este rece.Presiunea şi temperatura uleiului din magistrală sunt controlate pentru a se evidenţia

funcţionarea defectuoasă a instalaţiei. Nivelul uleiului din baia de ulei se verifică cu ajutorul tijei12, pe care sunt trasate limita maximă şi minimă.

Răcirea pistoanelor la motoarele de turaţie ridicată se poate realiza cu ajutorul unui orificiucalibrat amplasat la nivelul lagărului palier (fig.15.2), iar la motoarele de turaţie mai coborâtă,

orificiul calibrat se găseşte în piciorul bielei (fig.15.3).

15.1.1 Pompa de ulei

Circulaţia uleiului este asigurată de către pompa de ulei. Dintre acestea, pompele cu roţidinţate sunt cel mai des utilizate, deoarece au construcţia simplă şi prezintă siguranţă înfuncţionare. Pompele cu roţi dinţate au dimensiuni reduse faţă de spaţiul disponibil în carter.

Pompa cu roţi dinţate cu angrenarea exterioară (fig.15.4.) este alcătuită dintr-o carcasă prevăzută cu orificii de intrare şi ieşire în care se montează două roţi dinţate cu dantură dreaptă sauelicoidală. Una din roţi este antrenată de la arborele cu came sau de la arborele cotit, cealaltă este

antrenată de prima roată în sens invers. Camerele A şi R reprezintă camere de aspiraţie respectivrefulare.Uleiul pătrunde în camera de aspiraţie A, umple spaţiul dintre dantura şi carcasă, apoi esteantrenat de dantura roţii şi refulat în camera R. Comprimarea uleiului dintre dinţii roţilor esteevitată printr-o frezare şi uleiul este deplasat în camera de refulare, în acest mod se eliminăîncărcarea suplimentară a fusurilor roţilor pompei.

Sistemul de ungere poate fi prevăzut şi cu o pompă cu rotor cu lobi (fig.15.5.), care prezintă avantajul unui gabarit redus, siguranţă în funcţionare, asigură presiuni ridicate la turaţiiscăzute .

Pompa cu rotor cu lobi (cu angrenare interioară) se compune din două rotoare 2 şi 3montate în carcasa 1. Rotorul interior 2 este antrenat prin intermediul arborelui de comandă de laarborele cu came sau arborele cotit. Rotorul 3, exterior este dezaxat faţă de rotorul 2 şi arborele de

Fig.15.5. Pompa de ulei cu rotor cu lobi 1-orificiu de aspiraţie; 2-rotor interior; 3-rotorexterior; 4-orificiu de refulare; 5-presiune înaltă; 6-presiune de aspiraţie: 7-corpul pompei.





251

După fineţea filtrării, filtrele de ulei se împart în două categorii: filtre de curăţire brută şifiltre de curăţire fină.

Filtrul de curăţire brută se montează în serie în circuitul de refulare al pompei de ulei, prinel trecând întreaga cantitate de ulei. Rezistenţa hidraulică este redusă. Filtrul brut reţine impurităţide dimensiuni cuprinse între 20…100mm. Montajul în serie al filtrului impune prezenţa uneisupape de siguranţă care să permită scurtcircuitarea filtrului în cazul îmbâcsirii acestuia.

Filtrul de curăţire fină se montează în paralel cu circuitul principal de ungere, cantitatea deulei care-l străbate este de 10…15% din cantitatea de ulei din sistemul de ungere pentru a se evita

pierderile hidraulice. Filtrul fin reţine impurităţi cu dimensiuni de până la 5 mm. După filtrareuleiul este returnat în baia de ulei contribuind la regenerarea acestuia.

După gradul de filtrare, filtrele se pot clasifica în filtre statice şi filtre dinamice.Filtre statice Reţinerea impurităţilor se realizează cu ajutorul unui element filtrant, care poate fi: sită

metalică, discuri metalice sau de hârtie, cu acţiune magnetică sau active.Filtrele cu sită metalică (fig.,15.9), sunt utilizate în general pentru filtrarea uleiului înainte

de intrarea în pompa de ulei, dar şi ca filtre de curăţire brută sau fină (pot reţine impurităţi până la5 mm).

Construcţia elementului de filtrare se realizează dintr-un pachet de discuri în care seîncorporează site şi care montate formează între ele spaţii suficient de mari pentru impurităţilereţinute. Filtrele cu sită reţin prin aderenţă şi emulsiile gelatinoase.

Filtrele cu discuri (fig.15.10) au elementul filtrant dintr-un număr de discuri din metal saucarton de forme speciale aşezate unele peste altele care formează interstiţii de trecere a uleiului.Impurităţile de dimensiuni mai mari sunt reţinute în exteriorul filtrant, iar cele de

a) b)

a)Fig. 15.9. Filtru cu sită metalică: a) ansamblu de elemente cu site metalice; b) element de filtrare

cu sită metalică; c) asociere a unui filtru magnetic la un filtru cu site



252

dimensiuni mici în spaţiul dintre discuri.Filtrul cu discuri metalice este prevăzut cu elemente care asigură posibilitatea curăţirii

interstiţiilor chiar în timpul funcţionării prin rotirea din exterior a pachetului de discuri.Filtrul cu discuri din carton se utilizează ca filtru fin.Filtrele cu element filtrant din hârtie (fig.15.11.) sunt utilizate pe scară largă, ele pot fi

utilizate atât ca filtre de curăţire brută cât şi ca filtre de curăţire fină în funcţie de dimensiunile porilor hârtiei. Pentru a se îmbunătăţii rezistenţa şi proprietăţile de aderenţă hârtia de filtru esteimpregnată cu diferite produse. Gabaritul acestor filtre este redus datorită modului de construcţieal elementului filtrant, hârtia de filtru fiind pliată, iar forma este menţinută de o armătură metalică.

Filtrele cu element filtrant din hârtie nu pot fi curăţite, când acesta se îmbâcseşte esteînlocuit cu unul nou.

Filtrul este prevăzut cu o supapă de siguranţă care se deschide la o presiune de 0,1…0,25MPa, asigurând trecerea uleiului în circuitul de ungere fără să mai treacă prin elementul filtrantcând acesta este îmbâcsit sau uleiul are vâscozitate mare.

Filtrele magnetice se utilizează ca filtre suplimentare pe lângă filtrele cu sită, cu discuri saudopurile de golire.

Fig.15.10. Filtru cu discuri a) cu discuri metalice; b) cu discuri din carton.

Fig. 15.11. Filtru cu cartuş filtrant din hârtiea) ansamblu; b) funcţionare normală; c) funcţionare când filtrul este îmbâcsit





254

limite acceptabile în circuitul de ulei se amplasează radiatorul de ulei.Radiatoarele de ulei sunt construite în două variante în funcţie de agentul care preia

căldura de la ulei: radiatoare răcite cu apă şi radiatoare răcite cu aer.Radiatoarele răcite cu apă (fig.15.13) asigură o temperatură stabilă a uleiului,

independentă de turaţie, sarcina motorului şi temperatura mediului ambiant. La pornire asigurăîncălzirea uleiului, ceea ce permite o circulaţie corectă a acestuia spre punctele de ungere.

Radiatoare răcite cu aer (fig.15.14), au dimensiuni reduse şi o construcţie simplă.Temperatura uleiului nu este stabilă din cauza fluctuaţiilor de temperatură a mediului ambiant. Nuasigură încălzirea uleiului după pornire, de aceea pentru a se evita suprapresiunea datoratărezistenţelor hidraulice mari el este scurtcircuitat prin intermdiul unei supape de siguranţă. Arculsupapei este tarat să asigure o deschidere a acesteia la o diferenţă de presiune de 0,15...0,2 MPa.

15.1.5 Amplasarea filtrelor în circuitul de ungere

Filtrele pot fi montate, în circuitul de ungere după mai multe scheme fiecare din acestea prezentând atât avantaje cât şi dezavantaje.Amplasarea filtrului în circuitul principal al instalaţiei de ungere (fig.15.15.a.). Prin filtru

trece întreaga cantitate de ulei debitată spre punctele de ungere, uleiul întorcându-se în baie numaidupă ce a parcurs întreg circuitul de ungere. Filtrarea în acest caz este de fineţe medie din cauzadebitului mare de ulei. Prezenţa supapei de siguranţă este obligatorie pentru a se permitescurtcircuitarea filtrului în cazul îmbâcsirii acestuia. În unele cazuri filtrul poate fi prevăzut cuindicator de avarie care va opri motorul la îmbâcsirea filtrului.

Amplasarea filtrului în circuitul secundar al instalaţie de ungere (by-pass) (fig.15.15.b. şic). Filtrul de ulei este amplasat într-un circuit secundar, iar uleiul după filtrare revine în baia deulei. Debitul care străbate circuitul secundar este de 10-15% din debitul circuitului principal, în

cazul filtrelor centrifugale cu jet liber debitul de ulei prin filtru poate ajunge până la 20%. Existăsisteme de ungere la care filtrul din circuitul principal poate să lipsească, şi numai o fracţiune dinuleiul din sistemul de ungere să treacă prin filtrul din circuitul secundar.

Fig.15.14.Schimbătorul de căldură ulei-aer



255

Amplasarea filtrelor în paralel. Amplasarea filtrelor în paralel (fig.15.15.d) acestea pot fisub formă de cartuş, particular acestui sistem este faptul că uleiul după ce a trecut prin filtrul dincircuitul secundar se întoarce în circuitul principal după care este trimis la punctele de ungere.

15.1.6 Ventilaţia carterului

În timpul funcţionării motorului cu ardere internă din cauza etanşării imperfecte aansamblului piston-segmenţi-cilindru în carter pătrunde o cantitare de gaze arse, vapori de apă, aer,

Fig.15.15.Scheme de amplasare a filtrelor de ulei în circuitul instalaţiei deungere

Fig.15.16.Schema ventilaţiei carterului înatmosferă

Fig.15.17 Schema ventilaţiei carterului prin colectareagazelor spre admisia motorului



256

şi dioxid de sulf care au ca efect: intensificarea formării depozitelor în carter; apariţia unorsubstanţe cu acţiune corozivă; amplificarea exidării uleiului.

Eliminarea gazelor arse şi a vaporilor de combustibil din carterul motorului se poate realizaîn două moduri: direct în atmosferă sau sunt aspirate în colectorul de admisie.

În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare gazele din carter se elimină în atmosferădupă ce în prealiabil au fost trecute printr-un filtru separator de ulei (fig.15.16). Soluţia este denatură să sporească poluarea mediului înconjurător, deoarece aceste gaze conţin şi o serie de

produşi de ardere.Ventilaţia carterului cu aspiraţia gazelor în colectorul de admisie (fig.15.17) limitează

poluarea mediului.Transferul gazelor din carterul motorului în colector este reglată de o supapă (fig.15.18) în

funcţie de sar-cina motorului şi cantitatea de gaze scăpate în carter. În cazul în care motorul esteoprit supapa se află pe sediul său. La turaţii şi sarcini reduse gazele din carter trec spre colectornumai prin orificiul calibrat al supapei, iar la turaţii şi sarcini ridicate supapa este în echilibrugazele trecând atât prin orificiul calibrat al supapei cât şi pe lângă ea.

15.1.7 Regimul de curgere a uleiului în canalizaţiile sistemului de ungere

Sistemul de ungere se caracterizează printr-o reţea de canale şi conducte pentru transportul

uleiului la diferite suprafeţe aflate în mişcare relativă sau care necesită răcire.Regimul de curgere a uleiului printr-o conductă rectilinie şi de secţiune constantă este

caracterizat prin numărul lui Reynolds.

Fig.15.18.Schema supapei şi funcţionării ei în circuitul de ventilaţie a

carterului



257

Rw d

e

1 (15.1)

unde: w - viteza medie a lichidului;d - diametrul interior al conductei şi - vâscozitatea cinematică a uleiului.

În cazul conductelor drepte, viteza critică de curgere se plasează în jurul valoriiw = 2000.n/d ; sub această valoare regimul de curgere este laminar; depăşirea vitezei criticeconduce la un regim turbulent de curgere.

La regimul de curgere laminară, traiectoriile de curgere sunt paralele cu axa conductei

(canalului) şi viteza de curgere la distanţa x de axă are valoarea wh g

d x x

1642 2

2, h fiind

înălţimea manometrică la punctul considerat. Variaţia vitezei de curgere este parabolică, la peretele conductei are valoarea zero, iar pe axă valoarea maximă legală cu 2w. Pierderea desarcină h în funcţie de viteza medie de curgere este:

hw

g d l

322

3 (15.2)

unde: l - lungimea conductei.Valoarea vitezei critice este de 4 m/s. Depăşirea acestei viteze conduce la un regim de

curgere instabil. La viteza medie de curgere de 8 m/s viteza maximă atinge valoarea wmax=1,2w,

iar pierdere de sarcină hw

g

l

d

2

2

4, parametrul depinde în principal de rugozitatea

conductei putând fi determinată cu relaţia:

0 3 4,w d

5 (15.3)

În cazul în care conductele (canalele) au variaţii de direcţie sau secţiune, regimul decurgere local este asimilat regimului turbulent. Pierderea de sarcină în punctele de variaţie poate fideterminată cu ajutorul relaţiei:

ha w

g

2

26 (15.4)

unde: a - coeficient care ţine seama de natura variaţiei. În cazul lărgirii bruşte a conductei

de la diametrul d la d 1, ad

d

1

22

1 7; în cazul coturilor bruşte cu schimbare unghiulară

a 2 4

2 2sin sin

8; în cazul coturilor cu rază de racordare r 5d , a 013

90

,

9

15.1.8 Dezaerarea uleiului

La funcţionarea motoarelor cu ardere internă aerul este prezent în uleiul din sistemul deungere. Aerul se poate concentra în spuma care pluteşte la suprafaţa uleiului din baie sau rămâneîn suspensie, ceea ce este mai grav, dimensiunea bulelor de aer fiind influenţată de caracteristicileuleiului; temperatură, viscozitate, tensiune superficială.

Prezenţa bulelor de aer în ulei poate provoca o serie de fenomene negative ca:neregularitate a debitului care induce funcţionarea cu vibraţii a pompei, presiunea uleiului în

sistemul de ungere la limita de securitate datorită funcţionării cu întreruperi; înrăutăţireafiltrabilităţii uleiului, posibilitatea apariţiei rupturii filmului de ulei; creşterea riscului de apariţie afenomenului cavitaţiei în cuzineţi.



258

Funcţionarea corectă a sistemului de ungere presupune prezenţa unei cantităţi minime deaer în ulei, pentru aceasta se impun următoarele măsuri:

a) limitarea introducerii aerului în ulei; b) asigurarea timpului necesar dezaerării;c) evitarea fenomenelor care limitează procesul dezaerării.În mod obişnuit aerul este introdus în ulei la aspiraţia uleiului în pompă. Depăşirea unei

anumite turaţii limită provoacă acest proces.Pentru a se îndepărta această turaţie limită în condiţiile de funcţionare trebuie avute în

vedere următoarele recomandări: nivelul minim real al uleiului în baia de ulei să fie întotdeaunadeasupra sorbului de aspiraţie (ţinându-se cont de nivelul minim pe jojă şi de condiţiile defuncţionare şi drum: accelerare, decelerare, ruliu, tangaj, pantă accentuată, conducta de aspiraţie auleiului să fie largă şi scurtă; returul uleiului prin supapa de siguranţă să fie sub nivelul minim realal uleiului; conducta de retur al uleiului din turbocompresor să fie deasupra nivelului maxim al băiide ulei şi cât mai departe de sorbul pompei; biela şi contragreutăţile arborelui cotit să nu atingăsuprafaţa uleiului din baie.

Aceste recomandări îndeplinite nu elimină prezenţa aerului în ulei deoarece uleiul se

întoarce în baie sub formă de picături care traversează atmosfera din baia de ulei.Dezaerisirea uleiului se produce în timpul repausului din funcţionare. ân aceste condiţiicapacitatea băii de ulei trebuie să fie maximă în funcţie de condiţiile impuse de motor. Serecomandă ca volumul de ulei în baie să nu fie inferior la 0,136 l/kWnominal. Timpul de recirculare auleiului să nu fie inferior la 12 s, ceea ce presupune un debit al pompei de 0,78 l/kWmin.

Fenomenul de dezaerare a uleiului poate fi limitat de către aditivii antispumanţi, care provoacă o creştere a tensiunii superficiale a uleiului, precum şi de aditivii amelioratori ai indiceluide viscozitate.

Timpul necesar pentru dezaerare este în funcţie de aditivii prezenţi în ulei şi de secţiuneade trecere a sistemului de ventilaţie a carterului.

Dezaerarea uleiului este un factor important pentru o bună rezistenţă a uleiului la agenţii

chimici.

15.1.9 Ungerea motoarelor în doi timpi cu baleiaj prin carter



259

În cazul motoarelor în doi timpi cu baleiaj prin carter ungerea suprafeţelor aflate în mişcarerelativă prezintă o serie de dificultăţi deoarece în carter nu se poate introduce ulei datorităsuprapresiunii pentru baleiaj şi comunicaţiei directe dintre carter şi interiorul cilindrului. Ungereaîn acest caz se realizează prin intermediul combustibilului după două procedee: a) amestecareauleiului cu combustibilul; b) injectarea uleiului în curentul de amestec aer-combustibil.

În primul caz uleiul se amestecă cu combustibilul în proporţie de 4…5% la introducerea

acestuia în rezervor. În al doilea caz procedeul implică prezenţa unei pompe de joasă presiune casă injecteze ulei în carburator, procedeul este mai complicat însă implică o reducere a consumuluide ulei.

Suprafeţele aflate în mişcare relativă indiferent de procedeul utilizat se ung astfel:amestecul aer-vapori de benzină şi picături fine de benzină şi ulei ajung în carter unde datorităcontactului cu piesele calde o parte din benzină se vaporizează iar picăturile de ulei din amestec sedepun pe suprafaţele fusurilor şi braţelor arborelui cotit care le proiectează pe oglinda cilindrului.Cantitatea de ulei este insuficientă şi lagărele de alunecare ale arborelui cotit sunt înlocuite culagăre de rostogolire. Amestecul aer-benzină care ajunge în camera de ardere joacă în continuarerolul de lubrifiant deoarece mai conţine picături de benzină şi ulei, benzina se vaporizează, în

continuare şi picăturile de ulei se depun pe oglinda cilindrului asigurând ungerea pistonului şisegmenţilor. ân cazul în care în benzină se măreşte cantitatea de ulei nu se asigură îmbunătăţireaungerii ci se măreşte cantităţile de depuneri datorită arderii incomplete a uleiului.

15.2 Calculul sistemului de ungere

15.2.1 Calculul lagărului pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii

Experienţa a confirmat complexitaatea funcţionării ansamblului fus-cuzinet deoarecesarcinile şi vitezele aplicate sunt variabile ca mărime şi direcţie, în timp şi spaţiu.Comportamentul funcţionării lagărului este influenţat de variaţia gradienţilor în spaţiu şi în

Fig.15.19.Schema ungerii unui motor în doi timpi cu baleiaj prin carter



260

timp a unor parametrii esenţiali: geometria longitudinală şi transversală a arborelui; vitezeletangenţiale la cele două suprafeţe; jocurile radiale între arbore şi cuzinet; mărimea şi direcţiasarcinilor aplicate; debitul de ulei eficace; viscozitatea dinamică a uleiului în interiorul lagărului.

Aceşti parametrii de cele mai multe ori sunt interdependenţi unul de altul influenţându-sereciproc. În consecinţă toate variaţiile unui parametru provoacă variaţii celorlalţi, variaţii careafectează comportarea lagărului în sens, fie conjugat, fie contrar. De aceea, lagărele arborelui cotit

se verifică pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii, la încărcare, care apreciază jocul minim întrefus şi cuzinet în raport cu jocul admisibil şi la încălzire, prin care se determină temperatura uleiuluiîn lagăr în raport cu temperatura admisibilă.

Dimensiunile fusurilor (lungimea l f şi diametrul d f ) se stabilesc din calculul de rezistenţă alarborelui cotit iar forţele R fmax, R fmed , respectiv presiunile p fmax, p fmed se determină cu ajutoruldiagramelor polare construite în cadrul calculului termic.

Distribuţia de presiune din lagăr este cunoscută din teoria hidrodinamică a ungerii(fig.15.20)

Se utilizează următoarele notaţii: r f - raza fusului; d f - diametrul fusului; l f - lungimeafusului; r c - raza cuzinetului; d c - diametrul cuzinetului; e - excentricitatea. Aceste mărimi sunt

utilizate la definirea următorilor parametri: - jocul radial, r r c f 10; - jocul diametral, 2 d d c 11 ; - jocul relativ, r d f 12; - lungimea relativă a lagărului,

l d f 13; er - excentricitatea relativă, er = e/r ; hmin - jocul minim în lagăr,

h e er min 1 14; hmax - jocul maxim în lagăr, h er max 1 15

Pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii încărcarea lagărului este determinată de presiunea

medie din lagăr p 16 prin relaţia:

p C

e

e

e

* u2

1 r

r

r

5

2 1

2

2

17 (15.5)

Fig.15.20.Schema de calcul ungerii lagărului a)distribuţia presiunii în pana de ulei în secţiunetransversală; b)distribuţia presiunii în pana de ulei în secţiune longitudinală; c)poziţia arborelui în

lagăr



261

unde: u este viscozitatea dinamică a uleiului;w - viteza unghiulară a fusului;C * - constantă.

Grupând convenabil factorii se obţine un parametru adimensional care caracterizeazălagărul:

p

e ,

2

u

p r 18 (15.6)

Parametrul se numeşte coeficient de încărcare al lagărului sau cifră caracteristică.În figura 15.21. sunt trasate curbele coeficientului de încărcare în funcţie de excentricitatea

relativă er şi lungimea relativă .Încălzirea uleiului în lagăr este determinată pe baza lucrului mecanic de frecare L fl din

lagăr: L Q fl fl [kJ / s]19 (15.7)

Lucrul mecanic de frecare poate fi descris prin relaţia: L F w fl f 10 2 20 (15.8)

unde: F f - forţa de frecare din lagăr, în [daN]; w - viteza periferică a fusului, în [m/s];Forţa F f se determină pe baza rezultantei medii a acţiunii forţelor care acţionează asupra

fusului (din diagrama polară). F R p l d fl f f f 21 (15.9)

unde: l este coeficientul de frecare lichidă în lagăr.Căldura dezvoltată prin frecare în lagăr poate fi exprimată prin relaţia (15.10):

Fig.15.21.Cifra caracteristică a lagărului



262

fl f f Q p d l n , 0 523 103 2 22 (15.10)

unde: p 23 se măsoară în [daN/m2], l f , d f în [m], n în [rot/min].

Coeficientul de frecare lichidă f din relaţia (15.10) este o mărime necunoscută, se poatecalcula pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii utilizând relaţia de calcul (15.11) şi nomogrameledin figura 15.22.a şi b.

f r e , 24 (15.11)Căldura dezvoltată în lagăr prin frecare este evacuată în exterior prin intermediul uleiului

uQ 25 şi prin intermediul lagărului

l Q 26. În condiţia echilibrului termic al lagărului se poate

stabili ecuaţia de bilanţ termic:

fl u l Q Q Q 27 15.12)

Schimbul de căldură între ulei şi lagăr se realizează prin convecţie, cantitatea de căldurăfiind exprimată prin ecuaţia:

l l f f Q c d l t 28 (15.13)

Coeficientul de convecţie cl nu are valori sigure. Pentru motoarele de autovehicule căldura

evacuată prin intermdediul lagărului s-a stabilit pe baze experimentale ca fiind 10…15% dincăldura dezvoltată în lagăr.

, , Q Ql fl 010 015 29 (15.14)

Căldura preluată de ulei se determină din ecuaţia calorimetrică:

u u ul u ue uiQ c V t t [kJ / s]30 (15.15)

unde: cu, u - căldura specifică, în [kJ/kgK], respectiv densitatea, în [kg/m3];V ul - debitul de ulei care circulă prin lagăr, în [m3/s];t ui, t ue - temperatura la intrare respectiv ieşirea din lagăr.

La proiectare se admite t ui = 80…900C, tue= 90…1100C; t u = t ue - t ui = (20…30)0C;

t ui = t ubaie + (15…20)

0

C; cu. u = 1674…1883 [kJ/m

3

K].

Fig.15.22. Funcţia m pentru determinarea coeficientului de frecare

Fig. 15.25 Schema pentrudeterminarea distanţei

admisibile între fus şi cuzinet



263

Debitul de ulei prin lagăr Vul se calculează pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii.

, ,V n d eul f v r 1047 10 3 2 [m /s]3 31 (15.16)

unde: n este în [rot/min];d în [mm];d f în [m].

Funcţia v(er , ) se determină din figura 15.23.Ecuaţia de echilibru termic al lagărului poate fi rezolvată fie prin metode numerice, fie prin

metoda grafo-analitică, prin care se determină temperatura t ue = t up şi satisface condiţia deechilibru.

Metoda grafo-analitică se bazează pe alegerea unor temperaturi, echidistante în zona de

estimare a temperaturii t up, se calculează pentru aceste temperaturi, valorile pentru Q fl 32 şi

( Q Ql u 33), cu care se trasează două curbe în coordonate Q- t ue (fig.15.24). La intersecţia celor

două curbe se găseşte temperatura t up care satisface ecuaţia de bilanţ termic.Prin determinarea temperaturii t up se determină cifra de încărcare , deoarece u este o

funcţie de temperatură. Cu ajutorul cifrei de încărcare se determină excentricitatea relativă er şi

hmin = r (1 - er ), considerând suprafeţele perfect netede.34În realitate suprafeţele au rugozităţi proprii h f şi hc (fig.15.25) (h f - înălţimea rugozităţiifusului; hc - înălţimea rugozităţii cuzinetului). Considerând h p grosimea pelicului de ulei, rezultă cădistanţa minimă între fus şi cuzinet trebuie să satisfacă relaţia:

minh h h h f p c 35 (15.17)

În cazul motoarelor pentru autovehicule rugozitatea fusurilor variază între h p = 0,4…0,8[mm], iar rugozitatea cuzineţilor hc=1,6…3,2 [mm]. Abaterile de la forma geometrică şideformaţia lagărului se iau în considerare printr-o amplificare a sumei rugozităţilor fusului şicuzinetului, se consideră că h f +hc= 2…4 [mm]. Cercetările experimentale au arătat că h p 2…3[mm].

Astfel, distanţa minimă admisibilă dintre suprafeţele fusurilor şi cuzineţilor trebuie să fieha = 4…6 [mm].

Coeficientul de siguranţă la ungere lichidă se defineşte prin raportul:

Fig.15.23. Funcţia v pentru deter-minareadebitului de ulei prin lagăr

Fig.15.24 Soluţionarea grafică a ecuaţiei de bilanţ termic al lagărului



264

minh

hadm

36 (15.18)

Funcţionarea lagărului este normală când >1,5, hmin >6…9 [mm] şi t up < 120…1250C.

15.2.2 Probleme specifice ale proiectării lagărelor prin prisma ungerii

Ansamblul fus-cuzineţi este caracterizat de diametrul "d " al fusului şi de lăţimeacuzinetului "l ".

Produsul "l xd " reprezintă suprafaţa cu ajutorul căreia se calculează presiunea maximă( pmax) din lagăr, de valoarea căreia depinde grosimea pelicului de ulei din lagăr.

La proiectarea lagărului într-o primă etapă se adoptă o suprafaţă specifică (l xd ) a lagăruluisuficient de ridicată pentru a se asigura o grosime optimă a filmului de ulei. În etapa a doua sealege raportul l/d .(Acest raport are două limite: limita inferioară care determină evacuarea rapidă auleiului din lagăr şi limita superioară determinată de săgeata arborelui ţinând cont de jocul dinlagăr ales).

Pentru a limita lungimea, greutatea şi costul motorului în mod practic se alege l/d <0,5, iar

pentru a se asigura condiţii bune de ungere l/d nu trebuie să coboare sub valoarea de 0,3. Raportull/d influenţează atât asupra factorului de portanţă cât şi asupra grosimii minime a pelicului de uleica urmare a incidenţei asupra curgerii axiale de ulei.

Alegerea diametrului fusului d este în funcţie de viteza periferică; pentru MAC viteza periferică nu trebuie să depăşească 12 m/s. În cazul lagărului fusului maneton diametrul estelimitat de trecerea capului bielei prin alezajul cămăşii cilindrului.

Depăşirea vitezei critice provoacă o încălzire suplimentară a uleiului care conduce ladiminuarea viscozităţii la fel de periculoasă ca şi insuficienţa debitului de ulei. Lagărul fusuluimaneton este uns cu ulei deja încălzit în lagărul palier iar debitul de ulei este redus datorită

pierderilor din lagărul palier, de aceea viteza periferică nu trebuie să depăşească 11 m/s.

Calculul ungerii lagărelor consideră regimul de curgere laminar, însă în funcţionareregimul de curgere al uleiului poate deveni turbulent atunci cand parametrul w.h/ depăşeşte oanumită valoare (w - viteza periferică relativă între suprafaţa fusului şi cuzinetului; h - jocul radial; - viscozitatea dinamică a uleiului din lagăr).

Regimul turbulent de curgere poate apare în următoarele condiţii:- viteză periferică relativă ridicată;- jocul între fus şi cuzinet creşte (uzură);- diminuarea viscozităţii cinematice (încălzirea excesivă a uleiului).Apariţia regimului de curgere turbulent provoacă o creştere accentuată a curgerii degajate

în lagăr determinând o "super-încălzire" a uleiului ceea ce determină o reducere a grosimii pelicului de ulei, creşterea jocului radial, funcţionarea cu şoc la fiecare punct mort.

În timpul funcţionării încălzirea lagărului poate conduce la micşorarea periculoasă a jocului dintre arbore şi cuzinet. Pentru a compensa această diminuare trebuie să se prevadă un jocsuplimentar în aşa fel ca jocul de montaj să se compună din jocul în funcţionare şi joculsuplimentar. Jocul la funcţionare între arbore şi cuzinet trebuie să fie:

J d w l

d A

0 8

1034, 37 (15.19)

unde: w - viteza relativă între fus şi cuziner, în [m/s];d - diametrul fusului, în [mm];

A - factor de corecţie care ţine seama de materialul cuzinetului.Jocul minim pentru a asigura un film continuu de ulei poate fi calculat şi cu formula

empirică



265

J n d

min

4

5460 10[mm]38 (15.20)

unde: n- turaţia arborelui, în rot/min; d - diametrul fusului, în mm.Pentru a se ţine seama şi de deformaţiile arborelui la forţa de presiune maximă, la

proiectare se adoptă: J = (1,1…1,3)d .10-3 [mm] pentru lagărul fusului maneton; J = (1,3…1,5)d .10-3 [mm] pentru palier;Jocul total al cuzinetului trebuie să fie:

J d

l 0 2100

, [mm]39 (15.21)

Determinarea debitului de ulei necesar lagărului trebuie să ţină seama de circulaţia acestuiaîn lagăr ştiind că se divide în:

- fluxul circumferenţial hidrocinetic;- fluxul axial sub formă de inel care este expulzat din lagăr înainte de a contribui la ungere.Fluxul axial de ulei din punct de vedere hidrodinamic este ineficace, dar din punct de

vedere termic este eficient deoarece contribuie la răcirea lagărului.

Cantitatea de ulei evacuată axial printr-un sector de deschidere inelară, sub efectul variaţieiaxiale a presiunii este:

dV p

z h r d ua

1

12

3

40 (15.22)

unde Oz este axa arborelui.Debitul de ulei teoretic necesar asigurării regimului hidrodinamic poate fi apreciat şi cu

relaţia:dV k d u

1

3 41 (15.23)

unde: 1< k 1 = f (l /d ) < 2Rotaţia arborelui provoacă antrenarea unui volum de ulei

V d r 3 42 (15.24)

unde: r fl

d ,

43

Calculul lagărelor este o etapă de mare răspundere neapărat trebuie urmată de verificări practice.

15.2.3 Calculul debitului de ulei necesar în sistemul de ungere

Debitul de ulei care circulă prin sistemul de ungere uV 44 reprezintă debitul prin

magistrala de ulei (rampa centrală) şi se poate determina din două condiţii:1) Asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagărelor;2) Preluarea unei cantităţi din căldura dezvoltată în motor.Determinarea debitului de ulei pornind de la prima condiţie presupune asigurarea

necesarului de ulei pentru ungerea celor b fusuri ale arborelui cotit. V b V u ul a

45 (15.25)

Debitul de ulei necesar lagărelor este de 15…50% din debitul de ulei care circulă prinmagistrala de ungere; limita superioară se aplică motoarelor cu circuit de răcire a pistoanelor.

Rezultă că debitul de ulei prin magistrală este: V V u ua

2 7 46 (15.26)



266

Calculul debitului de ulei uV 47 care satisface a doua condiţie are la bază bilanţul energericconsiderând că uleiul preia căldura dezvoltată prin frecare care reprezintă fracţiunea f u din călduradegajată în motor.

u u i e eQ f Q c P 10 3 [kJ / h]48 (15.27)

unde: f u = 0,02…0,06;

Qi - puterea calorică inferioară, Qi = 40.000…44.000 [kJ/kg];ce - consum specific de combustibil, în [g/kWh]; P e - puterea efectivă a motorului în [kW].

Q f P u u e 9 13 103 49 (15.28)

sau

u eQ P 260 540 [kJ / h]50 (15.29)

Debitul de ulei prin magistrală este:

V Q

c t u

u

u u u

51 (15.30)

Cu valorile cu.

u = 1674…1883 [kJ/m3K], t

u = 15 K se poate determina debitul prin

magistrala de ungere

V Pu e 9 20 [l / h]52 (15.31)

Pe baza calculului statistic, debitul de ulei al sistemului de ungere se poate determina şi curelaţia:

V n d bu n f 6 13 2 [l / h]53 (15.32)

unde: nn - turaţia corespunzătoare puterii nominale, în rot/min;d f - diametrul fusului, în m;b - numărul de fusuri.

Valorile superioare pentru debitul sistemului de ungere sunt caracteristice motoarelor cu

aprindere prin comprimare supraalimentate.

15.2.4 Calculul elementelor compenente ale instalaţiei de ungere

15.2.4.1 Calculul pompei de ulei

Dimensionarea pompei de ulei are în vedere ca debitul refulat să fie superior celui carecirculă prin magistrala de ungere datorită circuitului derivat prin supapele de siguranţă. În acestecondiţii debitul pompei de ulei este

, ,

V V pu u 1 5 2 5 [l / h]54 (15.33)

Ţinând cont de tipul şi puterea motorului se recomandă V pu = (20…35)Pe pentru M.A.S;(25…40)Pe [l/h] pentru M.A.C. cu aspiraţie naturală şi (45…70)Pe [l/h] pentru M.A.C.supraalimentat şi cu răcirea pistoanelor.

În cazul pompei de ulei cu două roţi dinţate cu angrenare exterioarăV D l h n pu p pu pu

55 (15.34)

de unde

l V

D h n

pu

p pu pu

56 (15.35)

în care: D p - diamtrul de divizare;h - înălţimea dintelui;n pu - turaţia pompei de ulei;



267

pu = 0,75…0,85 - randamentul volumetric al pompei;l - lăţimea roţii.

Considerând ca viteza periferică a roţilor nu trebuie să depăşească 5…6 m/s pentru a numicşora prea mult randamentul pu, se poate calcula diametrul primitiv al roţilor.

Dw

n p

p

pu

60000.

[mm]57 (15.36)

Turaţia pompei se alege de obicei jumătate din turaţia morotului.Puterea necesară antrenării pompei de ulei se determină cu relaţia:

P V p

pu

pu u

m

10 3

[kW]58 (15.37)

unde: V pu este în [m3/s]; pu în [N/m2], iar m = 0,85…0,9

Căderea de presiune se alege între 0,3…0,8 MPa.La proiectarea pompei de ulei se recomandă valorile din tabelul 15.1.

Tabelul 15.1.Dimensiunile pompei de ulei

Parametrul MAS MACDiametrul de divizare D [mm] 25…35 35…55

Numărul de dinţi Z 6…8 7…12Înălţimea dintelui h [mm] 7…10 8…10Modulul m 3,5…5,0 4,0…4,5Lăţimea roţii l [mm] 22…52 35…52Jocul axial a [mm] … 0,05…0,15Jocul radial r [mm] … 0,05…0,18

15.2.4.2 Calculul suprafeţei de răcire a schimbătoarelor de căldură pentru ulei

Acest calcul are ca scop dimensionarea suprafeţei de răcire necesare transmiterii căldurii preluate de ulei din motor şi cedate mediului de răcire.

Pentru un schimbător de căldură aer-ulei suprafaţa exterioară de răcire se calculează curelaţia:

S

Q

k t t u

u u a

2

[m2]59 (15.38)

unde: k S

S

u

1

1 1

1

2

1 2

[kJ/m2hK]60

k u - coeficientul global de transmitere a căldurii de la ulei la aer,; = S 2/S 1 = 2,5…3,5 - coeficientul de nervurare;S 1 [m

2] - suprafaţa interioară de contact cu uleiul;S 2 [m

2] - suprafaţa exterioară a schimbătorului;t u = 75…85 [0C] - temperatura medie a uleiului;t a = 40[0C] - temperatura medie a aerului; 1 = 180…400 [W/m2K] - coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereţii

schimbătorului; 2 = 70…140 [W/m2K] - coeficientul de transmitere a căldurii de la ulei la pereţii

schimbătoruluila aer;



268

k u = 30…70 [W/m2K].În cazul schimbătorului de căldură apă-ulei calculul suprafeţei exteriore de răcire se

efectuează adoptând viteza de circulaţie a uleiului wu = 0,1…0,5 [m/s] şi coeficientul global detransmitere a căldurii de la ulei la apă k a = 120…300 [W/m2K], deci

S Q

k t t u

a u a

2

[m ]2 61 (15.39)

Debitul de lichid necesar asigurării răcirii uleiului se poate scrie:

V Q

c t a

u

a a a

[m / s]3 62 (15.40)

unde:u

Q 63 - căldura evacuată; r a - densitatea apei; ca - căldura specifică a apei; Dta -

diferenţa dintre temperaturile de ieşire şi intrare ale lichidului de răcire.

15.2.4.3 Funcţionarea comună a răcitorului de ulei cu instalaţia de răcire a motorului

Utilizarea unui schimbător de căldură la care agentul de răcire a uleiului să fie lichidul

sistemului de răcire presupune amplasarea în circuitul de răcire ca în figura 15.26.În cazul răcitorului de ulei ecuaţiile de bilanţ termic sunt:

R u 1 RQ Q Q 64 (15.41)

unde: R = 0,96 - randamentul răcitorului;

u i r Q , Q , Q 65 - fluxurile de căldură vehiculate de ulei, lichid şi prin răcitor.

Dacă se notează cu: t il , t el - temperatura lichidului de răcire la intrare respectiv ieşirea dinrăcitor; t iu, t eu- temperatura uleiului la intrarea şi ieşirea din răcitor, ecuaţia (15.41) devine:

R u pu iu eu l pl el il R R mRm c t t m c t t k A t 66 (15.42)

unde: um 67 - debitul masic de ulei;

1m 68 - debitul masic de lichid de răcire;c pu, c p1 - căldurile specifice la p= const. pentru ulei, respectiv lichid de răcire;k R, A R - coeficientul global de transfer de căldură, respectiv suprafaţa activă a

schimbătorului de căldură;

Fig.15.26.Schema de amplasare a schimbătoruluide căldură pentru ulei în circuitul de răcire al

motorului



269

t mR - diferenţa medie logaritmică între temperaturile uleiului şi lichidului derăcire.

Răcitoarele de ulei sunt de tipul cu curenţi încrucişaţi, iar factorul de corecţie se apropie deunitate pentru diferenţele t 1 şit 2 aşa că:

t t t

t

t

t t t t

t t

t t

mR

iu el eu il

iu el

eu il

1 2

1

2ln ln

69 (15.43)

În practică o situaţie des întâlnită este verificarea compatibilităţii unui schimbător decăldură la care se cunosc k R şi A R cu sistemul de răcire, în condiţiile în care se cunoaştetemperatura uleiului la intrarea în răcitor şi temperatura lichidului la intrarea în răcitor.

Compatibilitatea schimbătorului de căldură cu cerinţele motorului este satisfăcută dacăeste îndeplinită relaţiile (15.44). Sistemul de ecuaţii poate fi scris sub forma:

R u R u pu iu eu

l l pl el il

R R R mR

Q m c t t

Q m c t t

Q k A t

70 (15.44)

Cunoscând t il şi t iu şi grupând termenii constanţi, sistemul (15.44) devine:

R u u u eu

l l el l

r l m

Q k k t

Q k t k

Q k t R R

1 2

1 2

71 (15.45)

Necunsocutele t ev, t eu şi t mR se pot determina fie analitic, fie grafo-analitic.

15.2.4.4 Calculul filtrelor de ulei

Suprafaţa de filtrare Sf se calculează cu relaţia

S V

w f

u 10 3

[m2]72 (15.46)

unde: V u [l/h] debitul de ulei;w [m/h]; viteza uleiului în filtru, w = p/hR; p - căderea de presiune din filtru, în starea curentă (w = 36…432 m/h).

Suprafaţa de filtrare calculată cu relaţia (15.46) reprezintă suprafaţa totală a porilor, deaceea se numeşte suprafaţa activă a filtrului.

Suprafaţa nominală a filtrului S n se determină pentru determinarea cotelor de gabarit.S k S n 73 (15.47)

unde: k - factor care ţine seama de materialul dintre pori şi are valori de 3,3…3,6 lafiltrele de sită şi 3,3…5,0 la filtrele cu fir de sârmă.Calculul filtrului centrifugalDebitul volumetric de ulei care trece prin orificiul calibrat

V f g

pn

R r f opt

2

21

301 1

2

2

0

2

[l/min]74 (15.48)

unde: Ropt - reprezintă distanţa optimă de la axa orificiului ajutajului până la axa rotorului

R g a f

V

a f

V

g k

V opt

f f f

2 19 6 302

2

,

75 (15.49)

iar forţa de reacţie aplicată la axa orificiului duzei de expulzare a uleiului



270

F V

g

V

f

n R

f f

opt

2 2 3076 (15.50)

Momentul reactiv dat de cele două duze este: F Rr opt 2 77 (15.51)

În relaţiile de mai sus intervin următoarele mărimi: 1 - coeficientul de debit al uleiului prin orificiul duzei de expulzare;

f - suprafaţa orificiului ajutajului (diametrul orificiului are valori cuprinse între 1,6...2,2mm;

- densitatea uleiului; p1 - presiunea uleiului la intrarea în rotorul filtrului, p1 = 0,4...0,6 MPa; - coeficientul de pierderi hidraulice de la intrarea uleiului în filtru până la ajutajul de

expulzare;n - turaţia rotorului;r o - raza arborelui rotorului; - coeficient care ţine seama de vâscozitatea dinamică şi capacitatea rotorului;

- coeficientul de contracţie a secţiunii vânei de ulei care iese prin orificii;k - coeficient care depinde de capacitatea rotorului şi viscozitate.La alegerea filtrelor trebuie să se ţină seama că la MAC uleiul este de 10 ori mai

impurificat cu combustibilul nears decât în cazul MAS şi că este supus la temperaturi mult mairidicate decât în cazul MAS.

Alegerea tipului şi construcţia filtrului trebuie să ţină seama şi de aditivii de ulei. S-aconstatat în practică că poate să apară un blocaj al mediului poros, fie prin placarea acestora cudepunderi rezultând din slăbirea calităţii aditivilor care provoacă la cald apariţia de cristale care audimensiuni superioare porilor, fie prin incidenţa unor aditivi asupra tensiunii superficiale.



270

16. PROIECTAREA INSTALAŢIILOR DE ALIMENTAREALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

16.1 Proiectarea instalaţiilor de alimentare ale motoarelor cuaprindere prin scânteie cu carburator

Formarea amestecului prin carburaţie presupune pulverizarea, vaporizarea şi amestecarea benzinei cu aerul în exteriorul cilindrilor motorului.

- Pulverizarea combustibilului este determinată în primul rând de parametrii geometrici şifuncţionali ai carburatorului.

- Vaporizarea începe în camera de amestec, continuă pe tot traseul de admisie şi în

cilindrul motorului până în momentul apariţiei scânteii.- Amestecarea intimă a vaporilor de benzină cu aerul, distribuţia uniformă a acestora,

depind hotărâtor de arhitectura traseului de admisie, de mişcările organizate şi turbulente aleamestecului, în timpul comprimării. Omogenizarea cât mai bună a amestecului vapori decombustibil-aer este însă frânată de raportul volumelor componente (benzină completvaporizată/aer = 1/50).

16.1.1 Regimurile de funcţionare ale motorului pentru automobile

Infinitatea de regimuri de funcţionare ale motorului poate fi convenţional împărţită în

următoarele clase:1. Regimul de pornire ( = 0,2…0,6);2. Regimul de mers în gol încet ( = 0,6…0,8);3. Regimul sarcinilor medii ( = 0,9…1,1);4. Regimul sarcinilor mari şi maxime ( = 0,8…0,9);5. Regimul acceleraţiilor bruşte.Caracteristică tuturor acestor regimuri de funcţionare este formarea calitativă a

amestecului. Cantitatea aerului aspirat şi viteza unghiulară a clapetei de acceleraţie determinăvaloarea coeficientului de exces de aer - .

16.1.2 Principii de proiectare

Proiectarea instalaţiei de alimentare a unui motor cu aprindere prin scânteie trebuie să pornească de la funcţiile de bază ale acesteia:

a) păstrarea, filtrarea şi debitarea combustibilului; b) filtrarea aerului şi amortizarea zgomotului indus la curgerea acestuia;c) pregătirea amestecului carburat de calitatea concordantă cu regimul de funcţionare a

motorului.În particular, carburatorului îi revin următoarele funcţii:1. Funcţia de dozare a benzinei şi aerului în raport cu turaţia şi sarcina motorului;2. Funcţia de pulverizare, vaporizare şi parţial, amestecarea vaporilor de combustibil cu

aerul;3. Asigurarea pornirii sigure a motorului chiar în condiţii climatice dificile;



271

4. Funcţia de reglare a dozajului în concordanţă cu starea tehnică a motorului şi cu parametrii climatici (presiune, temperatură, umiditate).

Criteriile de proiectare ale instalaţiei de alimentare prin carburaţie pot fi sintetizate prindescrierea conceptului de "carburator ideal".

Carburatorul care asigură caracteristicile de reglare optime (din punct de vedere dinamic,economic şi ecologic) la toate regimurile de funcţionare ale motorului, inclusiv cele nestaţionare,

se numeşte "carburator ideal". Funcţionarea carburatorului ideal este caracterizată decaracteristicile de turaţie şi sarcină ale acestuia ce se pot stabili pornind de la analizacaracteristicilor de reglaj ale motorului funcţie de compoziţia amestecului.

Pentru obţinerea caracteristicii de turaţie la sarcină totală a carburatorului este necesar unset de caracteristici de reglaj la cel puţin trei turaţii:

- turaţia minimă de funcţionare;- turaţia de moment maxim;- turaţia nominală.În figurile 16.1. şi 16.2. se prezintă caracteristicile de reglaj funcţie de consumul orar,

respectiv de compoziţia amestecului, la sarcină totală.

(

=

max ,

- unghiul de deschidere a clapetei de acceleraţie), pentru cele trei turaţii.Amestecurile pentru care se obţine puterea maximă se numesc "amestecuri de putere"(caracterizate de l p) iar cele pentru care se obţine economicitatea maximă se numesc "amestecuride economicitate" (caracterizate de le).

Transpunând valorile p, e ca funcţii p e= f(u), = f(n) 1 se obţine caracteristica de

turaţie la sarcină totală a carburatorului (figura 16.3).Domeniul cuprins între p = f (n) şi e = f (n) caracterizează calitatea amestecului carburant

la orice turaţie de funcţionare şi la sarcină maximă.În figura 16.4. se prezintă limitele de variaţie ale calităţii amestecului carburant funcţie de

sarcina motorului. Cum un motor trebuie să funcţioneze în condiţii de economicitate, rezultă că îndomeniul sarcinilor medii (în care acesta funcţionează în majoritatea timpului de exploatare) -trebuie să i se furnizeze amestecuri apropiate de curba 1, de economicitate maximă, iar îndomeniul sarcinilor mari - când motorului i se cere puterea maximă - să i se furnizeze amestecuriapropiate de curba 2 de putere maximă. În domeniul sarcinilor mici sunt necesare de asemeneaamestecuri bogate.

O variaţie = f () de forma 3 satisface criteriile expuse mai sus şi este caracteristică

Fig.16.1.Caracteristica de reglaj funcţie deconsumul orar

Fig.16.2.Caracteristica de reglaj funcţie decompoziţia amestecului



272

carburatorului ideal.

16.1.3 Proiectarea unor elemente ale instalaţiei de alimentare

a) Proiectarea pompelor de alimentare cu carburant Pompele de alimentare au rolul de a aspira combustibilul din rezervor şi de a-l furniza

sistemului de formare a amestecului (în particular carburatorului).Acţionarea mecanică a pompei de alimentare se face de la arborele de distribuţie al

motorului.Debitul pompei de alimentare trebuie să fie 4…10 ori mai mare decât debitul maxim

necesar funcţionării motorului pentru a asigura:- amorsarea rapidă a instalaţiei;

- necesarul de combustibil la aceelerări bruşte;- eliminarea bulelor de gaze din circuit;- debit corespunzător chiar la uzuri importante ale elementelor pompei.În instalaţiile de alimentare sunt utilizate cu predilecţie următoarele tipuri de pompe de

alimentare:- pompe cu membrană;- pompe cu piston;- pompe rotative cu palete radiale;- pompe electromagnetice.

Fig.16.4.Limitele de variaţie ale calităţiiamestecului funcţie de sarcină

Fig.16.3.Caracteristica de turaţie la sarcinătotală a carburatorului

Fig.16.5.Pompa de combustibil cu membrană



273

Dimensionarea pompelor cu membranăÎn figura 16.5. este reprezentată schema unei pompe cu membrană.

Notaţiile au următoarele semnificaţii:1-membrana; 2-corpul pompei; 3-tija de acţionare a membranei; 4-arcul central al pompei;

5-capacul cu supapa de aspiraţie "SA" şi supapa de refulare "SR"; 6-amortizorul pulsaţiilor de presiune; 7-sistem de fixare a tijei pe membrană; 8-pârghia de acţionare a membranei; 9-

excentricul de pe arborele de distribuţie.Pompa cu membrană trebuie să asigure un debit de 3-5 ori mai mare decât debitul maxim

necesar motorului la funcţionarea în regim nominal la sarcină totală.Volumul combustibilului aspirat şi refulat de pompă în timpul unei curse S p a pompei se

aproximează prin volumul a două trunchiuri de con de înălţime S p/2 ca în figura 16.5. în care: d a-diametrul armăturii de fixare a tijei de membrană; d p - diametrul membranei pompei.

Se poate deci scrie:

V

S d d d d

p

p

p2

a2

p a

2 2

3 4 4 2 2

2 (16.1)

sau:

V S

d d

d

d

d p

p p2 a

2

p2

a

p

121 3 (16.2)

Notând = d / d a p 4 rezultă în continuare:

V S

d S d

A p

p

p

p p2

121

12

2 2 5 (16.3)

unde: 2 1 125 150, , 6 -statistic, pentru construcţiile actuale.Ţinând seama de coeficientul de debit al pompei 0 4, 7, se obţine volumul real de

combustibil refulat de pompă la o cursă completă a membranei:

V S d A pr

p p2

128 (16.4)

Notând cu C consumul orar de combustibil al motorului la regim nominal şi sarcină totală,cu numărul de timpi ai motorului şi cu nn turaţia nominală a motorului, debitul de combustibilconsumat pe ciclu va fi:

c

n

qC

n

120[kg / ciclu]9 (16.5)

Dacă c este densitatea combustibilului, volumul acestuia consumat pe ciclu va fi:~V

C

n

c

c n

120[l]10 (16.6)

Egalând 16.6. cu 16.4. se obţine relaţia de dimensionare a diametrului membranei pompei:

d

C

S n p

c p n

3 5

10

[dm]11 (16.7)

Pentru proiectarea efectivă a sistemului de alimentare prin adoptarea unei pompe cumembrană existente la un motor nou se porneşte de la relaţia (figura 16.5):

p

p

c

c

p c p

c

S

l

h

l S h

l

l 12 (16.8)

Din relaţiile (16.8) se pot corela dimensiunile constructive ale sistemului de acţionare al pompei cu membrană.

În relaţia 16.7. nn=2.nc (nc - turaţia arborelui de distribuţie). Se recomandă ca raportul l p/l c să ia valori în intervalul (0,6…0,7).



274

Proiectarea dimensională a pompelor de alimentare cu piston

Sunt utilizate mai puţin la motoarele cu aprindere prin scânteie fiind în schimb folosite pelarg la motoarele cu aprindere prin comprimare.Diametrul pistonului pompei d p şi cursa acestuia S p sunt elementele geometrice principale

ale calculului de dimensionare funcţională.Construite în două variante constructive (fig.16.7. şi 16.8.) pompele cu piston pot fi:- cu simple efect (acţiune);- cu dublu efect.Indiferent de varianta constructivă, pompa cu piston trebuie să asigure un debit de (6…8)

ori mai mare decât debitul motorului la regim nominal. Unele firme constructoare impunamplificări ale debitului de până la 30 ori faţă de cerinţele motorului la regim nominal şi sarcinătotală.

La pompa cu simplu efect (fig.16.6.) partea principală a dozei de combustibil este refulatăîn timpul cursei descendente a pistonului; în cursa ascendentă a pistonului cea mai mare parte adebitului ce trece prin supapa de refulare "SR" ajunge în volumul de sub piston.

În cursa ascendentă este refulat deci numai volumul corespunzător volumului tijei pistonului.


V d d S d S S d pr p r p v t p v p p v

4 4 4

2 2 2 2 13 (16.9)

unde: d p - diametrul pistonului;S p - cursa pistonului;

d t - diametrul tijei pistonului; v - randamentul pompei.

Volumul de combustibil consumat pe ciclu de funcţionare este:~V

C

n c

c n

120[l]14 (16.10)

Din (16.9) şi (16.10) rezultă:

d

C

S n p

v c p n

6 8

60

15 (16.11)

În cazul pompei cu dublu efect, volumul refulat la o cursă dublă a pistonului este:

V d S d d S S d d pr p

p v p t p v p v p t

2

2 2 2 2

4 4 42 16

(16.12)

Fig.16.7 Pompa de alimentare cu dublu efectFig.16.6.Pompa de alimentare cu simplu efect



275

Din (16.12) şi (16.10) se obţine:

4

2 6 8120

2 2

S d d C

n p v p t

c n

17 sau

d

C

S n

d p

v c p n

t

6 8

60 2

2

18 (16.13)

Se recomandă următoarele valori: v = 0,93…0,96;S p/d p = 0,25…0,65.

Valori uzuale în cazul motoarelor de medie cilindree: S p = 8 [mm]; d p = 22 [mm].Dimensionarea pompei cu palete radiale

Schema de calcul pentru acest tip de pompă (cu aspiraţie exterioară şi simplă acţiune) este prezentată în figura 16.8. Notaţiile din fig. au următoarele semnificaţii:

D - diametrul statorului pompei;d - grosimea paletei;e - excentricitatea pompei; p - viteza unghiulară a rotorului;V t - viteza tangenţială a paletei la raza r măsurată faţă de centrul rotorului O1.

Debitul elementar antrenat de suprafaţa elementară a paletei are forma:dV V dS dS B d p t p p

19 (16.14)

În relaţia (16.14) B este lăţimea paletei (sau lăţimea interioară a statorului pompei) iar dS este suprafaţa elementară a paletei.

Ţinând seama de relaţia

p

pn

3020, (16.14) devine:

dV n

B d p

p

30

21 (16.15)

Integrând:

V n

B d n

Bn

B D e p

p

De

De

De

De

p 2 p

30 60 302

2

2

2

[dm / min]3 22 (16.16)

Dacă pompa are z palete şi se ţine seamă de grosimea paletelor şi de randamentul pompei v (16.16) devine:

Fig.16.8. Schema de calcul a pompei de alimentare cu palete

radiale



276

V n B D z e pr p v

2

3dm

h 23 (16.17)Pompa trebuie să asigure un debit de (3-5) ori mai mare decât consumul orar al motorului

astfel încât:

3 5 C V c pr 24 (16.18)

sau 3 5 2 C n B D z e p v c 25 (16.19)

Din relaţia (16.19) se poate obţine valoarea parametrului necesar calculului de proiectare.Se recomandă pentru pompele cu palete radiale:

z sau nn

2

e

D B

D D

v pn

2 4 0 85 0 95 0 05 010

1 2 0 025 0 050

; , , ; ; , ,

; , ,

26

b) Proiectarea carburatoruluiÎn figura 16.9. se prezintă schema unui carburator monocorp, vertical, inversat.Semnificaţiile notaţiilor sunt:1-clapeta dispozitivului de pornire; 2-orificii de aer pentru sărăcirea amestecului; 3-supapă;

4-canal pentru accesul benzinei în dispozitivul de mers în gol încet; 5-pistonul pompei deacceleraţie; 6-resort; 7,14,15,16- sistem pârghii pentru acţionarea pompei de acceleraţie; 8-supapăalimentare cameră economizor; 9-economizor cu comanda pneumatică; 10-membrană

economizor; 11-resort; 12-canal de combustibil; 13-tub de comandă pneumatică a economizorului;18-jiclor economizor; 19-clapeta de acceleraţie; 20-orificiul acces emulsie aer-benzină prindispozitivul de mers în gol încet; 21-supapă de control a debitului de emulsie aer-combustibil; 22-

Fig.16.9. Schema de principiu a carburatorului



277

orificiu de progresiune; 23-tubul emulsor al dispozitivului principal de dozare; 24-puţul tubuluiemulsor; 25-difuzor; 26-pulverizatorul dispozitivului principal de dozare; 27-canal acces emulsieaer-benzină; 28-jiclorul de benzină al pompei de acceleraţie; 29-jiclorul de aer al dispozitivului demers în gol încet; 30-jiclorul dispozitivului principal de dozare; 31-canal acces benzină; 32-jiclorulde benzină al dispozitivului de mers în gol încet; 33-supapă; 34-jiclorul de aer al dispozitivului

principal de dozare; 35-jiclor de aer; 36- plutitor.Alegerea diametrului secţiunii de intrare (d) în motor a amestecului aer-vapori de benzină (practicdiametrul interior al flanşei de montaj pe colector a carburatorului) este o primă problemă a

dimensionării sistemului de alimentare prin carburaţie. Pentru carburatoarele monocorp firmaSolex indică următoarele relaţii:

d V nt n 0 80 0 83 10 3, , [mm]27 - pentru motoarele cu patru cilindri;

d V nt n 10 3 [mm] 28 - pentru motoarele cu şase cilindri;

d V nt n 115 10 3, [mm]29 - pentru motoarele cu opt cilindri.

În relaţiile de mai sus V t este cilindreea totală a motorului iar nn turaţia nominală aacestuia.

Dimensionarea difuzoruluiDifuzorul carburatorului este un ajutaj convergent-divergent în a cărui secţiune minimă

depresiunea aerului admis spre cilindri motorului atinge valoarea capabilă să asigure aspiraţia benzinei din camera de nivel constant; viteza aerului la trecerea prin difuzor trebuie să determine pulverizarea fină a jetului de benzină.

Depresiunea aerului în difuzor ( pd ) este diferenţa dintre presiunea mediului ambiant po şi presiunea statică din difuzor pd :

p p p p d

030 (16.20)

Depresiunea ( pd ) depinde de turaţie (fig.16.10,a).La turaţii nominale de peste 3200 rot/min depresiunea în difuzor ajunge la 1500 mm

coloană H2O. Statistic, depresiunea din difuzor are valori cuprinse între 1200…2000 mm coloanăH2O. ( 1 mm H2O = 9,80665 Pa). Viteza aerului în difuzor wad se determină cu ajutorul ecuaţiei lui

Bernoulli. Scriind ecuaţia Bernoulli la intrarea în difuzor (secţiunea O-O) şi în secţiunea minimă aacestuia (secţiunea d-d), în ipotezele incompresibilităţii aerului şi a diferenţei neglijabile de nivelîn lungul difuzorului se obţine:

a) b)

Fig.16.10. a) Dependenţa depresiunii din difuzor ( pd ) de turaţia motorului; b) Dimensiunile difuzorului



278

0

0

02

d

0

ad 2 p w

g

p w

g

2 21 31 (16.21)

Se admite că în secţiunea O-O, 0w 0 32, deci:

ad

d w

g p

2

10

33 (16.22)

Înlocuind0 0 p g 34 şi notând

w

1

135 se obţine:

ad wd

w p

p

2

0

36 (16.23)

În relaţiile de mai sus:w= 0,85 - coeficientul pierderilor de viteză în difuzor;r 0 = 1,29 [kg/m3] - densitatea aerului la 00C şi 760 mm Hg;

Viteza aerului în difuzor se poate determina şi cu ajutorul relaţiei:

ad

0,299

d

0w

p

p

727 1 [m / s]37 (16.24)

care provine din expresia vitezei la curgerea aerului printr-un ajutaj convergent-divergent.Pentru carburatoarele existente wad =80…170 [m/s]38Debitul masic al aerului ce trece prin difuzor se determină cu ecuaţia continuităţii:

C S wad d d ad 0 3600 [kg / h]39 (16.25)

unde: d - coeficient de contracţie la curgerea prin ajutaj;S d - suprafaţa secţiunii minime a difuzorului.

Înlocuind (16.23) în (16.25) şi notând d = d . w40- coeficientul de debit al difuzorului,

rezultă: C S pad d d 0 d 2 3600 [kg / h]41 (16.26)

Dacă se ţine seamă de compresibilitatea aerului (prin factorul c) se poate scrie expresiadebitului de aer corectată:

a c ad ’

C = C 42 (16.27)Dacă se introduce în ecuaţia (16.26) densitatea aerului în difuzor

d 0 d 0

0,71 = ( p / p ) 43în locul densităţii r 0 rezultă expresia aceluiaşi debit corectat Cad.

Fig. 16.11 Determinarea valorilor d Fig. 16.12. Carburator cu difuzoare multiple



279

Coeficientul de debit d depinde de mărimile geometrice ale difuzorului dar mai ales dedepresiunea din difuzor:

d 0 68 0 83, , 44 (16.28)

Valorile d şi c pot fi citite din nomograma (16.11).Presupunând că admisia amestecului aer-combustibil în cilindri motorului se face strict pe

durata corespunzătoare la 1800 RAC, rezultă că la motoarele cu numărul de cilindri mai mare ca patru admisia amestecului carburant se interferează la câte doi cilindri (consecutivi în ordinea deaprindere). Deci prin difuzorul carburatorului va trebui să treacă (pe durata corespunzătoare la180o RAC) un debit de aer mai mare decât cel necesar unui singur cilindru. Se introduce în acestscop coeficientul de corecţie c care are următoarele valori:

- c=1 pentru i=1…4 (i numărul de cilindri);- c=1,15 pentru i=5;- c=1,3 pentru i=6;- c=1,6 pentru i=8;

Debitul masic de aer care intră într-un cilindru în timpul admisiei (pe 180o RAC) este:

C

Q V

n

V na

a v 0 s

v 0 s1

10

180

6

012

3

,

Kg

h 45 (16.29)

Dacă ţinem seamă de interferenţa alimentării la motoarele cu i > 4: C c C V na a 0 s

1012, Kg / h 46 (16.30)

Pentru a determina diametrul secţiunii minime a difuzorului se egalează (16.27) cu (16.30),rezultând:

d c V n

z pd

s v

c d d

5 848,

47 (16.31)

unde z este numărul camerelor de amestec ale carburatorului:

Alegerea dimensiunilor difuzorului se poate face utilizând indicaţiile din figura 16.10,b.Pentru obţinerea unei pulverizări fine a benzinei şi la turaţii mai scăzute decât turaţianominală, fără a folosi un difuzor puternic strangulat, care ar mări rezistenţele gazodinamice laturaţii ridicate, se utilizează difuzoare multiple (fig.16.12) formate din două sau trei difuzoareconcentrice. Difuzorul central cu cea mai mică secţiune de trecere se mai numeşte şi centrator.

În secţiunea minimă a centratorului viteza de curgere a aerului va fi mai mare cu 20% iardepresiunea cu 50%; prin secţiunea dintre difuzoare trece un debit de 66-83% din debitul total.

Dimensionarea jiclorului de combustibilSchema de calcul este prezentată în figura 16.13. Scriind ecuaţia lui Bernoulli pentru

Fig.16.13. Schema de calcul a jiclorului de combustibil Fig.16.14.Determinarea valorii coeficientului



280

secţiunile O-O şi j-j, rezultă:

00

c

02

j j

c

j2

h + p

+w

2g = h +

p+

w

2g 48 (16.32)

sau:

0

0 0

2 2

2 2h

p w g h

p w

c

j

j

c

j

49 (16.33)

unde: c = 750 [Kg/m3] - densitatea benzinei; - coeficientul care ia în considerare pierderile prin frecarea cu pereţii şi

distribuţia neuniformă a vitezei în secţiunea de curgere.

Considerând w0 » 0 şi notând j

1

150 din 16.33 se obţine expresia vitezei

benzinei la curgerea prin jiclor:

j j

j

c

w p p

g h

2 20 51 (16.34)

Depresiunea ( p j- pd ) care asigură curgerea benzinei trebuie să fie capabilă să ridice coloanade benzină în tubul pulverizator pentru a o deversa spre camera de amestec învingând în acelaţitimp tensiunea superficială care se opune curgerii benzinei; tensiunea superficială poate fiasimilată ca valoare convenţională cu presiunea dată la o coloană de benzină de înălţime h s. Se

poate astfel scrie:

j d c p h h h g 52 (16.35)

sau:

j d c p p p h h h g

0 0 53 (16.36)

Rezultă:

0 p p h h h g

j d c 54 (16.37)

Înlocuind (16.37) în (16.34) se obţine:

j jd

c

w p

g h h

2 2

55 (16.38)

Notând h h h* 56, se obţine:

j jd

c

w p

g h

2 2

* 57 (16.39)

Viteza benzinei la curgerea prin jiclor are valori de (3…5) m/s fiind de 25…30 ori maimică decât viteza aerului la curgerea acestuia prin difuzor.

Debitul masic al benzinei prin jiclor poate fi scris sub forma:C S w j j j j c 3600 [kg / h]58 (16.40)

unde: j - coeficient de contracţie al orificiului jicloruluiS j = p.d j

2/4 - suprafaţa orificiului jiclorului.Introducând (16.39) în (16.40) rezultă:

C S p g h j j j c d c 2 3600 * [kg / h]59 (16.41)

în care: j j j 60 - coeficientul de debit al jiclorului (se poate citi valoarea funcţie de

pd din figura 16.41; A este forma din stânga figurii).

Valorile uzuale ale mărimilor h şi h s sunt:

h

hh

2 6

1214 18

[mm]

[mm][mm]

*61

Se consideră că întreaga cantitate de combustibil adică consumul orar de benzină C trece



281

în totalitate prin jiclor (ipoteză acoperitoare).Dacă i este numărul de cilindri ai motorului C j = 4.C /i, deoarece fiecare cilindru este

alimentat numai în cursa de admisie, ţinând seama că S d

j

j 2

462 rezultă din (16.41):

d C

i p g h

j

j d c

5 82,*

[mm]63 (16.42)

Pentru predimensionare se poate folosi relaţia empirică:d d j d 0 05, 64 (16.43)

Dimensionarea elementelor dispozitivului principal de dozare cu frânare pneumatică acombustibilului şi tub emulsor

Schema de calcul este prezentată în figura 16.15. Nivelele corespunzătoare înălţimilor h1 şi h2 corespund orificiilor din tubul emulsor.Într-o primă etapă a funcţionării dispozitivului nivelul combustibilului h variază în

intervalul (0,h1) sau 0<h<h1. Nu există (în această etapă) comunicare între aerul din exterior şiinteriorul puţului tubului emulsor 4.

Jiclorul principal se află sub influenţa diferenţei de presiune pd = po- pd . Considerând regimulde curgere al benzinei staţionar, debitul prin jiclorul 1 este egal cu debitul de benzină prin toateorificiile practicate în tubul emulsor. Scriind ecuaţia de conservare a debitului:

jc jc c d c c c d t t S p p g h g h p p S 2 20 0 * 65 (16.44)

Împărţind ambii membrii ai relaţiei (16.44) 2 c

66cu atunci:

jc jc d c c t t d S p g h g h S p * 67 (16.45)

În relaţiile (16.44) şi (16.45): j, t - coeficientul de debit al jiclorului principal de combustibil, respectiv al orificiilor

practicate în tubul emulsor.S jc, S t - secţiunea orificiului jiclorului principal, respectiv suma secţiunilor orificiilor prac ticate în tubul emulsor.

Din (16.45) rezultă în continuare:

Fig.16.15. Schemă pentru dimensionareasistemului principal de dozare 1- jiclorul

principal de combustibil; 2- tubul emulsor;3- puţul tubului emulsor



282

h p

g

S

S hd

c

t

jc

t

jc

2

1 * 68 (16.46)

Pentru 0<h<h1, debitul de benzină prin jiclorul principal poate fi scris (conform relaţiei(16.41)):

C S p g h h jc jc jc d c

* 3600 kgh 69 (16.47)

Într-o a doua etapă de funcţionare nivelul combustibilului este între primele douăorizonturi (h1<h<h2). Orificiile corespunzătoare primului orizont sunt deschise; în tubul puţuluiemulsor presiunea aerului p0 se află în relaţia pd < p E < p0 cu p E şi pd .

Diferenţa de presiune pe= p0- p E determină o suplimentare a debitului aerului ce va forma oemulsie aer-benzină deversată prin pulverizator spre camera de amestec.

Curgerea prin jiclorul principal se va realiza sub acţiunea diferenţei de presiune( p0 - p E < p0 - pd adică p E < pd . Jiclorul de benzină al dispozitivului va debita mai puţină benzină decât cel similar al

carburatorului elementar; se asigură astfel o creştere frânată a debitului benzinei odată cu creştereasarcinii motorului.

Ţinând seama de consideraţiile de mai sus, scriind bilanţul debitelor fluidelor (aer şi benzină) care intră (ies) din puţul tubului emulsor, se poate afirma că debitul de combustibilînsumat cu debitul de aer este egal cu debitul de emulsie:

C c+C a=C E (16.48)Explicitând fiecare termen:

S p p g h g h S p p

S p p

jc c E c c t t 0 E

p p E E d

2 2

2

0 0 *

70 (16.49)

În relaţia (16.49): t - coeficientul de debit al orificiilor de pe primul orizont al tubului emulsor;S t 1 - suprafaţa orificiilor primului orizont; p - coeficientul de debit al pulverizatorului;S p - suprafaţa găurii pulverizatorului;

E - densitatea emulsiei aer-benzină.Pornind de la relaţia (16.48)

Fig.16.16.Forme constructive ale jicloarelor decombustibil

Fig.16.17. Schema de calcul a volumului plutitorului



283

C C V c a E E (16.50)sau:

c a E c aC C V V 71 (16.51)

sau

E

c a

c a

C C

V V

72 (16.52)

Rezultă:

E

c a

c

c

a

a

C C

C C

73 (16.53)

Funcţionarea în regim de creştere frânată a cantităţii de benzină din amestec estecaracteristică dispozitivului. Tubul emulsor este astfel prevăzut cu orificii dispuse pe trei sau patrunivele.

Coeficientul de exces de aer al amestecului realizat de acest dispozitiv are forma:

c d d d t t 0 E

jc jc c E c c

S p S p

L S p g h g h

2 2

2

0 1

min

* 74 (16.54)

În expresia de la numitor, debitului de aer prin difuzor i-a fost adăugat şi debitul de aer ce pătrunde "pentru frânare" prin jiclorul de aer.

Adoptând legea de variaţie a coeficientului de exces de aer (funcţie de sarcina motorului,de exemplu) relaţia (16.54) se foloseşte pentru dimensionarea elementelor dispozitivului.

În figura 16.16 sunt prezentate forme constructive de jicloare.Dimensionarea plutitoruluiScopul calcului de dimensionare este cel al determinării volumului plutitorului care se

găseşte imersat în benzină. Schema de calcul este prezentată în figura (16.17) unde: q1 - greutateacuiului (supapei) obturator; q

2 - greutatea pârghiei; q

3 - greutatea plutitorului; q

4 - greutatea

volumului de combustibil dislocuit de plutitor; q5 - forţa dată de presiunea benzinei refulate de pompa ce acţionează pe cuiul obturator. Această forţă se determină cu relaţia:

5 cq

d p

2

475 (16.55)

unde: d - diametrul orificiului de exces a benzinei; pc -presiunea benzinei refulate de pompă cu valori între (0,14…0,25).105 Pa.

Scriind ecuaţia de momente în punctul A:

1 5 2 3 4q q a q c q b q b 76 (16.56)

de unde:

4 1 53q q q a

bq

g cb

q g

z

c c

77 (16.57)

Volumul plutitorului care se găseşte cufundat în combustibil este:

V q q

g

a

b

q

g

c

b

q

g pc

c

z

c c

1 5 3

78 (16.58)

unde: c - densitatea benzinei.Se recomandă ca V pc să prezinte 3/4 din volumul total al plutitorului; Secţiunea plutitorului

în planul nivelului de combustibil din camera de volum constant trebuie să fie cât mai mare pentruobţinerea unei sensibilităţi mai accentuate.

Recomandări privind plasarea camerei de nivel constant şi a clapetei de acceleraţie

Ansamblul cameră de nivel constant-pulverizator se montează paralel cu direcţia deînaintare a autovehiculului (fig.16.18); la accelerare, din cauza inerţiei, combustibilul exercită o

presiune suplimentarp asupra jiclorului, îmbogăţeşte pentru scurt timp amestecul şi măreşte



284

dinamicitatea autovehiculului.Un avantaj asemănător se obţine la deplasarea pe rampă. Cu camera de nivel constant

plasată spre direcţia de înaintare se obţine sărăcirea amestecului în pantă sau la decelerare.Clapeta de acceleraţie se plasează cu axa paralelă cu axa longitudinală a motorului pentru a

nu perturba alimentarea identică a cilindrilor cu amestec proaspăt (fig.16.19).În figura 16.19 este exemplificat grafic regimul de curgere a amestecului pentru două

poziţii distincte ale axului clapetei de acceleraţie.

16.1.4 Carburatoare cu comandă electronică. Principii de proiectare

Rolul esenţial al unui carburator este acela de a asigura formarea amestecului aer-combustibil, iar dozajul acestuia este precizat de raportul debitelor celor două fluide. Modificareaacestui raport se obţine în mod firesc prin variaţia unuia din aceste debite. Din acest punct devedere, sistemele moderne de carburatoare cu comandă electronică pot fi grupate în două mariclase:

a) Carburatoare cu corecţia dozajului prin controlul debitului de aer realizabil prin:- variaţia poziţiei clapetei superioare(BOSCH-PIERBURG);- variaţia secţiunii jiclorului de aer (HONDA, CARTER, HITACHI, NISSAN, FUJI).

b) Carburatoare care asigură corecţia dozajului prin controul debitului de combustibilutilizând:

- modulator de vid (G.M., FORD);- supape electromagnetice (G.M., FORD. SOLEX, WEBER, AMC);- prin variaţia presiunii în camera de nivel constant (FORD).O soluţie caracteristică primei clase este cea dezvoltată de PIERBURG-BOSCH. Sistemul,

denumit ECOTRONIC (fig.16.20) a fost iniţiat în ideea păstrării avantajelor de bază alecarburatorului clasic (construcţie simplă, bună adaptabilitate la motor, siguranţă în funcţionare)completate cu altele ce decurg din utilizarea sistemului electronic de comandă. Construcţia asigurăîn mod special o îmbunătăţire a funcţionării motorului la regimuri tranzitorii. Astfel, comandaelectronică realizează:

- îmbogăţirea dozajului în regim de pornire sau de încărcare;

- îmbogăţirea amestecului în regim de accelerare;- stabilirea funcţionării la mersul în gol;- întreruperea alimentării la mersul în gol forţat şi la oprirea motorului.

Fig.16.18. Plasarea camerei de nivelconstant pe motor şi autovehicul

Fig.16.19. Plasarea clapetei de acceleraţierelativ la planul longitudinal al motorului



285

Formarea amestecurilor în regimurile staţionare de funcţionare ale motorului cald esteasigurată de structura clasică a carburatorului.

Schema principială este prezentată în figura 16.20.Prin intermediul elementelor de execuţie, utilizând semnalele captate de senzorii de

temperatură, turaţie, poziţie şi presiune a aerului înconjurător, blocul electronic realizează reglareafuncţionării în "buclă închisă". Un microprocesor pe 8 biţi, memoria program (ROM) şi cea

operaţională (RAM), împreună cu două convertoare (unul analog-digital la intrare şi altul digital-analog la ieşire) sunt elementele principale ale blocului electronic de reglare. Funcţia de reglare, lafuncţionarea motorului în regimurile tranzitorii menţionate, se realizează prin compararea continuăa valorilor curente ale parametrilor de reglaj cu cele din câmpurile de caracteristici ridicate pestandul de probă la funcţionarea optimizată a motorului.

Oprirea alimentării cu combustibil la regimul de mers în gol forţat se realizează prinînchiderea completă a clapetei de acceleraţie. Orificiile amestecului de mers în gol se aflădeasupra clapetei de acceleraţie în domeniul presiunii atmosferice, ceea ce face ca sistemul demers în gol să fie scos complet din funcţiune. La scăderea turaţiei motorului sub o valoare

prestabilită dispozitivul electropneumatic aduce clapeta de acceleraţie în poziţia de mers în gol,

orificiul amestecului de mers în gol este pus în legătură cu depresiunea de sub clapeta deacceleraţie (din galeria de admisie) şi debitul de combustibil este restabilit.



286

La turaţii superioare turaţiei de prag este acţionată supapa electromagnetică ce pune înlegătură dispozitivul electropneumatic cu depresiunea din colectorul de admisie, astfel încâtclapeta de acceleraţie este complet închisă.

Controlul funcţionării motorului la mersul în gol se realizează prin reglarea poziţieiclapetei de acceleraţie. Poziţia clapetei este modificată riguros prin intermediul unui dispozitivelectropneumatic prevăzut cu două supape electromagnetice pentru interconectarea presiunilor de

acţionare (atmosferică şi depresiunea din colectorul de admisie).

Fig.16.20. Carburatorul PIERBURG-BOSCH 1-potenţiometru; 2-dispozitiv de reglaj poziţieclapetă; 3-clapetă pornire cu servomotor, 4-jiclor de aer pentru compensare la mersul în gol; 5- jiclor principal de frânare; 6-jiclor pentru mersul în gol; 7-jiclor principal; 8-priză depresiune

pentru comanda supapei de aer; 9-clapeta de acceleraţie; 10-traductor poziţie clapetă; 11-comutator pentru mersul în gol; 12-supape electromagnetice; a-semnal comutator mers în gol; b-semnal poziţie unghiulară a clapetei de acceleraţie; c-pozi-ţionarea clapetei de acceleraţie dată de

dispo-zitivul de reglaj; d-turaţie motor; e-semnal nivel temperatură lichid răcire; I- bloc de prelucrarea informaţiilor; II- bloc electronic pentru mersul în gol forţat; III- bloc mers în gol; IV- bloc pentru comenzi pornire şi încălzire; V-bloc pentru regimul de accelerare; VI- semnal ieşire

comandă poziţie clapetă de acceleraţie; VII- semnal ieşire poziţie clapetă de pornire



287

La mersul în gol se compară turaţia motorului cu o valoare prestabilită rezidentă înmemoria ROM. Din diferenţa celor două mărimi blocul de comandă emite semnalul ce conduce lamodificarea (în sensul dorit) poziţiei clapetei de acceleraţie.

La accelerare, în funcţie de viteza de deschidere a clapetei de acceleraţie, se modifică şi poziţia clapetei superioare pentru asigurarea îmbogăţirii amestecului, promptitudinea poziţionării precise a clapetei permiţând o adaptare rapidă şi diferenţiată a calităţii amestecului în funcţie de parametrii funcţionali ai motorului.

Din aceeaşi clasă de carburatoare face parte şi construcţia firmei HONDA care, pentrurealizarea dozajelor dorite, utilizează controlul debitului de aer din circuitul dispozitivului

Fig. 16.21. Carburatorul HONDA

Fig.16.22. Carburatorul General Motors



288

principal de dozare cu frânare pneumatică (fig.16.21).Sistemul este compus dintr-un carburator dublu corp (1) care pe treapta I are un circuit

principal şi un circuit de combustibil pentru mersul în gol (3), alimentat din camera de nivelconstant (6). Aerul de frânare, necesar controlului excesului de aer, este asigurat printr-un sistemde reglare (11) prin circuitele (7) şi (8). Pe treapta a II-a a carburatorului se află circuitele decombustibil (4) şi (5). Circuitul (4) asigură, împreună cu circuitul de aer (9) controlul dozajului la

funcţionare treptei a II-a a carburatorului. Circuitul principal (5) al treptei a II-a cuprinde un jiclorfix al aerului de frânare (10) ce comunică cu filtrul de aer. Dispozitivul de reglare (11) cuprindetrei supape pentru controlul debitului de aer şi un motor pas cu pas.

Blocul electronic (26), primeşte informaţii de la comutatorul lamelar (20) şi de latraductoarele sistemului (sonda Lambda, senzor al presiunii din colectorul de admisie, traductorul

pentru temperatura lichidului de răcire, senzorul presiunii atmosferice, traductor de turaţie) şitransmite semnale de comandă motorului pas cu pas al dispozitivului de reglaj.

Reglarea calităţii amestecului se face în sistem buclă deschisă (la deschiderea maximă aclapetei carburatorului, în regim de deceleraţie şi la funcţionarea în gol a motorului) sau în sistem

buclă închisă pentru funcţionarea motoruluiîn regimuri de sarcini parţiale.

O a doua clasă de carburatoare utilizează controlul electronic al valorii debitului decombustibil pentru a se asigura dozajul necesar fiecărui regim de funcţionare al motorului.Modelele Dualjet, Quadrajet şi Varajet produse de G.M. au structura principială prezentată

în fig.16.22. O supapă acţionată electromagnetic (1) controlează debitul de combustibil.Traductorul pentru sesizarea poziţiei clapetei de acceleraţie transmite spre blocul de comandăinformaţii în legătură cu intenţia conducătorului auto.

Tija (2) acţionată de supapa electro-magnetică (1) variază debitul aerului din circuitul demers în gol în timp ce tija (3) acţionează asupra parametrilor circuitului principal de dozare.Comanda unui amestec sărac determină o sărăcire a amestecului aer-combustibil în ambelecircuite şi, invers, comanda specifică unui amestec bogat determină îmbogăţirea amestecului înamândouă circuitele. Limitele calităţii amestecului sunt fixate prin limitatoarele reglabile (4) şi (5).

Frecvenţa de acţionare a supapei electro-magnetice este variabilă, tijele (2) şi (3) parcurgând ocursă completă între (4) şi (5) la fiecare impuls de comandă a supapei electromagnetice.

Principii de proiectare a carburatoarelor cu comandă electronicăObiectivele ce se stabilesc la proiectarea carburatoarelor comandate electronic sunt

următoarele:a) asigurarea calităţii necesare amestecului aer-benzină la toate regimurile de funcţionare a

motorului; b) reducerea consumului de combustibil;c) reducerea nivelului emisiilor poluante;d) pornire sigură şi funcţionare stabilă a motorului la temperaturile întâlnite în utilizare;

e) schimbarea rapidă a calităţii amestecului la funcţionarea motorului în regimuritranzitorii;f) funcţionarea sigură a motorului în situaţiile de avarie provocate de defectarea

componentelor electronice.Soluţiile de proiectare specifice care permit atingerea acestor obiective vor fi comentate în

cele ce urmează cu exemplificare directă pe sistemul PIERBURG-BOSCH (fig.16.20).Servomotorul electric de pornire este un motor electric pas cu pas având un cuplu maxim de 7[N.cm].

Sistemul asigură clapetei superioare un domeniu de reglaj unghiular cuprins în intervalul[0,900], cu viteza de 4,5 m/s şi o variaţie sinusoidală a cuplului ca funcţie de unghiul de rotaţie alclapetei. Precizia de poziţionare unghiulară permite variaţii de cel mult 0,06 din valoarea întregului

interval de lucru.Dispozitivul de reglare a poziţiei clapetei de acceleraţie la mersul în gol este de tip

electropneumatic şi are următoarele caracteristici:



289

- viteză de reglare 25 m/s;- domeniu de reglare [0,18 mm];- modulaţia impulsului de comandă cu sistem adaptiv asigurând curse egale pentru fiecare

impuls;- comandă efectivă cu două supape sincronizate;

- traductor de poziţie potenţiometric cu caracteristică liniară pe domeniul de lucru;- eroarea de poziţionare 79± 0,3% din valoarea maximă a cursei.Potenţiometrul pentru poziţia clapetei de acceleraţie este realizat de potenţiometru rotativ

cu arc de revenire pentru compensarea jocului funcţional. Datele tehnice sumare sunt:- rezistenţă electrică maximă - 2 k ;- curent maxim - 1 mA;- domeniu de măsurare - [0,900].

16.2 Instalaţii de alimentare cu injecţie de benzină

16.2.1 K-JETRONIC

Acumulator

de Combustibil

Filtru

de Combustibil

Filtru

de AER

Reglare

Amestec

Distribuitor

de Combustibil

Debitmetru

de AER

InjectoareClapeta

de acceleraţie

Colector de

admisie

AER Combustibil

Camerade ardere

Fig.16.23. Sistemul mecanic de injecţie a combustibilului. Schema de

principiu.



290

Sistemul mecanic de injecţie a combustibilului realizează următoarele funcţii principale:- Măsurarea cantităţii de aer necesar admisiei;- Alimentarea cu combustibil;- Prepararea combustibilului;Funcţionarea sistemului este prezentată schematic în fig. 16.23.O pompă acţionată electric extrage combustibilul din rezervor, îl trimite către un

acumulator, iar apoi, printr-un filtru fin, către unitatea de cântărire, care este o parte adispozitivului de amestec sub presiune. Presiunea combustibilului este păstrată constantă în parteade reglare a presiunii din dispozitivul de distribuire, care trimite combustibilul către injectoare.

Injectoarele pulverizează carburantul în mod continuu în colectorul de admisie almotorului ( de unde şi numele sistemului (K=Kontinuierlich).

Elementele principale ale sistemului K de injecţie pot fi urmărite în fig.16.24.Descrierea părţilor componente

16.2.1.1 Sistemul de alimentare cu combustibil.

16.2.1.1.1 Pompa electrică de alimentare cu combustibil.

Fig.16.24. Elementele principale ale sistemului de injecţie de tip K-Jetronic1- Rezervor de combustibil; 2- Pompa electrică de alimentare; 3-Acumulator de combustibil; 4-

Filtru; 5- Corector de presiune în faza de încălzire; 6- Injector; 7- Colector de admisie; 8- Injectorde pornire la rece; 9- Regulator de amestec; 9a- Secţiunea de măsurare a combustibilu-lui; 9b-

Sistem de reglarea presiunii; 10- Debitmetrul de aer; 10a- Talerul debitmetrului; 11- Electrovalvă;12- Sonda; 13- Termocontact temporizat; 14- Sistem de aprindere; 15- Comanda aerului adiţional;16- Comutatorul clapetei de acceleraţie; 17- Releu de comandă; 18- Aparat de comandă; 19- Cheie

de contact; 20- Acumulator



291

Esta o pompă de tip multicelular cu role metalice cu un debit de câteva ori mai mare decâtcantitatea maximă de carburant cerută de motor, iar surplusul este returnat fără presiune înrezervor de către regulatorul de presiune.

Presiunea realizată este de cca 0,47…0,5 MPa.(fig. 16.25)

16.2.1.1.2 Acumulatorul de combustibil fig.16.26.

Realizează următoarele funcţiuni:- Amortizor de zgomot al pompei de alimentare;- Întârzie stabilizarea presiunii în circuitul de alimentare la pornire, ceea ce garantează o

poziţie neutră a pistonului de comandă;- Păstrează un timp presiunea în sistem, după oprirea motorului, asigurând o pornire u[oară

la cald, combustibilul fiind la dispoziţia instalaţiei de alimentare prin orificiul calibrat, la o presiune de cca. 0,47 MPa.

Fig.16.25. Secţiune prin pompa electrică dealimentare cu combustibil 1- admisie; 2-supapă de supra-presiune la admisie; 3- pompa cu role; 4- rotor; 5- supapa de

refulare; 6- racord refulare. În secţiuneatransversală 1- secţiunea de admisie; 2-

discul rotor; 3- role; 4- carcasa pompei; 5-refulare

Fig.16.26. Secţiune prin acumulatorul decombustibil 1-Camera resortului; 2-Resort; 3-

Opritor; 4-Membrană; 5- Volum de acumulare;6-Deflector; 7-Racord admisie; 8- Racord retur;

a- gol; b- plin



292

- Întărzie stabilizarea presiunii încircuitul de alimentare la pornire, ceea cegarantează o poziţie neutră a pistonului decomandă;

- Păstrează un timp presiunea în

sistem, după oprirea motorului, asigurănd o pornire u[oară la cald, combustibilul fiindla dispoziţia instalaţiei de alimentare prinorificiul calibrat, la o presiune de cca. 0,47MPa.

16.2.1.1.3 Filtrul de combustibil.

În avalul elementului filtrant careeste din hârtie, se află o sită ce reţine eventualele particule de hărtie ce se pot desprinde, deci, lamontaj trebuie respectat sensul de curgere indicat pe carcasă.

16.2.1.1.4 Sistemul de reglare al presiunii.

Fig.16.27. Filtrul de combustibil 1-element filtrant din hârtie; 2-reazem; 3-

sită

Fig.16.28. Regulatorul de presiune 1- racordul presiunii de lucru; 2- garnitură; 3- retur la rezervor;4- piston; 5- resort de reglarea presiunii; a- poziţia

motorului oprit; b- poziţia de lucru

Fig.16.29. Injectorul :a- poziţia motoruluioprit; b- poziţia de lucru; 1- corpul

injectorului; 2- filtru ultrafin; 3- supapa pulverizatorului; 4- scaunul supapei.

Fig.16.30. Injectorul de pornire larece (activat): 1- conexiune electrică;2- Admisia de combusitbil, cu filtru

fin; 3- Miezul magnetic cu supapa; 4-Înfăşurarea electrică; 5 - Duza de

pulverizare;



293

Se află în carcasa dozator-distribuitorului decombustibil şi păstrează constantă presiunea la cca. 0,5MPa în sistemul de alimentare.

Presiunea din instalaţie se află în echilibru cu arculde rapel al pistonului regulatorului.

16.2.1.1.5 Injectorul.Este plasat în colectorul de admisie în poarta

supapei, fixarea sa fiind asigurată printr-o piesă dincauciuc, care realizează şi etanşeitatea. Injectorul este taratla o presiune de autodeschidere de 0,33 MPa, neavănd nicio funcţie de dozaj. La deschiderea injectorului, supapa

puverizatorului vibrează cu o frecvenţă relativ mare(audibilă), realizănd o bună pulverizare a carburantuluichiar şi la debite foarte mici (la mers în gol).

16.2.1.1.6

Injectorul de pornire la rece.Prin pornire la rece se înţelege procesul de pierderea unei părţi din amestecul carburant, prin condensarea combustibilului pe pereţii colectorului deadmisie. Pentru a uşura pornirea motorului trebuie ca în momentul startului să se suplimentezecantitatea de combustibil injectată. Durata de acţionare a supapei injectorului de start este stabilităde un termocontact temporizat, care sesizează şi urmăreşte temperatura motorului. Prin activareainjectorului, amestecul carburant se îmbogăţeşte, factorul devenind puţin sub 1.

Fig.16.31. Termocontact temporizat1- conexiune electrică; 2- Hexagonde străngere; 3- Lamelă bimetalică;

4- Înfăşurare de încălzire; 5-Contact.

Fig.16.32.Funcţionarea sistemului în faza de încălzire a motorului 1- Dozator; 1b- Partea decombustibil; 7- Injector; 15- Aer adiţional; 16- Corectorul de presiune



294

16.2.1.1.7 Termocontactul temporizat.

Controlează durata de deschidere ainjectorului de start sau întrerupe funcţionarea lui,cănd temperatura motorului a crescut suficient şieste montat astfel încăt să sesizeze temperatura

motorului. Elementul principal îl constituie o lamelă bimetalică ce are la o extremitate un contactelectric la masa motorului şi este încălzită de o rezistenţă electrică. La -200C se realizeazăcontactul timp de cca. 8 sec. după care intervine temperatura motorului, contactul desfăcându-se.

Fig.16.33. Corectorul de presiune a- Motorrece; b- Motor în regim termic stabilizat;1- Membrană de comandă; 2- Retur; 3-

Presiunea de comandă (din regulatorul deamestec); 4- Arcul membranei; 5- Bimetal;6- Înfăşurare de încălzire

Fig.16.34. Caracteristicile corectorului de presiune

Fig.16.35. Secţiune prin controlerul aerului adiţional1- Canalul prin care culisează diafragma; 2- Bimetal;

3- Înfăşurare de încălzireFig.16.36. Ilustrarea principiuluiunui debitmetru cu corp Hotant



295

16.2.1.2 Faza de încălzire a motorului.

Îmbogăţirea amestecului, după pornirea motorului rece are loc prin corectorul de presiune,la valori <1 (uzual = 0,4), pănă cănd motorul atinge temperatura de regim normal.

16.2.1.2.1 Corectorul de presiune.

Presiunea de comandă are o valoare relativă de 0,05 MPa, cănd motorul este rece şi creştecontinuu pentru a atinge cca. 0,37 MPa la sfârşitul fazei de încălzire. În starea rece a motorului, olamelă bimetelică acţionează în sens opus acţiunii arcului supapei, determinănd o scădere a

presiunii de comandă, lucru care se face prin încălzirea lamelei de pornirea motorului.Datele corectorului de presiune în faza de încălzire a motorului sunt prezentate în figura

16.34.

16.2.1.2.2 Comanda aerului adiţional.

În timpul perioadei de încălzire, pierderile prin frecare, importante în starea rece amotorului, pot fi compensate printr-o îmbunătăţire a umplerii cilindrilor prin introducerea unei

cantităţi de aer suplimentar. Aceasta se realizează prin comanda unei diafragme perforate mobile,situată într-o conductă montată în paralel pe clapeta de acceleraţie. Deschiderea diafragmei estecontrolată de o lamelă bimetalică, încălzită electric.

16.2.1.3 Prepararea amestecului.

Calitatea amestecului se poate determina prin măsurarea cantităţii de combustibil căruia îicorespunde o cantitate de aer absorbit. Prepararea amestecului se face în regulatorul de amestec,care este compus dintr-un debitmetru de aer şi un distribuitor de carburant.

16.2.1.3.1 Determinarea cantităţii de aer absorbit.

Metoda utilizată pentru determinarea cantităţii de aer se bazează pe principiul corpurilorflotante: un platou circular se ridică într-un flux de aer de formă conică, pănă când forţa de apăsarea aerului, care se exercită pe faţa interioară a platoului, echilibrează greutatea acestuia. Astfel,

poziţia platoului în curentul de aer permite determinarea debitului de aer, şi, prin urmare,cantitatea de combustibil necesară. Ridicarea platoului este proporţională cu debitul de aer:

Q k S s 80 (16.58)

unde: S - suprafaţa corespunzătoare unei ridicări h (vezi fig. 16.36);

Fig. 16.37. Secţiune prin debitmetrului sistemului a- poziţie de repaos; b- poziţie de lucru; 1- formaconică; 2- platou; 3- secţiune de descărcare; 4- şurub de reglaj al amestecului; 5- contragreutate; 6-

ax; 7- pârghie; 8- opritor.



296

s - suprafaţa corespunzătoare platorului;

k p 3 68, 81, aproximativ constantă;

p = căderea de presiune pe platou (cca.8…10 mm H2O); = densitatea aerului.

Debitmetrul de aer este prezentat în figurile 16.37 şi 16.38. Platoul debitmetrului este fixat pe o pârghie ce se roteşte în jurul unui ax. Pentru compensarea greutăţii platoului şi a pârghiei este prevăzută o contragreutate (fig.16.37). Prin intermediul pârghiei, pistonul de comandă supus unei

presiuni hidraulice (presiunea de comandă) transmite platoului o forţă opusă presiunii aerului.Cantitatea de aer aspirat prin vasul conic de măsură ridică platoul până când presiunea deîmpingere a aerului şi forţa pe piston ajung la echilibru.

În această poziţie de echilibru, care este funcţie de cantitatea de aer aspirat, pistonul decomandă se plasează într-o poziţie determinată în dozator-distribuitorul de carburant (fig.16.38).

Secţiunea dreptunghiulară de trecere a fantei de comandă se plasează într-o poziţie binedeterminată faţă de rampa orizontală de distribuţie, lăsând să treacă o cantitate de combustibil spreinjectoare (fig.16.39). Lăţimea fantei este de 0,2 mm.

Datorită relaţiei lineare dintre debitmetru şi dozator -distribuitorul de carburant şi datorită pârghiei de acţionare asupra pistonului de comandă, care reuneşte aceste 2 părţi într-o singurăunitate, se obţine o adaptare precisă şi stabilă pentru un coeficient de aer constant ( =1).

Corecţia într-un mod foarte precis a coeficientul , indispensabilă pentru a satisface prescripţiile asupra gazelor arse, este asigurată prin corectarea conicităţii incintei debitmetrului.Astfel, pentru adaptarea raportului aer/carburant la diferitele regimuri de funcţionare ale motorului(mers încet în gol, sarcini parţiale, plină sarcină), incinta debitmetrului prezintă secţiuni cu pantediferite (con în scară).

Unui profil mai evazat îi corespunde un amestec mai sărac, iar unde panta conului este mai pronunţată, platoul debitmetrului trebuie să se ridice mai mult, obţinându-se astfel, un amestec mai bogat.(fig. 16.37, fig. 16.38).

16.2.1.4 Circuitul de comandă.

Circuitul de comandă este derivat din circuitul de alimentare prin jiclorul calibrat 4 şi estesituat în dozator-distribuitorul de carburant. Corectorul de presiune livrează combustibilul prin

Fig.16.38. Ilustrarea modului de reglaj a cantităţiide combustibil de către debitmetru

1- Admisia de aer; 2- Presiunea de comandă; 3-Admisia de combustibil; 4- Către injectoare; 5-

Piston de comandă; 6- Fanta de comandă; 7-

Secţiunea de măsurare a combustibilului 8-Debitmetrul

Fig.16.39. Vedere a pistonului decomandă. În medalion - fanta de

comandă



297

racordul 3 la o presiune de cca. 0,05 MPa cănd motorul este rece până la o valoare de cca. 0,37MPa, presiune care acţionează asupra pistonului de comandă prin jiclorul amortizor 2. Acest jiclorare un rol aparte; el amortizează mişcările oscilatorii ale pistonului debitmetrului, care apardatorită pulsaţiilor aerului în admisie la turaţii coborăte şi sarcini mari, şi, în acelaşi timp, eldetermină gradul de ridicare al platoului şi, ca urmare, îmbogăţirea temporară la acceleraţii.

16.2.1.5 Regulatorul de presiune diferenţial.

Constituie o supapă cu membrană, şi este compus din două camere - una inferioară şi unasuperioară, separate printr-o membrană din oţel. Presiunea din camera inferioară este presiunea dealimentare cu o valoare relativă de cca. 0,47 MPa, iar în camera superioară are o valoare de cca.0,46 MPa. Diferenţa de presiune rezultă datorită resortului care acţionează asupra membranei.Când cantitatea de combustibil, care trece în camera superioară prin fanta de comandă creşte,instantaneu creşte şi presiunea, membrana se deformează iar secţiunea de curgere acombustibilului către injector se măreşte, astfel că pe fanta de comandă se va stabili din nou o

presiune diferenţială de 0,01 MPa. Cursa membranei este de căteva sutimi de mm.

16.2.2 KE-JETRONIC

Este un sistem de injecţie de benzină, derivat din sistemul K-JETRONIC cu funcţiuniobţinute mecanic-hidraulic, reglabile electronic pe baza datelor funcţio-nale preluate de la senzori,în vederea optimizării amestecului.

Sistemul este prezentat în fig. 16.42, unde se recunosc multe din componentele folosite lasistemul K-JETRONIC.

16.2.2.1 Prelucrarea amestecului carburant.

Semnalele preluate de la diverşi senzori, cum ar fi: potenţiometrul pentru stabilirea poziţiei

Fig.16.40. Circuitul hidraulic decomandă

1- Presiunea de comandă; 2- Jiclorul deamortizare; 3- Către corectorul de

presiune la încălzire; 4- Jiclorul calibrat;5- Presiunea de alimentare; 6- Presiunea

aerului

Fig.16.41. Regulatorul de presiunediferenţial

1- Intrarea combustibilului; 2- Camerasuperioară; 3- Către injector; 4- Piston de

comandă; 5- Rampa de distribuţie; 6-Resortul membranei; 7- Membrana; 8-

Camera inferioară



298

platoului debit-metrului, termocontactul temporizat, sonda de temperatură, sonda l, sunt prelucratede un aparat electric pentru pregă-tirea amestecului şi vor fi influenţate următoarele funcţiuni:îmbogăţirea amestecului la pornire, după pornire, la acceleraţii, la suprasarcini, domeniul deturaţii, reglarea factorului de aer l, corecţie cu altitudinea.

Aceste semnale produc curenţii de comandă, care în final se vor însuma pentru activareacontrolerului de presiune (fig.16.43).

O variaţie de curent în bobinele 6 ale controlerului de presiune duce la o variaţie de presiune pe intrările acestuia, ceea ce va conduce la o variaţie de presiune pe fantele pistonului decomandă, în final, rezultând modificarea cantităţii de combustibil de injectoare.

La diferitele regimuri de funcţionare ale motorului (pornire, mers în gol, acceleraţii,suprasarcini) se corectează necesităţile de combustibil în funcţie de abaterile de la valorile normalede funcţionare, care pot fi chiar prescrise în memoria unui microprocesor specializat.

16.2.3 L-JETRONIC

Este un sistem de injecţie de benzină comandat electronic, care acţionează în mod succesivinjectoarele cu acţionare electrică.

Schema principală de funcţionare este prezentată în figura 16.44.

Fig.16.42. Elementele principale ale sistemului de injecţie de tip KE-Jetronic1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Acumulatorul de combustibil; 4-

Filtrul; 5- Regulatorul de presiune; 6- Debitmetrul de aer; 6a- Platoul distribuitorului; 6b-Potenţiometru; 7- Dozator-distribuitorul de combustibil; 7a- Piston de comandă; 7b-

Fanta de comandă; 7c- Camera superioară; 7d- Camera inferioară; 8- Injector; 9-Colector de admisie; 10- Injectorul de start acţionat electric; 11- Termocontact

temporizat; 12- Clapeta de acceleraţie; 13- Comutatorul clapetei de acceleraţie; 14-Sonda l; 15- Sonda de temperatură; 16- Comanda aerului adiţional; 17- Controler de

presiune electro-hidraulic; 18- Dispozitivul de aprindere ; 19- Releul de comandă; 20-Aparatul electronic de comandă; 21- Cheie de contact; 22- Acumulator



299

16.2.3.1 Sistemul de alimentare.

16.2.3.1.1 Pompa electrică de alimentare

De acelaşi tip ca la sistemul K, livreazăcombustibilul la o presiune de cca. 0,25 sau 0,3 MPa. Un

circuit electric de siguranţă opreşte funcţionarea pompei laoprirea accidentală a motorului, cu sistemul de aprinderesub tensiune.

16.2.3.1.2 Regulatorul de presiune (fig.16.46)

Este cu membrană elastică şi culege presiunea dereferinţă din colectorul de admisie, astfel că presiunea dealimentare este dependentă de presiunea din conducta deadmisie. În acest mod se asigură o presiune constantă pefiecare injector, independentă de poziţia clapetei de

acceleraţie.16.2.3.1.3 Rampa de distribuţie (fig.16.47.)

Are şi funcţia de acumulator de combustibil, cu unvolum suficient de mare, astfel că presiunea combustibiluluirămăne constantă la deschiderea unui injector. Deasemenea, asigură un montaj uşor al injectoarelor.

16.2.3.1.4 Injectorul (fig.16.48)

Plasat în colectorul de admisie în poarta supapei, sedeschide prin acţionare electrică, ventilul fiind atras în

interiorul unui electromagnet. Deschiderea supapei are ocursă de cca. 0,1 mm. Timpul de acţionare sau de relaxare

este de ordinul 1,0…1,5 ms.Garniturile de etanşare, dintr-un cauciuc special conceput, izolează termic injectorul de

motor, în vederea excluderii posibilităţilor de vaporizare a combustibilului în interiorul injectoruluişi a formării bulelor de gaze.

16.2.3.1.5 Debitmetrul de aer (fig.16.49)

Este conceput pe principiul aripii volante. Fluxul de aer de admisie modifică poziţia uneiclapete de măsură la un anumit unghi, convertit de către un potenţiometru într-o tensiune, care este

prelucrată în unitatea de comandă.O clapetă de compensaţie anulează efectul greutăţii clapetei de măsură, iar un traductor detemperatură urmăreşte modificările de densitate a aerului de admisie.

16.2.3.1.6 Injectorul de pornire la rece (fig.16.50)

Este acţionat electric şi este comandat de termocontactul temporizat. La acţionare,combustibilului i se imprimă o mişcare de rotaţie pentru o mai bună pulverizare.

16.2.3.1.7 Sonda de temperatură (fig.16.51)

Are ca element sensibil o plachetă semiconductoare, care are un coeficient negativ devariaţie a rezistivităţii cu temperatura (NTC). Valorile uzuale ale rezistenţei la 20 0C sunt cuprinseîn gama 1…6 k , scăzănd la 200…300 la 800C.

16.2.3.1.8 Contactorul clapetei (fig.16.52)

Fig.16.43. Controlerulelectromagnetic de presiune

1- Intrare combustibil; 2- Jiclor; 3-Membrana de comandă; 4- Returcombustibil; 5- Pol magnetic; 6-Înfăşurarea electrică; 7- Circuitul

magnetic; 8- Magnet permanent; 9-{urub de reglaj; 10- Fluxul

magnetic rezultant; 11- Piesa

mobilă; 12- L1-L4 întrefier



300

Legat pe axul clapetei de acceleraţie sesizează două valori importante ale poziţiei clapetei: pentru mers în gol şi pentru sarcină (clapeta deschisă complet).

16.2.3.2 Prelucrarea datelor

Momentul de injecţie, avansul la aprindere şi aprinderea sunt comandate de unitateaelectronică centrală.

Durata de injecţie depinde în primul rănd de cantitatea de aer absorbit şi de turaţie. Latemperaturi scăzute durata de injecţie este influenţată prin traductoarele de temperatură caresesizează temperatura motorului şi a aerului de admisie.

Comutatorul de plină sarcină, legat la clapetă, face posibil un amestec carburant lasupraturaţii prin comanda de oprire a combustibilului, fixănd astfel o limită superioară a turaţiei.Diferenţa de presiune dintre presiunea combustibilului şi presiunea din colectorul de admisie fiind

ţinută constantă la 0,25 sau 0,3 MPa, cantitatea de combustibil injectată depinde numai de duratade deschidere a injectoarelor. Se foloseşte o schemă de comutaţie paralel a injectoarelor pentrudimensionarea pierderilor la comutare.

16.2.4 LH-JETRONIC

Este un sistem electronic de injecţie derivat din sistemul L-JETRONIC, deosebirea principală constând în existenţa unui debitmetru de aer care funcţionează după principiultermoanemometriei. Un fir cald încălzit de un curent electric, îşi modifică rezistenţa când este răcitde fluxul de aer de admisie. Măsurarea în mod continuu a acestei rezistenţe oferă o indicaţie

proporţională cu debitul aerului aspirat de motor. Rezultatul acestei măsurători este independent dedensitatea aerului, dar, dependent de temperatură şi presiune - influenţe ce trebuie compensate pecale electronică.

16.2.4.1 Sistemul de alimentare cu combustibil (fig. 16.53).

16.2.4.2 Principiul de funcţionare.

Informaţia asupra turaţiei este dată de instalaţia de aprindere prin blocul de comandă.Contactorul clapetei de acceleraţie furnizează două semnale corespunzătoare poziţiilor clapetei deacceleraţie la mers în gol, respectiv la sarcină plină, prin intermediul blocului de comandăaducându-se motorul într-o stare corectă de funcţionare, după diferite criterii de optimizare.

Com ust

Pompa de

alimentare

Filtru de

combustibil

Senzor

Unitatea de

comandă

Injectoare

Aer

Debitmetru de aer

Motor

Fig.16.44. Sistemul de injecţie de tip L, comandat electric.

Schema principială de funcţionare



301

16.2.4.3 Măsurarea cantităţii de aer absorbit de către motor.

Fluxul de aer de admisie trece printr-un tunel în care se află un fir încălzit electric, careeste parte dintr-o punte de măsură (fig.16.54). Firul de platină, de cca. 70 mm diametru, estesupraîncălzit, iar puntea de măsură va păstra temperatura constantă, la trecerea fluxului de aer,astfel că, urmărindu-se variaţia curentului de încălzire, se poate determina cantitatea de aerabsorbit de motor.

Pentru a se înlătura influenţa temperaturii aerului, în puntea de măsură se introduce otermorezistenţă de compensare. Mai recent, firul cald a fost înlocuit cu o rezistenţă peliculară pesuport semiconductor, care are avantajul de a nu-şi modifica propietăţile la colmatarea sa, datorităimpurităţilor antrenate de aerul de admisie.

16.2.4.4 Determinarea cantităţii de combustibil.

Combustibilul este injectat în poarta supapei prin acţionarea injectoarelor, succesiv, cătreunul la fiecare ciclu motor. Diferenţa între presiunea combustibilului şi presiunea din colectorul deadmisie este păstrată cons-tantă la valori de 0,25 sau 0,30 MPa, astfel încât cantitatea de

combustibil injectată este dependentă doar de durata de deschidere a ventilului.Unitatea centrală creează impulsuri de comandă pentru deschiderea inejectoarelor, a cărordurată este dependentă de cantitatea de aer absorbită, de turaţia motorului, precum şi de alte

Fig. 16.45. Elementele principale ale sistemului de injecţie tip L-Jetronic1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Filtru de combustibil; 4- Conducta

de distribuţie; 5- Regulator de presiune; 6- Unitate electronică de comandă; 7-Injector; 8- Injector de pornire la rece; 9- Şurub pentru reglarea mersului în gol; 10-Contactorul clapetei de acceleraţie; 11- Clapeta de acceleraţie; 12- Debitmetrul; 13-Bloc de relee; 14- Sonda l; 15- Sonda de temperatură; 16- Termocontact temporizat;

17- Dispozitivul de aprindere; 18- Comanda aerului adiţional; 19- Reglajulamestecului la mers în gol; 20- Acumulator; 21- Cheie contact



302

mărimi de intrare furnizate de diferiţi senzori.

16.2.4.5 Adaptarea motorului la diferitele stări de

funcţionare.

Pentru fiecare regim de funcţionare: pornire la recesau la cald, faza de încălzire, mers în gol, acceleraţii,suprasarcină, necesarul de combustibil se abate puternic de

la condiţiile normale, aşa că este necesară corectarea amestecului.De exemplu, pentru a obţine o turaţie de mers în gol joasă şi stabilă, controlerul 13

(fig.16.53) lasă să treacă o cantitate de aer mai mare sau mai mică, printr-un by-pass pe clapeta deacceleraţie, cantitate sesizată de debitmetru, care va comanda prin blocul de comandă modificareacorespunzătoare a duratelor de deschidere a injectoarelor, respectiv a cantităţii de combustibil

injectate. Traductorul termic amplasat pe motor sesizează temperatura motorului şi comandăîmbogăţirea amestecului în faza de încălzire.Pentru a obţine un consum de combustibil şi o emisie de noxe minime, se prelucrează

electronic un câmp de date sarcină/turaţie şi se controlează raportul aer/combustibil.

16.2.5 MONO-JETRONIC

Constituie un sistem electronic de injecţie de benzină, care utilizează un singur injectorelectromagnetic situat într-o poziţie centrală în colectorul de admisie, înaintea clapetei deacceleraţie, cu pulverizare intermitentă. Distribuirea carburantului către fiecare cilindru se face

prin amestec în colectorul de admisie, arhitectura colectorului jucând un rol important.

16.2.5.1 Sistemul de alimentare cu combustibil (fig. 16.55).

Diferenţa dintre presiunea combustibilului şi presiunea colectorului de admisie este ţinutăconstantă pe injectorul de joasă presiune la o valoare de 0,1 MPa de către un sistem de reglarehidraulic.

16.2.5.2 Injectorul (fig.16.56).

Pentru obţinerea unui amestec carburant cât mai omogen şi pentru o distribuţie uniformă a

acestuia către fiecare cilindru în parte, injectorul este plasat în amonte de clapeta de acceleraţie încentrul fluxului de aer de admisie. Injectorul de joasă presiune, este prevăzut cu 6 orificii dispuseordonat-înclinate, prin care combustibilul este pulverizat într-o formă conică. Unghiul de

Fig.16.46. Regulatorul de presiune1- Admisia combustibilului; 2-

Retur; 3- Placa supapei; 4- Scaunulsupapei; 5- Membrană elastică; 6-

Resort; 7- Către colectorul deadmisie.

Fig. 16.47. Rampa de distribuţie a combustibilului 1-Admisie combustibil; 2- Rampa de distribuţie; 3-

Către injectorul de start; 4- Regulator de presiune; 5-Retur; 6- Injector;



303

pulverizare al duzei are o astfel de deschidere, încât jetulde combustibil ia o formă de seceră între carcasă şiclapeta de acceleraţie.

16.2.5.3 Funcţionare.

Diferiţi senzori detectează toate mărimile reale de funcţionare ale motorului şi transmitsemnale către blocul electronic central. Instalaţia de aprindere furnizează semnale de turaţie. Odatăcu deschiderea clapetei de acceleraţie, care urmăreşte poziţia pedalei de acceleraţie, se aducemotorul în punctul de funcţionare dorit. Necesarul de aer în acest punct este cunoscut prin poziţiaclapetei, urmărită de un potenţiometru şi determină turaţia motorului.

Temperatura motorului are o influenţă importantă în necesarul de combustibil şi estedetectată cu o sondă de temperatură, care generează un semnal către blocul central. Densitateaaerului este şi ea dependentă de temperatură şi de aceea, în colectorul de admisie, în preajmainjectorului există un traductor de temperută a aerului absorbit, care compensează influenţa

Fig.16.48. Injectorul electro-magnetic1- Filtru; 2- Conexiune electrică; 3-Înfăşurare electrică; 4- Resort de

închidere; 5- Miez magnetic; 6- Aculsupapei; 7- Duză de pulverizare

Fig.16.49. Debitmetrul de aer1- Clapeta deacceleraţie; 2- Volum de compensare; 3- Unitate decomandă; 4- Filtru de aer; Ql- Cantitatea de aer la

admisie.

Fig.16.50. Injectorul de pornire la rece1- Intrare combustibil; 2- Conexiune

electrică; 3- Miez magnetic; 4-Înfăşurare magnetică; 5- Duză.

Fig.16.51. Sonda detemperatură 1- Conexiune

electrică; 2- Carcasă; 3- NTC.



304

temperaturii.În final, blocul central furnizează impulsuri de

deschidere către injectoare, a căror durată estedependentă şi de tensiunea bateriei; de aceea se aplicăcorecţii ce ţin cont de tensiunea de lucru şi deschimbarea tipului de injector, pentru a păstra aceiaşi

timpi de întârziere la deschidere (fig.16.57).

16.2.5.4 Prelucrearea datelor.

Unitatea electronică de comandă prelucreazădigital semnalele de intrare şi calculează durata deinjecţie, cât şi sfârşitul injectării combustibilului. Eacuprinde un microprocesor specializat, un programimplementat într-o memorie, o memorie de date, un

convertor Analog/Digital, un multiplexor de intrare, amplificatoare de intrare şi ieşire.

Unitatea determină o durată de injecţie de bază pornind de la unghiul de deschidere alclapetei de acceleraţie şi de la turaţie.Ea cuprinde într-o memorie o bază de date cu 15 unghiuri ale clapetei şi 15 puncte de

turaţie. Aceste 225 de puncte de referinţă, memorate pentru = 1.0, vor corespunde tot atâtordurate de injecţie de bază. Microprocesorul are implementat un algoritm adaptiv, care va înregistra

Fig.16.52. Contactorul clapetei deacceleraţie

1- Contactul de plină sarcină; 2- Camacontactorului; 3- Axul clapetei; 4-

Contactul de mers în gol

Fig.16.53. Elementele principale ale sistemului de injecţie de tip LH1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Filtru; 4- Rampa de distribuţie; 5- Regulator de

presiune;6- Unitate electronică de comandă; 7- Sonda l; 8- Injector; 9- Sonda de temperatură; 10-Clapeta de acceleraţie; 11- Contactorul clapetei; 12- Şurub de reglaj la mers în gol; 13- Controler

de mers în gol; 14- Debitmetru cu fir cald; 15- Dispozitiv de aprindere; 16- Acumulator; 17- Cheiede contact; 18- Relee



305

o abatere sigură de la valorile din baza de date, astfel,toleranţele individuale ale instalaţiei de injecţie sau alemotorului vor fi compensate.

16.2.6 MOTRONIC

Ansamblul Motronic reuneşte sistemul de injecţieelec-tronic (Jetronic), care controlează cantitatea decombustibil şi sistemul electronic de aprindere, carecontrolează tendinţa la autoaprindere. Ambele procese-aprinderea şi injecţia - asigură în mod egal calitatea arderiişi sunt controlate de un calculator, care realizează colectivede criterii de optimizare a arderii.

Pe lângă acestea, sunt integrate următoarele funcţii:- Raportul exces de aer , cu o precomandă

adaptivă;

- Reglarea umplerii la mers în gol;- Limita maximă de turaţie, prin întreruperea

alimentării- Recircularea gazelor arse;- Controlul cuplului motor în regimuri tranzitorii;

iar opţional, următoarele:- Înclinarea autovehiculului;

Fig.16.54. Principiul de măsurare adebitului de aer prin metoda

termoanemometriei

Fig.16.55. Elementele principale ale sistemului electronic de injecţie MONO-JETRONIC1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Filtru; 4- Regulator de presiune; 5- Injector; 6-Sonda de temperatura a aerului; 7- Blocul electronic de comandă; 8- Servomotorul clapetei deacceleraţie; 9- Potenţiometrul clapetei; 10- Sonda l; 11- Sonda de temperatură pe motor; 12-

Dispozitiv de aprindere; 13-Acumulator; 14- Cheie de contact;15- Releu



306

- Aparatură de securitate;

- Starea conducătorului.

16.2.6.1 Sistemul MOTRONIC (fig.16.58).

16.2.6.1.1 Pompa electrică de alimentare

Aceeaşi ca la sistemul L, refulează combustibilul la o presiune de 0,25 MPa. Un circuitelectronic de supraveghere împiedică refularea combustibilului când aprinderea este sub tensiuneşi motorul s-a oprit, de exemplu, în cazul unui accident.

16.2.6.1.2 Filtrul combustibil

Este cu hârtie cu o porozitate medie de 10 mm.

16.2.6.1.3 Rampa de distribuţie

Regulatorul de presiune şi injectoarele sunt aceleaşi ca la sistemul L. Injectoarele suntlegate în paralel şi funcţionează simultan - o dată la o turaţie arbore cotit, adică de două ori pe ciclumotor.

Când supapa de admisie este închisă, carburantul se acumulează în colectorul de admisie,fiind aspirat o dată cu fluxul de aer în camera de combustil, la deschiderea supapei.

16.2.6.1.4 Traductorul de turaţie (fig.16.59)

Este de tip inductiv şi este plasat în dreptul danturii coroanei volantului. Un ştift sau unorificiu poziţionat unghiular pe volantă va genera un impuls electric, care va fi utilizat de bloculcentral ca referinţă unghiulară pentru calcularea momentului aprinderii.

Fig.16.56. Injectorulelectromagnetic

1- Conexiune electrică; 2-Înfăşurarea bobinei; 3- Conulsupapei; 4- Orificiile înclinateale duzei; 5- Intrarea şi returul

combustibiluluiFig.16.57.Diagrama impulsurilor de comandă livrateinjectoarelor de către blocul de comandă, la un motor

de 4 cilindri



307

16.2.6.2 Comanda electronică a aprinderii.

16.2.6.2.1 Comanda unghiului de avans.

În figura 16.60. este prezentată cartografia de aprindere, aşa cum este utilizată de cătremicroprocesor, pentru asigurarea comenzii electronice a aprinderii. O astfel de reţea decaracteristici este determinată prin testări pe standul de încercări motoare, apoi este opti-mizată pe

autovehicul după criterii date de consum, emisie de noxe şi confortul conducerii.Acest câmp de date este introdus în memoria unui modul electronic, astfel încât unghiul deavans îşi va păstra evoluţia în mod constant toată perioada de serviciu a motorului.

Unghiul de avans este determinat de microprocesor între două aprinderi succesive, pornindde la informaţiile de cuplu şi de turaţie, transmise de traductoare, prin prelevarea valorii potrivitedin cartografia memorată. Calculatorul corectează acestă valoare în funcţie de alţi parametri, cumar fi temperatura motorului, a aerului de admisie şi poziţia clapetei de acceleraţie, în vedereaobţinerii unei adaptări optimale a momentului aprinderii, acest lucru implicând alege-rea unor

priorităţi. Astfel, reglajul aprinderii la mers în gol va fi orientat înspre o emisie de noxe scăzută, oturaţie joasă şi stabilă şi cu consum mic, pe când, la sarcini parţiale, consumul şi confortulconducerii sunt predominante. La sarcină plină, se va următii obţinerea unui cuplu maxim, evitând

detonaţiile (fig.16.61). La apariţia detonaţiilor unghiul de avans scade (16.62).Un comutator integrat permite adaptarea la diferite calităţi de combustibil într-o gamă de

puteri ridicate, în fig.16.63, observându-se diferenţa la funcţionarea cu un supercarburant, respectiv

Fig.16.58. Elementele principale ale sistemului integral electronic de injecţie de tipMOTRONIC

1- Rezervor; 2- Pompa electrică de alimentare; 3- Filtru; 4- Regulator de presiune; 5-Bloc de comandă;6- Bobina de inducţie; 7- Dispozitivul de înaltă tensiune; 8- Bujie; 9-

Injector; 10- Clapeta de acceleraţie; 11- Contactorul clapetei; 12- Debitmetru de aer; 13-Sonda de tempera-tură aer; 14- Sonda l; 15- Sonda de temperatură motor; 16- Controler

pentru mers în gol; 17- Traductor de turaţie; 18- Acumulator; 19- Cheie contact; 20-

Comutator climatic



308

cu o benzină ordinară.

16.2.6.2.2 Comanda unghiului de camă (Dwell).

Energia înmagazinată în câmpul magnetic al bobinei de inducţie se diminuează pentru ununghi de camă constant, pe măsură ce creşte numărul de aprinderi, ceea ce reduce tensiunea înaltădisponibilă. În scopul obţinerii performanţelor cerute de aprindere, limitând pierderile de energiela nivelul bobinei şi tranzistorului de ieşire, curentul primar trebuie să atingă o valoare binedefinită în punctul de aprindere. Ca urmare, trebuie prevăzută modularea bateriei, lucru ce devine

posibil având o cartografie a unghiului de camă, cum se poate vedea în fig. 16.64.

16.2.6.3 Dozajul carburantului.

16.2.6.3.1 Măsurarea debitului de aer de admisie.

Cantitatea de aer aspirat este un parametru exact, care defineşte starea de încărcare amotorului. Microprocesul determină nu numai unghiul de avans optim, plecând de la debitul de aermăsurat şi de la turaţia înregistrată, dar şi durata de injecţie corespunzătoare. Pentru că aerul trece

prin debitmetru înainte de a ajunge în motor, semnalul de debitmetru precede umplerea efectivă cuaer a cilindrilor, ceea ce duce, în cazul variaţiilor de sarcină, la optimizarea amestecului în modinstantaneu. Debitmetrul poate fi de tipul celui cu aripă flotantă. Potenţiometrul legat pe axulvoletului este astfel realizat din punct de vedere valoric încât reproduce o valoare liniară întrevolumul de aer aspirat şi tensiunea furnizată de cursor. Blocul de comandă nu prelucrează decâtraportul tensiunilor dat de raportul rezistenţelor potenţiometrului, influenţa îmbătrânirii şifluctuaţiile de temperatură nefăcându-se simţită în exploatarea de lungă durată.

16.2.6.3.2 Calculul duratei de injecţie

Calculatorul determină durata de injecţie plecând de la semnalele de debit de aer, turaţie şide la factorii de corecţie, transmiţând un semnal pilot etajului final pentru modularea injecţiei.

Factorii de corecţie (fig.16.65) depind de condiţiile de serviciu şi influenţează calcululduratei minime de injecţie, care se stabileşte în scopul evitării formării de hidrocarburi nearse în

fazele de evacuare. Valoarea duratei minime de injecţie este dependentă de temperatura motoruluişi este necesar să fie independentă de eventua-lele salturi ale tensiunii debitmetrului (la trecerea peste denivelări accentuate), ceea ce ar duce la acceleraţii nepermise.

Fig.16.60. Cartografia aprinderii

Fig.16.59. Traductorul de turaţie,cu marcaj de unghi

1- Magnet permanent; 2- Carcasă;3- Carcasa motorulu; 4- Piesă

polară; 5- Înfăşurare; 6- Roatădinţată cu marcaj de unghi



309

În figura 16.66 se prezintă schema logică a dozajului de combustibil.

16.2.6.4 Cartografia coeficientului (fig.16.67)

Este înregistrată electronic în circuitul numeric al blocului central. Câmpul de date estedeterminat experimental, apoi este optimizat pe vehicul în funcţie de criteriile date de consum,noxe emise, confortul conducerii.

În regim de plină sarcină, calculatorul modelează raportul aer/combustibil în toată plaja deturaţii la valoarea corespunzătoare cuplului maxim ( = 0,85…0,95) evitând apariţia detonaţiilor,

prin intermediul unui traductor piezoelectric de vibraţii.

Fig.16.61. Domeniul de reglaj alavansului la aprindere

Fig.16.62. Ilustrarea modului demodificare a avansului

Fig.16.63.Cartografia aprinderii în funcţie de calitateacombustibilului



310

La sarcini parţiale, se adaptează la o valoare de consum şi emisii de noxe minime.

16.2.6.5 Cartografia fazei de încălzire (fig.16.68)

Înlocuieşte îmbogăţirea clasică, care era dependentă de temperatura motorului. Acest câmpde date capătă importanţă în conceptul arderii amestecurilor sărace şi conduce la o reducere aconsumului, mai ales pe trasee scurte, care impun dese regimuri de încălzire a motorului.

Se defineşte un factor de îmbogăţire în faza de încălzire a motorului (fig.16.69).

16.2.6.6 Comanda aerului adiţional (fig.16.70)

Reduce fluxul de aer adiţional prin canalul care şuntează clapeta de acceleraţie, pe măsurăce creşte temperatura motorului.

Fig.16.64. Cartografia unghiului de camă

Fig.16.65. Calculul duratei de injecţie



311

16.2.6.7 Funcţii suplimentare

- Limitarea regimului de supraturaţie (fig.16.71). Reglajul stabileşte o plajă de ± 80 rpm în jurul turaţiei maxim admisibile, prin suprimarea impulsurilor de injecţie.

- La scăderea turaţiei motorului sub 30 rpm se întrerupe curentul primar prin bobina deinducţie.

- Pompa de alimentare nu poate funcţiona decât la pornirea motorului şi cu acesta în starenormală de funcţionare. Ea va fi întreruptă la oprirea motorului cu circuitul de înaltă tensiuneactivat.

- La decelerarea motorului se întrerup impulsurile de injecţie, obţinându-se o frână demotor nepoluantă. Starea de decelerare este sesizată prin urmărirea unghiului de avans şi a poziţieiclapetei, cu o anumită temporizare.

- La motoarele supraalimentate se controlează presiunea de supraalimentare în vedereaînlăturării detonaţiilor.

- Comanda electronică a cutiei de viteze.- Funcţia stop-start, opreşte complet motorul la mers în gol, pornindu-l automat

când pedala de acceleraţie atinge 1/3 din cursă.- Pedală electronică de acceleraţie.- Recircularea gazelor de eşapament.- Degazarea rezervorului prin absorbţia vaporilor de benzină în colectorul de

admisie.- Suprimarea injecţiei la un număr de cilindri, la funcţionarea pe parţiale.

16.2.7 Reglarea factorului exces de aer

Fig.16.66. Schema logică a dozajului de combustibil



312

Prin factorul se modifică în mod continuu cantitatea de carburant injectat, în aşa fel încâteste posibilă o ardere aproape completă a amestecului aer-car-burant. Acest amestec estecaracterizat prin coeficientul :

=aportul de aer

necesarul teoretic de aer 82 (16.60)

- amestec bogat (lipsă aer);- amestec sărac (exces aer).Puterea, consumul, compoziţia gazelor arse ale unui motor depind foarte strâns de

(fig.16.72).În cazul utilizării benzinei, o combustie completă ( =1) are loc când raportul aer/benzină

este de cca. 14/1.

16.2.7.1 Construcţia sondei (fig.16.73)

Sonda este constituită dintr-un corp ceramic special - bioxid de zirconiu - ale cărui

Fig.16.67. Cartografia coeficientului

Fig.16.68. Cartografia fazei de încălzire



313

suprafeţe sunt acoperite de un strat subţire de platină, care formează cei doi electrozi, şi care, sunt permeabili la gaze. Totul este acoperit de un strat de ceramică poroasă pentru protecţie, formând partea care se plasează în fluxul de gaze de evacuare. Partea inferioară comunică cu atmosfera.

În figura 16.74.se prezintă o secţiune prin sonda .

16.2.7.2 Funcţionare.

Cunoscându-se că emisiile de gaze arse conţin o componentă reziduală de oxigen, chiardacă se foloseşte drept carburant un amestec bogat, semnalul generat de sonda l, care măsoarăacest conţinut în oxigen, permite să se aprecieze calitatea arderii, prin determinarea compoziţieiamestecului.

Ceramica utilizată în construcţia sondei conduce ionii de oxigen începând de latemperaturi minimale de cca. 3000 C.

Când conţinutul în oxigen este diferit pe cele două părţi ale sondei, proprietăţile specificeale materialului utilizat fac să apară pe electrozi un salt de tensiune în jurul valorii l = 1,(fig.16.75).

Fig.16.69. Factorul deîncălzire

Fig.16.70. Comanda aerului adiţional

Fig. 17.71 Limitarea regimului desupraturaţie



314

16.2.7.3 Circuitul de reglare (fig.16.76)

Reglarea factorului de aer permite să se menţină foarte exact raportul aer/carburant lavaloarea = 1.0, şi constituie o funcţie adaptivă, care, în principiu, poate completa orice sistem decomandă pe cale electronică a dozajului carburant. Pentru valoarea =1, s-a adoptat o tensiune dereferinţă de 0,4 V, faţă de care unitatea centrală ia decizii asupra amestecului, de exemplu U l>Uref = amestec bogat (fig.16.72). În acest caz nu se transmite nici un semnal către alte grupefuncţionale ale sistemului, debitul de injecţie se diminuează, iar amestecul carburant devine maisărac.

Când amestecul se apropie de =1, U l<U ref iar unitatea centrală livrează impulsuri de

comandă către amplificatoarele finale. În timpul reglării, amestecul carburant variază continuu,într-o plajă de toleranţe foarte îngustă în jurul valorii =1,0.

16.2.7.4 Funcţionarea la diferite regimuri ale motorului

- Pornirea la rece. Funcţionarea regulatorului l nu intervine, întrucât sonda nu dă semnaleexploatabile, decât la temperaturi mai mari de 3500 C. Amestecul carburant este adaptat la ovaloare medie a lui .

- Accelerări şi plină sarcină. Îmbogăţirea amestecului poate fi asigurată de regulator laaccelerări, totuşi funcţionarea la regimuri de plină sarcină poate impune alegerea unui 1; în

ambele cazuri, debitul de combustibil poate fi controlat în funcţie de o valoare prereglată.- Modificarea debitului. Reglarea funcţionează într-o plajă operaţională = 0,8…1,2 şi

compensează perturbaţiile ce pot apare în mod normal în funcţionarea motorului - de exemplu -influenţa altitudinii, cu o precizie de ± 1% în jurul valorii = 1,0. Regulatorul dispune de uncircuit de supraveghere al sondei , care împiedică poziţionarea valorii de reglare deasupra uneivalori limită. Într-un asemenea caz, sistemul comută automat pe "comandă aservită", iar motorulva funcţiona cu un mediu.

Fig.16.72. Dependenţa de a puterii, consumului şiemisiei de noxe

Fig.16.73. Principiul defuncţionare a sondei

1- Corp ceramic; 2- Electrozi; 3-Contact; 4- Contact la carcasă;5- Tubulatura de evacuare; 6-

Strat subţire de protecţie



314

17. PROIECTAREA INSTALAŢIILOR DE ALIMENTAREPENTRU MOTOARELE CU APRINDERE PRIN

COMPRIMARE

17.1 Probleme generale ale instalaţiilor de alimentare a motoarelorcu aprindere prin comprimare

În general instalaţia de alimentare cu motorină a unui m.a.c. cuprinde următoareleelemente (fig.17.1. a şi b): rezervorul de combustibil, pompa de alimentare, filtru de motorină (sau

bateria de filtre), pompa de injecţie, conductele de înaltă presiune, conductele de joasă presiune,

injectoare.Rezervorul, pompa de alimentare, filtrul, conductele de joasă presiune, sunt componentele părţii de joasă presiune a instalaţiei de alimentare. Pompa de injecţie, conductele de înaltă presiuneşi injectoarele sunt părţile sistemului de înaltă presiune al instalaţiei de alimentare sauechipamentului de injecţie.

În funcţie de domeniul de utilizare, de caracteristicile constructive şi funcţionale aleelementelor componente, există variante diferite ale schemelor instalaţiilor de alimentare.

Astfel, de exemplu, pentru instalaţia de alimentare din figura 17.1.b. s-a prevăzut oconductă separată de colectare a scăpărilor de motorină din pompa de injecţie, această pompădezvoltând presiuni mai mari decât cea similară din fig.17.1.a.

17.1.1 Funcţiile sistemului de înaltă presiune.

Sistemul de înaltă presiune (echipamentul de injecţie) trebuie să îndeplinească următoarelefuncţii:

a) b)Fig.17.1. Scheme funcţionale ale instalaţiilor de alimentare



315

1- dozarea cantităţii de combustibil pe ciclu şi pe cilindru (doza cm~ 1 sau cv~ 2 ). În funcţiede sarcina motorului cm~ 3= 20…180 mg, cv~ 4= 25…200 mm3;

2- realizarea presiunii de injecţie necesară pulverizării motorinei ( pimax = 8,0…140,0 MPa);3- pulverizarea cât mai fină a combustibilului şi distribuirea acestuia în camera de ardere

în conformitate cu cerinţele formării amestecului aer-combustibil;4- asigurarea avansului la injecţie (10…300RAC), durata injecţiei şi legea de injecţie a

combustibilului (caracteristica de injecţie);5- realizarea uniformităţii debitării combustibilului pe cilindri. Aceasta poate fi apreciată

prin coeficientul sau "gradul de neuniformitate" a distribuirii motorinei : c c

cmed

m m

m

max min~ ~La

regimul de ralanti 7%, iar la regim nominal 2…4%.

17.2 Principii de proiectare a pompelor de injecţie.

Principalele funcţii ale sistemului de înaltă presiune sunt asigurate de pompa de injecţie.Astfel, presiunea de injecţie, dozarea cantităţii de combustibil pe ciclu şi cilindru, avansul lainjecţie, durata injecţiei ca şi caractersitica de injecţie optimă sunt realizate de pompa de injecţie.

Pompele de injecţie se clasifică după mai multe criterii:I. În funcţie de modul de deservire a cilindrilor motorului se pot deosebi:

a) pompe individuale; b) pompe injector;c) pompe cu distribuitor rotativ;d) pompe în linie; caracteristica acestei clase constă în aceea că fiecare cilindru al

motorului este deservit de câte un element de refulare.II. După metoda de reglare a dozei de motorină:

a) prin aspiraţie invariabilă şi refulare parţială (exemplu- pompele cu piston-sertar); b) prin aspiraţie variabilă şi refulare totală (pompele cu distribuitor rotativ);

III. După modul de acţionare a elementului de pompare:a) acţionare mecanică (camă);

b) acţionare electromagnetică;Problema esenţială a pompelor de injecţie o constituie realizarea presiunilor mari de

injecţie. Valori de până la 140 MPa ale presiunii de injecţie maxime pot fi asigurate numai de pompele cu piston. Mărimea presiunii de injecţie implică cerinţe ridicate faţă de precizia deexecuţie a pistonului şi cilindrului elementului de pompare ca şi faţă de etanşarea acestui cuplu de

piese faţă de mediul exterior. Aceste exigenţe au condus la reducerea jocului funcţional dintre

piston şi cilindru la valori de 1,5…3,0 mm şi realizarea unor construcţii cu lungimea pistonuluisporită în raport cu diametrul său.Această execuţie presupune operaţii de rectificare fină, cu abateri de formă, de la calitatea

suprafeţelor şi de la poziţia lor reciprocă extrem de restrânse, precum şi operaţii de rodare şi deîmperechere a pistonului cu cilindrul. Cuplul piston-cilindru astfel obţinut are drept componente

piese neinterschimbabile.

17.2.1 Proiectarea pompelor de injecţie cu piston sertar

Constructiv un element al pompei de injecţie (fig.17.2) se compune din cilindrul 1 (bucşa)în interiorul căruia se deplasează pistonul plonjor acţionat în cursa de refulare de cama 5, contactul

permanent între piston şi camă fiind asigurat de arcul 8. Cilindrul 1 are la partea superioarăorificiile laterale 3 prin care comunică cu canalul de combustibil 4 practicat în corpul pompei.



316

Elementul de pompare este prevăzut la partea superioară cusupapa de refulare 6, reţinută pe sediul său de arcul 7. Pistonulsertar 2 este prelucrat special; capul acestuia fiind prevăzut cu omuchie elicoidală şi un canal care face legătura între spaţiul dedeasupra pistonului şi gulerul de diametru mai mic al acestuia.Pistonul 2 poate fi rotit fie de piciorul 9 fie de un sector dinţat

acţionat de cremaliera pompei de injecţie (organul de comandăal debitului).

În cursa de coborâre a pistonului sertar 2 spaţiul dincilindrul 1 se umple cu motorina aspirată prin orificiul (sauorificiile) de aspirare.

În cursa ascendentă a pistonului se produce o descărcarea volumului de combustibil din cilindrul 1 până când orificiile 3sunt acoperite. Cursa de refulare durează din momentulobturării orificiilor de descărcare 3 până când muchia elicoidalăatinge marginea inferioară a aceloraşi orificii. Pistonul se

deplasează însă mai departe în cursa ascendentă până cândtachetul cu rolă ajunge pe vârful camei. Cursa de refulare esteastfel poziţionată între două curse moarte ale pistonului, deci înzona vitezelor mari ale acestuia, ceea ce implică scăpăriminime de combustibil prin jocuri în timpul cursei de refulare.De asemenea, presiunea de injecţie este o funcţie de viteza

pistonului; amplasând cursa activă în domeniul vitezelorridicate se evită presiunile mici la începutul şi sfârşitul cursei derefulare, realizându-se astfel o pulverizare de bună calitate.

La construcţia exemplificată mai sus prima cursămoartă este constantă, în timp ce a doua cursă moartă şi cursa activă sunt variabile în funcţie de

poziţia organului de comandă (cremaliera). Sunt şi construcţii la care toate cele trei curse suntvariabile.

17.2.2 Proiectarea elementului pompei de injecţie

Dimensiunile elementului pompei de injecţie precum şi ale regulatorului ataşat acesteiadetermină gabaritul pompei de injecţie.

Datorită valorii extrem de mici a dozei de combustibil injectate pe ciclu şi pe cilindru (de20.000 până la 100.000 de ori mai mică decât cilindreea motorului), diametrul pistonului pompeide injecţie şi cursa acestuia ar rezulta atât de mici, încât tehnologia de realizare a cuplului piston-

cilindru ar întâmpina dificultăţi deosebite. Metoda de realizare a dozei necesare prin aspiraţieinvariabilă şi descărcare parţială permite construirea pistonului-sertar cu dimensiuni mai mari,relativ uşor realizabile tehnologic, pistonul aspirând astfel o cantitate de motorină cu mult maimare decât doza ce urmează a fi refulată.

Pentru a se dimensiona corect un element al pompei de injecţie trebuie să se ţină seama deo serie de factori precum:

- compresibilitatea combustibilului;- dilatarea conductelor de înaltă presiune;- supraîncălzirea motorului, etc.

17.2.2.1 Compresibilitatea combustibilului

În instalaţiile de injecţie, variaţia volumului motorinei este relativ mică; totuşi ea trebuie

Fig.17.2. Construcţiaelementului de pompare



317

luată în considerare pentru că, aşa cum s-a arătat, şi volumele de combustibil tranzitate suntdeosebit de mici.

Astfel un volum de motorină V 0 supus unei creşteri de presiune p= p- p0 îşi modificăvaloarea cu mărimea V = V - V 0, după relaţia:

V V V V p p 0 0 0 (17.1)

unde: 1

V

V

p

5 [Pa-1] - coeficient de compresibilitate

E 1

6 - coeficient de elasticitate al combustibilului.

În tabelul 17.1 se dau valorile lui şi E pentru câteva domenii uzuale de presiuni.Tabelul 17.1

Domeniul de presiune p0 la p E [10 .Pa] [10 .Pa- ] [10 .Pa]0…102 53,4.10-6 18.7000…153 50,7.10- 19.800

0…205 9,5.10-6

20.6000…256 9,7.10-6 20.1000…306 49,4.10-6 20.300

Conform schemei din figura 17.3., pistonul- sertar se deplasează între secţiunile I-I şi II-II(pmi şi pms).

Lungimile a şi d 0 au valori uzuale în limitele:- a = (0,4…0,6) mm- d 0= (2…3) mm

Pe distanţa c1 = a + d 0 pistonul refulează în circuitul de joasă presiune volumul:

V d c d a d p p

1 1 04 4

(17.2)

Fig.17.3. Schema de proiectare a elementului pompei



318

Din secţiunea III-III începe comprimarea combustibilului; acesta fiind compresibil, pistonul-sertar va trebui să efectueze o fracţiune de cursă, pentru a compensa compresibilitateamotorinei din camera de aspiraţie, supapa de refulare, conducta de înaltă presiune şi injector.

Dacă: V ca este volumul cu care se comprimă combustibilul în camera de aspiraţie p = pi - p j;

V sr este volumul analog în supapa de refulare p = pi - prez ;V c este volumul analog în conducta de înaltă presiune p = pi - prez ;V i este volumul analog în injector p = pi - prez ;

atunci fie V 2 volumul cu care se comprimă motorina pe traseul de înaltă presiune pentru aajunge la presiunea de injecţie medie pi:

V V V V V ca sr c i2 (17.3)Explicitând pe termeni relaţia (17.3) se obţine:

V V p pd

J p pca ca i j

p

i j

1 1

2

4 (17.4)

V V p p sr sr i rez 2 (17.5)

V V p p d l p pc c i rez ic

c i rez 2 2

4 (17.6)

V V p pi i i rez 2 (17.7)

unde: pi - presiunea de injecţie (medie); prez - presiunea reziduală; p j - presiunea din circuitul de joasă presiune;d ic - diametrul interior al conductei de înaltă presiune;l c - lungimea conductei de înaltă presiune.

Înlocuind relaţiile (17.4…17.7) în 17.3 şi ordonând se obţine:

V

d

J p p p p V

d

l V

p

i j i rez sr

ic

c i2 1

2

2

2

4 4

(17.8)Rezultă că, pentru realizarea compensării contracţiei de volum V 2, pistonul-sertar trebuie

să parcurgă cursa c2.Pentru proiectare sunt utile următoarele valori orientative:l c = 400…700 mmd ic = 1,5…2,0 mm < 3 mm

p j = (1,1…1,3).105 Pa prez = (15…30).105 Pa

Tabelul 17.2Specificaţie d V ca V sr V i

[mm] [cm3] [cm3] [cm3]Motoare pentru 6 0,25 1,73 0,61

autovehicule 8 0,43 1,73 0,61şi tractoare 10 0,63 2,85 0,61

17.2.2.2 Dilatarea traiectului de înaltă presiune

Presiunea de injecţie relativ mare produce dilatarea traectului de înaltă presiune. Bucşaelementului de pompare, corpul supapei de refulare şi injectorul au pereţi groşi şi practic nu sedeformează. Deformaţie sensibilă se întâlneşte la conducta de înaltă presiune. Fie V ic majorarea

volumului acesteia datorată dilatării produsă de presiune: V d d d l ic ic ic ic c

4

2 2 unde:



319

d r p p r r

r r

r

E ic i i rez

e i

e i

i

2 2

2 2

2 2 7

r e, r i - razele exterioară şi interioară ale conductei; = 0,3 - coeficientul lui Poisson;

E - modul de elasticitate longitudinală al oţelului;

Fie de asemenea V 3=V ic volumul dislocat de piston pentru a compensa dilatareamaterializată prin creşterea de volum V ic. Fie de asemenea fracţiunea din cursă c3 parcursă de pistonul- sertar pentru efectuarea lui V 3. În momentul în care pistonul a parcurs şi fracţiunea decursă c3, presiunea în tubulatură a atins valoarea pi, care fiind mare determină scăpări decombustibil prin interstiţiul piston-cilindru.

17.2.2.3 Scăpările de combustibil prin jocul piston-cilindru.

Pistonul trebuie să se deplaseze cu o fracţiune de cursă c4 (şi un volum corespunzătorV 4) care să compenseze volumul de combustibil pierdut prin scăpări: V 4 nu se poate determina

pe cale analitică, el depinzând de pi, joc (uzură), vâscozitatea combustibilului, viteza pistonului.Se apreciază: V V 4 50 005 0 200 , , (17.9)

unde V 5 - volumul de combustibil injectat.Volumul teoretic V 5 care trebuie injectat este:

V c g

n iV

m c

c5120

~ 3cm

ciclu ş i cilindru (17.10)

În relaţia (17.10) c este greutatea specifică a combustibilului la p= pinj.În funcţie de greutatea specifică a combustibilului în condiţii normale c0 se poate scrie

astfel relaţia:

c c i p 0 1 1 (17.11)

17.2.2.4 Evitarea desprinderii de pe camă

Pistonul plonjor îşi continuă cursa şi după ce injecţia a încetat, dislocând volumul V 6 corespunzător cursei c6. Cursa c6 trebuie astfel aleasă încât valoarea acceleraţiei negative a

pistonului să nu depăşească valoarea la care pistonaşul (tachetul) s-ar desprinde de camă.În acest sens se recomandă:

c c6 51 0 1 2 , , (17.12)

dar această valoare este, de cele mai multe ori, mare, crescând exagerat înălţimea pompei.Fracţiunea de cursă C 6 se poate calcula şi cu relaţia: c c c c p T 6 1 (17.13)

iar volumul corespunzător acesteia V V V V p T 6 1 (17.14)

În final se constată că, pentru realizarea injecţiei, pistonul trebuie să parcurgă o cursă.c c c c cT 2 3 4 5 (17.15)

sau în volumele corespunzătoare:

V V T

i

i

2

5

(17.16)

unde cT este cursa teoretică de la închiderea până la deschiderea orificiului de admisie.Valoarea reală a cursei pistonaşului necesară realizării procesului de injecţie se notează cu



320

c R şi este dependentă de uzurile ansamblului ca şi de intensitatea unor fenomene funcţionale.Astfel, la turaţii mari, injecţia poate începe înainte de secţiunea III-III, sau, în cazul uzurilor mariale feţei frontale a pistonaşului, poate începe după secţiunea III-III.

Uneori, sfârşitul injecţiei poate avea loc după depăşirea secţiunii IV-IV, din caduzalaminării motorinei prin orificiile de admisie.

Se poate defini pe baza acestor considerente un randament al elementului de pompare p:

p R

T

R

T

c

c

V

V (17.17)

p < 1 la sistemele cu injectoare - închise şi conducte lungi, sau la pompele uzate. Îngeneral p = 0,85…0,95.

Pentru a determina relaţii de proiectare se porneşte de la expresia volumului dislocat de

pistonaş între p.m.i. şi p.m.s. V V V V p T 1 6 sau V V

V V p R

p

1 6 .Se apreciază uneori:

V V V p1 6 0 5 0 6 , , (17.18)

Adică:

V V

V p

R

p p

0 5 0 6, , 0 4 0 5, , V

V

p

R

p 8, adică:

V V d

c p R

p

p

p

2 00 2 254

, ,

(17.19)

În final rezultă:

d

V

c p

R

p p

8 10

(17.20)

Cursa totală a pistonaşului c p se adoptă constructiv în baza relaţieic p=(1,2…2,0).d p (17.21)

În relaţia (17.20) V R= V 5.(1,25…1,35)

Fig.17.4. Schemă de proiectare a profilului

pistonaşului



321

17.2.2.5 Proiectarea muchiei profilate a pistonaşului.

Cursa pistonaşului " CT" variază în funcţie de sarcina motorului, mărimea ei fiinddeterminată de unghiul "q" (de rotaţie a pistonaşului în jurul axei sale şi "a" (unghiul de înclinare amuchiei profilate).

Pentru o poziţie oarecare (fig.17.4) a pistonaşului se poate scrie relaţia:

C T =l T - (d 0+b) (17.22)Din figura (17.4) rezultă:

b d d d

0 0 0

2 2 2

11

cos cos (17.23)

Înlocuind (17.23) în (17.22): c l d d

T T

0

0

2

11

cos sau

c l d

T T

0

21

1

cos (17.24)

Cursa activă a pistonaşului variază prin rotirea sa cu unghiul astfel (fig.17.5):

17.2.2.6 Scheme de calcul a muchiei elicoidale

- dacă cremaliera se deplasează cu ycr , pistonaşul se roteşte cu unghiul . şi se va deplasafaţă de orificiul cilindrului cu distanţa y p. Din triunghiuri asemenea se poate scrie:

br

p

cr

p

p cr

p

br

R

r

y

y y y

r

R sau (17.25)

unde: Rbr - raza braţului pistonaşului (sau raza de rostogolire a sectorului dinţat).La o deplasare a pistonului cu arcul y p9, cursa cT creşte cu c y (fig.17.6):

c y y p tg 10 (17.26)

Înlocuind (17.25) în (17.26) rezultă:

c y d

R y cr

p

br

2

tg (17.27)

sau, înlocuind pe ycr : c R d

R y

br p

br

2

360 2

tg adică:

c d y p

360

tg (17.28)

Luând ca poziţie de referinţă pentru pistonaş secţiunea II-II (fig.17.2), atunci

Fig. 17.6.Figura 17.5.



322

c c d l d

d T T p pmax tgcos

tg

360 21

1

360

0 (17.29)

unde este unghiul cu care a fost rotit pistonaşul pentru a ajunge din poziţia II în III.Prin analogie:

c c d l d

d T T p pmin tg

cos

tg

360 2

1 1

360

0 (17.30)

Problema se simplifică dacă se ia ca poziţie de referinţă poziţia I când cursa este minimă;în acest fel ecuaţiile (17.29) şi (17.30) devin:

c l d

T min mincos

0

21

1

(17.31)

c c d l d

T T pmax min maxtgcos

360 21

10 (17.32)

Pentru deteminarea lui cT min este necesar să se cunoască:- turaţia minimă de mers în gol a motorului nmg ;- puterea efectivă la mers în gol încet P eg ;

- consumul de combustibil la mers în gol încet c g .Astfel se poate scrie:

c V

d T

T

p

minmin

42

(17.33)

unde:V V V V V T min min 2 3 4 5 (17.34)

V c

n iv

mg c

c5120

min min~

(17.35)

Pentru determinarea lui cT max = cT se cunoaşte relaţia:V V V V V T max max 2 3 4 5 (17.36)

V V R5max - Lungimea desfăşurată a capului pistonaşului l des este:

l d

l des

p

cd 22

(17.37)

l cd fiind lăţimea canalului vertical de descărcare.- Pentru determinarea înălţimilor maximă şi minimă a pistonaşului în zona de reglaj se pot

utiliza egalităţile:

i c c l

i l

p pmax max

min min , ,

1 0 1 5 [mm] (17.38)

- Lungimea totală a muchiei profilate L f va fi:

L i itg

T 2 max min 1 1

(17.39)

- Diametrul părţii degajate:

d

p pd d 0 65 0 85, , (17.40)

Înălţimea părţii degajate:

d

pi i 0 35 0 50, , max (17.41)

17.2.2.7 Proiectarea arcului elementului

Arcul elementului pompei de injecţie realizează cursa pasivă (descendentă) a pistonaşului plonjor. Încărcarea arcului, când pistonul se află în p.m.i., se ia:



323

p p

pd

p

i

p2

i

0

0

1

5

4

1

5

(17.42)

Arcul are o săgeată de montaj f 0.Când pistonul se află la p.m.s. săgeata arcului este f max:

max f c p 0 (17.43)

Pentru a se evita desprinderea pistonului (tachetului) de pe camă se adoptă 0 3 c p 1.

Rezultă astfel săgeata maximă:

max c p 4 (17.44)

Deoarece:max max F

F

f

f 0 0

rezultă

F F f

f

c

c F F

p

pmax

max

0

0

0 0

4

3

4

3 (17.45)

Efortul de torsiune în arc este:

t

a

p

a

s3

a

s2

F R

W

F R

d

F R

d

max max max

16

16 (17.46)

Rezultă în acest fel diametrul sârmei de arc:

s

a

t

d F R

16 max

(17.47)

unde: Ra este raza de înfăşurare a arcului.Pentru asemenea construcţii se recomandă: at =(3000…5000).PaNumărul de spire z este

dat de relaţia:

f c d G

R

p s

s2

at

0

4 (17.48)

unde G este modulul de elasticitate transversală a materialului: G = 810.000 Pa.

17.2.2.8 Proiectarea supapei de refulare

Supapa de refulare realizează funcţii importante în cadrul procesului de injecţie. Astfel:- asigură întreruperea debitării combustibilului spre injector;- menţine în conducta de înaltă presiune şi în injector o presiune reziduală care împiedică

Fig.17.7. Schemă de calcul a arculuielementului de pompare



324

dezamorsarea circuitului de înată presiune;- asigură funcţia de corector interior de debit.Pentru dimensionarea supapei de refulare se utilizează schema din fig.17.8.Iniţial, se adoptă constructiv următoarele mărimi:- cursa supapei de refulare h: h = 3 mm- unghiul conului de închidere ": = 450

- viteza medie de trecere a combustibilului pe lângă supapă V s V s = (2…5) m/sConform schemei din fig.17.8 suprafaţa de trecere pe lângă supapă este:

s

s s

S D d

Gd BC d

AC

2

2

2 (17.49)

Dar: AC = h ;BC= AC - hcos sin sin cos 11. Rezultă:

s s sS d h h d h + h sin cos cos cos cos sin2 2 12 (17.50)

Pentru calculul diametrului tijei supapei d s se utilizează ecuaţia de continuitate: p p s sS V = S V (17.51)

sau:

p p

p

s sd c v d h h4

2 2cos cos sin (17.52)

şi deci:

s

p p p

p s

d d c h

V h

4

4

cos sin

cos (17.53)

- Diametrul d 1 se stabileşte cu relaţia: d 1 = (1,5…1,6).d s - Lungimea tijei supapei l s se adoptă: l s = (2,8…3,0).d s

Pentru calculul diametrului d 2 se pune condiţia:

4 2

212

sd d S Explicitând termenul

drept rezultă:

42 2

22

12

sd d d h hcos cos sin În final:

d d d h h s2 12 2 24 4 cos cos sin (17.54)

Fig.17.8. Schema de proiectare a supapeide refulare



325

17.2.2.9 Dimensionarea arcului supapei de refulare

Pentru a dimensiona arcul supapei de refulare se porneşte de la următoarele condiţii:- presiunea de precomprimare a arcului este de: 12…20 daN/cm2;- săgeata iniţială se adoptă ca fiind: f o = 3.h = 9 mm;- diametrul de înfăşurare al spirei: d înf = d 1-(1…2)mm.

17.2.3 Proiectarea pompelor de injecţie cu distribuitor rotativ

Prima construcţie de acest tip a fost produsă în 1946 de firma American Bosch (pompaPSB). În 1950 firma Stanadyne (S.U.A.) produce pompa cu distribuitor rotativ şi pistonaşe radialeopuse, preluată sub licenţa de C.A.V. (Anglia) în 1956, sub indicativul DPA.

Din anul 1970 MEFIN - Sinaia fabrică sub licenţă acelaţi tip de pompă.Comparativ cu pompele de injecţie cu elemente în linie, pompele cu distribuitor rotativ au

o serie de avantaje:- utilizează un singur element de pompare care deserveşte toţi cilindri motorului;

- asigură (dată fiind prezenţa secţiunii unice de pompare) o uniformitate îmbunătăţită adebitării;- înglobează într-un ansamblu unic şi compact elementul de pompare, regulatorul de

turaţie, variatorul automat de avans şi pompa de trasfer;- ansamblul pompei nu necesită rulmenţi, angrenaje, arcuri cu rigiditate mare;- pompa este etanşă, este unsă cu motorină sub presiune, împiedicându-se şi pe această cale

pătrunderea aerului şi a impurităţilor.Din punct de vedere al consumului de metal pompa de injecţie cu distribuitor rotativ este

evident mai avantajoasă în comparaţie cu pompa cu elemente de pompare în linie.Masa specifică a pompelor de injecţie de tip rotativ este de (45…70)g la 1 mm3 debit pe

ciclu, în timp ce aceeaşi masă la pompa în linie atinge abia (95…135)g la 1 mm 3 debit de

Fig.17.9. Schema funcţională a pompei D.P.A.



326

combustibil pe ciclu.Controlul activ al funcţionării motoarelor care sunt echipate cu pompe de injecţiede tip

rotativ, prin sisteme electrice şi electronice, este facilitat de forţele considerabil mai mici necesarela organul de reglare a mărimii debitului de combustibil pe ciclu.

Trebuie menţionată şi solicitarea mică la tracţiune şi, corespunzător, o rigiditate mare aacelor elemente portante de bază ale pompei (piesele de acţionare a camei şi corpul pompei).

Această constatare crează posibilităţi pentru organizarea unei injecţii intensive a combusti-bilului.S-a demonstrat că, la pompele rotative, forţarea procesului de debitare se poate realiza pe

calea micşorării substanţiale a volumului de comprimare a combustibilului în stuţul pompei(aplicat la supapele de refulare la care arcul este dispus în spaţiul de înaltă presiune), în combinaţiecu un nou ciclu de lucru al pompei, în care aproape toată cursa de lucru a plunjerului se utilizează

pentru pomparea combustibilului, de asemenea, pe seama realizării profilului de camă cu razamică de curbură la vârf. Realizarea ultimei măsuri permite o mărire substanţială a vitezei

plunjerului ( V pmax = 3,2 m/s la n p = 1000 rot/min şi o cursă minimă a plunjerului de 5,5 mm)atingându-se presiuni de pompare de ordinul a 90 MPa.

Pe lângă avantajele prezentate, aceste tipuri de pompe au şi o serie de dezavantaje.

Utilizarea unei secţiuni unice de pompare duce la uzura mai rapidă a acesteia, precum şi lamicşorarea timpului disponibil pentru admisia şi refularea combustibilului. Aceasta face ca laturaţii ridicate umplerea secţiunii de pompare să fie incompletă, apărând astfel necesitateautilizării pompei de transfer care permite realizarea unei presiuni de alimentare suficient de mari.Alte dezavantaje sunt:

- siguranţa mai mică în funcţionare;- facilităţi de reparare reduse;- cerinţe deosebite privind calitatea combustibilului utilizat.Funcţionarea pompei de injecţie cu distribuitor rotativ, de tip DPA, (integrată în sistemul

de injecţie) este prezentată în fig. 17.9.Din rezervorul pompei de alimentare 1, combustibilul, trecut prin filtrul 2, ajunge la pompa

de transfer 3. De la pompa de transfer motorina este dirijată prin canalizaţia din corpul pompei lasupapa de dozare 4 şi de aici în corpul distribuitorului 5 şi în spaţiul dintre pistonaşele 6. Prinrotirea distribuitorului pistonaşele sunt împinse spre axa de rotaţie de lobii inelului cu came 7 careeste fixat de corpul pompei. Combustibilul sub presiune este distribuit pe rând la injectoare prinintermediul unui orificiu de refulare aflat în distribuitor.

Supapa 8 are rolul de a menţine amorsată pompa de injecţie şi de a asigura valoareanecesară presiunii de transfer. Regulatorul acţionează asupra supapei de dozaj prin intermediul

pârghiei 9. O particularitate constructivă esenţială a pompei cu distribuitor rotativ o constituie lipsaarcului care asigură contactul permanent între inel şi camă. Ca urmare, cu excepţia cursei derefulare, când pistonaşele radiale sunt acţionate de inelul cu came, poziţia instantanee a acestora

este determinată de echilibrul dinamic al forţelor centrifuge, de presiune, de inerţie şi de frecare.Ansamblul general al pompei cu distribuitor rotativ şi pistoane opuse, tip DPA, este prezentată în proiecţie axonometrică în fig. 17.10.

Pe corpul pompei 1 (turnat din aliaj de aluminiu) se fixează cu ajutorul unor şuruburi capulhidraulic, format din bucşele exterioare şi interioare 19, rotorul distribuitor 14, inelul cu came 17 şi

pistonaşele radiale 15. Rotorul distribuitor este antrenat în mişcare de rotaţie de axul 24, prevăzutcu o zonă canelată la partea din spre distribuitor, iar la capătul de antrenare cu o zonă conică şilocaş de pană disc. Legătura dintre axul 24 şi rotorul 14 se realizează prin placa de antrenare 21, cucaneluri la interior, care se fixează cu şuruburi de rotorul distribuitor. Axul pompei şi placa deantrenare se împerechează la montaj, formând astfel un ansamblu neinterschimbabil. Pe axul

pompei se mai montează regulatorul de turaţie mecanic compus din manşonul 48, masele

centrifuge 23 şi carcasa acestora 26 (celelate piese ale regulatorului sunt montate în interiorulcapacului 2).

Etanşarea faţă de mediul exterior, la capătul dinspre antrenare al axului 24, se asigură cu



327

manşetele de rotaţie 43.

La capătul rotorului distribuitor 14, opus antrenării, se montează, filetat, rotorul 3 al pompei de transfer; statorul 5 este inclus în capul hidraulic. Ansamblul este închis de carcasasupapei de reglare 7, fixată în bucşa exterioară a capului hidraulic cu şuruburile 46.

Variatorul automat de avans 37 se montează pe carcasa pompei, prin prezonul 47 şidispozitivul de blocare 39.

Statorul capului hidraulic este format din bucşele exterioară şi interioară 19, care seansamblează prin fretare. Bucşa interioară se realizează cu lungime mai mică decât bucşaexterioară, cu scopul de a permite montare statorului 5 al pompei de transfer.

Rotorul capului hidraulic se împerechează cu statorul şi formează un ansambluneinterschimbabil, cu joc foarte mic (1,5…3,5 mm). De asmenea, pistonaşele radiale 15 seîmperechează cu alezajul executat diametral în rotor, neinterschimbabil, cu un joc foarte mic

(4,5…5,5 mm).Fiecare pistonaş este acţionat prin câte un tachet, compus din rola 16 şi papucul 18.

Papucul este prevăzut cu umeri care pătrund în fantele plăcilor de raglaj 44 şi 22, limitând cursamaximă a pistonaşelor.

Rolele 16 vin în contact în timpul funcţionării cu camele interioare ale inelului cu came 17.Pistonaşele radiale se execută cu diametre de 4,5…10,0 mm.

Etanşarea capului hidraulic în corpul pompei este realizat cu un inel 0, iar în zona deansamblare a carcasei supapei de reglare 7, cu o garnitură inelară 45 din cauciuc.

Elementele componente ale capului hidraulic se realizează din oţel de rulmenţi şi oţel înaltaliat, cu valori strânse pentru abaterile de formă, de la poziţia reciprocă şi de la calitatea prelucrării

suprafeţelor.Pentru a fi posibilă utilizarea aceleiaşi tipodimensiuni de pompă pe motoare cu cilindreidiferite, capul hidraulic este prevăzut cu posibilitatea reglării dozei maxime refulate, prin

Fig.17.10. Construcţia pompei D.P.A.



328

modificarea cursei pistonaşelor radiale.

În acest sens, papucii 18 sunt prevăzuţi cu umerii "U", care pătrund în fantele excentrice"F" ale plăcilor de reglaj 22 şi 44 (fig.17.11).

Placa de reglaj 22 este strânsă între flanşa rotorului 14 şi placa de antrenare 21 cu douăşuruburi 49. Când şuruburile 49 sunt slăbite, plăcile 22 şi 44 (solidarizate prin două braţe delegătură existente pe placa 22) se pot roţi simultan, în limita permisă de găurile alungite "G". Prinrotirea plăcilor de reglaj se modifică cursa s a pistonului 24 şi, în consecinţă, doza maximărefulată. Pentru pompele DPA doza maximă refulată se poate regla în intervalul 15…120mm3/ciclu.

Inelul cu came interioare 17, se montează pe suprafaţa frontală a statorului capuluihidraulic, opusă pompei de transfer, fiind asigurat în carcasa pompei împotriva deplasărilor axialecu ajutorul unui inel de siguranţă. Inelul cu came poate fi rotit cu unghiuri mici în jurul axeidistribuitorului 14, prin şurubul 38 al variatorului automat de avans. Din motive de unificare acomponentelor, inelul cu came al pompelor DPA se realizează cu 4 şi 6 came interioare (pentrumotoarele cu 2 şi 3 cilindri alternează un ciclu de refulare activ cu unul pasiv).

17.2.3.1 Elemente de proiectare

a) Începutul refulării (injecţiei) este condiţionat de coincidenţa momentului de suprapunerea orificiilor radiale de distribuire din rotorul şi statorul capului hidraulic cu momentul de acţionarea pistonaşelor de câtre porţiunea de urcare a profilului camelor interioare (distribuţia şi refularetrebuie să fie în fază).

Practic, există însă între axa de referinţă a profilului camei şi axa orificiului de distribuţiedin stator un decalaj unghiular f (fig.17.12.) numit "unghi de defazaj". Din motivul arătat, pentru cainjecţia să aibă loc cu avansul b şi cu o durată strict determinată, deschiderea orificiului dedistribuţie din stator trebuie să se producă cu avans (unghiul ) faţă de momentul de acţionare a

pistonaşelor în cursa de refulare. Avansul este asigurat prin execuţia cu diametre diferite aorificiilor din stator şi rotor.

Sfârşitul injecţiei are loc în momentul în care secţiunea de curgere a orificiului din rotor a baleiat complet secţiunea orificiului din stator. Datorită realizării acestor canale radiale cudiametre diferite, momentul de sfârşit al suprapunerilor este întârziat cu unghiul q faţă demomentul în care încetează acţiunea camei asupra pistonaşelor radiale.

În aceste condiţii durata injecţiei este precizată de relaţia: i s 13 (17.55)

unde: s este durata unghiulară de suprapunere a orificiilor.

Fig.17.11. Reglarea mărimii debituluimaxim de combustibil

Fig.17.12. Schema poziţiilor relative camă-orificiu distribuţie



329

Pentru pompele DPA se utilizează:- diametrul canalului radial din stator 2,26 mm;- diametrul canalului radial din rotor 2,36 mm;- durata de suprapunere a orificiilor 28,50 RAP.Modul în care refularea este poziţionată în perioada de suprapunere a orificiilor de

distribuţie este arătat în fig.17.12.

b) Profilul camelor interioare (lobilor) este asimetric. Acesta este compus dintr-o porţiunede urcare (rola în poziţia 1, fig.17.12.), care determină caracteristica de injecţie, o porţiune deretracţie (rola în poziţia 2), utilizată pentru descărcarea conductei de înaltă presiune, şi o porţiunede coborâre (rola în poziţia 3). Asimetria profilului camelor interioare determină o singură poziţiede montaj a inelului cu came: cu sensul săgeţii imprimată pe inel în sensul de rotaţie al pompei.

Profilul este realizat din arce de cerc conform schemei de calcul din figura 17.12. pentrucele două zone de profil (AB şi BC) rezultă următoarele expresii pentru deplasarea (s), viteză (v) şiacceleraţie (a):

- Porţiunea de profil AB

s ( R R ) a k b r p p 2 12 2cos sin (17.56)

unde: p - unghiul curent

k R R

a a R R

2 r

b1

2

2 2

v ak

w p

p

p

p

2

12 21sincos

sin

(17.57)

în care w p este viteza unghiulară a arborelui pompei;

a a k

k k

k

w p p

p

p

2 12 2 1

21

2

3

12 2

21

cos sin

sin

(17.58)

În punctul "A", având în vedere că a p =0 rezultă:

ak

w p 1 11

2 (17.59)

- Porţiunea de profil BC

s R R a k b r pc p pc p 1 2

2 2cos sin (17.60)

unde: 2b n

1

K = R + R

a2

pc b R Ra

arcsin

sin2 2 Pentru expresia acceleraţiei:

arccos 1

2

2

2 1

1

b 1 b

2 1

R R R R R

a R R 14

= 1+ R - R )(2 R - R - R )

2a ( R - r )

v ak

w

b 1 2 b 1

1 2 1

pc p

pc p

pc p

p

arccos

sincos

sin

1

22 2

1

(17.61)

a a - k

k k

k w pc p pc p

pc p

p

1 22 2

22

22

3

22 2

2

1cos sin

sin

(17.62)



330

În punctul C ( p= pc) rezultă: a ak

w p

1 2

21

1 15 se mai poate scrie (fig.17.13):

pb pc

k k

arctg sin

cos2

21

17.2.4 Tipizarea pompelor de injecţie după firma Bosch. Alegerea pompei deinjecţie dintr-o serie tipodimensională

17.2.4.1 Clasificarea BOSCH

Firma Bosch împarte convenţional pompele de injecţie, cu elemente de pompare în linie,în mai multe mărimi diferenţiate după valoarea cursei de refulare a pistonului (înălţimea deridicare utilă a camei).

Pompele de o anumită mărime pot fi realizate în mai multe variante constructivediferenţiate după diametrul pistonaşului.

Fig.17.13. Schema profilului camei interioare

Fig. 17.14 Schematizarea curselor pistonului după BOSCH



331

În tabelul următor sunt exemplificate valorile ce caracterizează principalele grupe de pompe de injecţie cu elemente în linie Bosch.

Dacă d p creşte, parametrii de performanţă ai motorului echipat cu o astfel de pompă cresc,deoarece scade c p ca şi t mj. Cresc în acelaşi timp scăpările, uzurile, ca şi forţele ce acţionează pecamă.

Mărime cT [mm] d [mm]

M 7 5,0; 5,5; 6,0; 6,5; 7,0A 8 5,0; 5,5; 6,0; 6,5; 7,0; 7,5; 8,0; 8,5; 9,0P 10 7; 8; 9; 10; 11; 12; 13

ZW 12 14; 15; 16

17.2.4.2 Alegerea pompei de injecţie dintr-o serie tipodimensională

Întreprinderile specializate în producerea de echipament de injecţie realizează serii detipodimensiuni care să satisfacă cerinţele impuse de o gamă foarte variată de motoare. Pentrualegerea pompei de injecţie capabilă să satisfacă în cele mai bune condiţii cerinţele impuse defuncţionarea corectă a unui motor, o bună parte din firme pun la dispoziţie date tehniceamănunţite, diagrame şi nomograme utile în stabilirea celei mai bune variante posibile. În acestsens prezentăm în continuare unele aspecte utile, propuse de firma Bosch. Pentru înţelegerea

problemei prezentate trebuie precizat că Bosch, spre deosebire de tratarea clasică, împarte cursatotală a pistonului în patru etape distincte, iar punctul mort inferior al pistonului plonjor se găseştela toate variantele constructive deasupra părţii inferioare a orificiului de admisie în bucşaelementului (fig.17.14).

Se poate scrie astfel:h h h h h 1 2 3 4 (17.63)

unde: h1 - cursa preliminară;h2 - cursa moartă;h3 - cursa utilă;h4 - cursa moartă.

Modul de alegere a pompei de injecţie îl vom prezenta pentru următorul exemplu concret:să se aleagă pompa de injecţie corespunzătoare unui m.a.c. cu P e= 180 CP la turaţia nn = 3000rot/min, i= 6 cilindri, consum specific ce = 179 g/CPh, turaţia pompei de injecţie n p =1500 rot/min,densitatea motorinei c= 0,85 g/cm3 (limite admisibile 0,82…0,88 g/cm3).

Se calculează debitul pe ciclu cu relaţia:

c

e e

c p

v P c

i n

~

3

310

60

67 mm / ciclu

În nomograma de lucru din figura 17.15 se găsesc familii de curbe utile în alegerea pompelor de mărime M,A,P7,P cu came tangenţiale. Cu această nomogramă se poate stabili ca primă etapă debitul pe ciclu, pornind de la puterea motorului. În partea de sus a diagramei sunt prezentate câmpurile aferente celor patru tipodimensiuni de pompe şi curbele ce marchează durataîn grade a procesului de injecţie.

Se alege o pompă de mărime A, care asigură pentru un diametru de 9mm al pistonaşului uninterval de injecţie de 4,4 0RAP (rotaţie arbore pompă de injecţie). Cu aceste date preliminare, lacare se adaugă presiunea maximă ce se dezvoltă în timpul procesului de injecţie (cca. 540 bar) sealege pompa corespunzătoare din foaia cu date tehnice. Alegerea definitivă a pompei se face însănumai pe încercări de stand, funcţie de comportarea motorului, pentru că, spre exemplu dacă semăreşte diametrul pistonaşului durata de injecţie scade, iar presiunile maxime în instalaţie cresc.



332

Din diagrama prezentată în figura 17.16, valabilă pentru pompele de mărime A, pentrudebitul de 67 mm3/ciclu, dar pentru un pistonaş cu diametrul 8,5 mm, durata în grade a injecţie

este de 50RAP.O problemă importantă în funcţionarea şi

fiabilitatea pompei de injecţie este aceea că pentru a evitao cădere prematură a axului cu came datorită presiunii

specifice herziene în cupla camă-tachet cu rolă estenecesar ca presiunea din conducta de înaltă presiune să seanuleze în mod real înainte ca linia de contact dintre rolăşi camă să treacă de pe partea liniară a profilului camei peraza mică (cama tangenţială).

În figura 17.17 sunt reprezentate ridicarea pistonaşului şi viteza acestuia pentru o pompă de mărimeaA; punctul critic, adică momentul trecerii pe raza mică acamei, este marcat de valoarea maximă a vitezei.Proiectăm acest punct pe curba ridicării pistonaşului segăseşte şi pe această curbă momentul trecerii pe raza micăa profilului. Se introduce şi un spaţiu de siguranţă intrucâtexistă diferenţe între încărcarea statică şi comportamentuldinamic, spaţiu a cărui valoare orientativă este de 0,7 mm.În felul acesta se stabileşte pe curba ridicării pistonaşului

punctul limită unde poate ajunge sfârşitul debităriicombustibilului.

Să verificăm, dacă pentru pompa adoptată, cu pistonaşul de diametru 8,5 mm (suprafaţa 56,75 mm2)condiţia mai sus menţionată este satisfăcută; din dateletehnice ale pompei de mărime A rezultă că: h1 = 2,15

mm; h2 = 0,62mm şi h3 = 67/56,75 = 1,2 mm. Deci pânăla sfârşitul debitării, pistonaşul parcurge o cursă de (2,15+ 0,62 + 1,2) mm, adică 3,97 mm. Plasând această valoare

Fig. 17.15 Nomograme pentru alegerea tipului elementului pompei de injecţie

Fig.17.16 Nomograma caracteristică pompelor de mărime "A"



333

în figura 17.17 se constată că punctul de sfârşit al debitării se află sub punctul limită admisibil (cca.4,6 mm) deci condiţia de fiabilitate esteîndeplinită.

17.3 Proiectarea injectoarelor pentru motoare cuaprindere prin compresie pentru autovehicule

Premisa esenţială pentru desfăşurarea satisfăcătoare a procesului de ardere în cilindrulmotorului Diesel o constituie buna pregătire a amestecului combustibil-aer în camera de ardere amotorului.

Coordonarea ce se impune între arhitectura camerei de ardere şi parametrii principali ai jetului de combustibil (fineţe, omogenitate, penetraţie, unghi de dispersie) impune opţiunea binemotivată asupra tipului şi parametrilor funcţionali ai injectorului utilizat.

Injectoarele se împart în două mari clase: injectoare deschise şi injectoare închise.Injectorul este "închis" sau "deschis" după cum orificiul de pulverizare este sau nu controlat de unac sau de o supapă.

Motoarele de autovehicule rutiere utilizează injectorul de tip închis cu ac. După modul încare se comandă deschiderea acului, injectoarele se împart în trei grupe:

- cu comandă hidraulică;- cu comandă electrică;- cu comandă mecanică.Injectoarele cu comandă hidraulică nu necesită organ suplimentar de comandă în schimb

zona de etanşare se uzează, sistemul ac-arc vibrează.Părţile componente ale acului unui injector privit din exterior sunt (figura 17.18):1- corpul acului- asigură etanşarea ansamblului: jocul interior între ac şi corp este de 1,5 - 3

mm;2- zonă conică ce preia presiunea combustibilului şi asigură ridicarea acului;3- con de etanşare;4 - coadă ce preia şi transmite forţa de acţionare.La motoarele cu aprindere prin compresie cu cameră unitară se utilizează injectoare cu ac

conic ce controlează pulverizarea prin unul până la zece orificii.La aceste injectoare (figura 17.19) combustibilul debitat de pompa de injecţie intră prin

racordul 1, filtrul 2, canalul 3, ajungând în camera de presiune CP.Când forţa de ridicare a acului 4, creată de combustibilului ce acţionează pe gulerul G,

Fig.17.17. Cinematica pistonaşului unei pompe de mărimea "A"

Fig.17.18. Acul

injectorului - părţicomponente



334

exprimată prin relaţia r i F d d p

4 1

222 16 , este mai mare decât forţa F a a arcului 5, acul

pulverizatorului se ridică şi prin orificiile pulverizatorului 7 combustibilul este pulverizat încamera de ardere.

După terminarea injecţiei combustibilului, acul pulverizatorului este apăsat pe scaunul săude arcul 5 prin intermediul tijei 14. Reglarea forţei Fa, respectiv reglarea presiunii la care începe

ridicarea acului şi începerea injecţiei, se realizează prin şurubul 10 şi piuliţa 11.Un dezavantaj principal al injectoarelor cu orificii multiple rezidă în obturarea acestora cu

impurităţi din motorină sau cu cocs format în procesul arderii.Pentru motoare cu aprindere prin compresie cu camere compartimentate (antecameră,

cameră de turbulenţă) se utilizează injectoare cu un singur orificiu.Orificiul injectorului este controlat de un ştift. Se utilizează ştifturi:- cilindrice (pentru curăţirea orificiului pulverizatorului);- tronconice pentru a se controla dispersia jetului;- dublu tronconic (fig.17.20), asigurându-se curăţirea eficientă a orificiului simultan cu o

dispersie controlată a jetului de combustibil (unghiul de dispersie obţinut astfel este q = 40o-60o);

17.3.1 Proiectarea injectorului hidraulic

Ecuaţia echilibrului static al acului injectorului este (fig.17.21)

F k h p d d p d i a v v v02 2 2

4 4

17 (17.64)

unde: F 0 - tensiunea iniţială a arcului;k - constanta elastică a arcului;ha - ridicarea acului;

pi - presiunea combustibilului în camera pulverizatorului;

pv - presiunea combustibilului sub vârful acului;Condiţia de ridicare a acului de pe sediu se obţine din relaţia (17.64) în ipotezele:ha = 0

Fig.17.19. Elementele unui injector



335

pv = pcil ; pi » pia (presiunea iniţială de început de injecţie.

Rezultă, în aceste condiţii, din (17.64)

F p d d p d i a v cil v0 02 2 2

4 4 (17.65)

După ridicarea acului relaţia de ordine dintre presiuni este:

cil v i< p < p (17.66)

Calculând F 0 cu relaţia (17.65) şi introducând valoarea calculată în (17.64) se poate obţineînălţimea instantanee de ridicare a acului:

ai

a vv

vh p

k d d

p

k d

F

k

4 42 2 2 0 (17.67)

În relaţia (17.67) ha este o funcţie de timp (sau de rotaţie al arborelui cotit), la fel şi pi şi pv.Introducerea combustibilului în camera de ardere a motorului este caracterizată prin

caracteristica de injecţie. Ea reprezintă raportul dintre masa (m ) sau volumul (V ) injectat(ă) până la un moment dat, şi doza totală injectată pe ciclu:

jc c

= m

m=

V

V

~ ~ (17.68)

Viteza relativă de injecţie este derivata lui (ca funcţie de unghiul ):

j

j

c c c

d

d V

dV

d V

dV

d

d

d V

V

n

1 1 1

6

(17.69)

În relaţia (17.69) V = d V

d

3este debitul volumic instantaneu al combustibilului injectat; s-

a folosit deasemenea relaţia cunoscută: d = 6.n.dt .Debitul momentan V se determină ţinându-se cont de numărul de orificii ale

pulverizatorului şi de coeficientul de debit:

Fig.17.20 Injectoare cu ştift dublu tronconic

Fig.17.21. Schemă pentru calculul injectorului

Fig.17.22. Caracteristica de injecţie



336

V z A W j 0 0 0 (17.70)

Dar W p pc

v cil 0

2

4şi deci rezultă:

V z A p p j

c

v cil 0 0

2

(17.71)

În relaţiile (17.70) şi (17.71): z j - numărul orificiilor de pulverizare; 0 - coeficientul de debit al orificiului;

A - aria secţiunii orificiului; c - densitatea combustibilului;

Înlocuind în (17.69) pe V cu expresia sa din (17.71) rezultă:

j

c

j

c

v cil =1

n V z A p p

~ 6

1 20 0

(17.72)

Ecuaţia (17.72) face posibilă determinarea valorilor lui j făcând aproximaţia pv= pi şi

determinând experimental pi.Integrând ecuaţia (17.72) se obţine caracteristica de injecţie (fig.17.22).În ultimul timp este folosită şi calea inversă în sensul determinării (experimentale) a lui j

după relaţia de definiţie (17.68) pentru ca apoi prin derivare să se obţină j

18.

17.3.1.1 Dimensionarea orificiilor pulverizatorului

Debitul volumic al combustibilului prin injector se stabileşte cu relaţia (17.71) făcândsimplificarea pv= pi= pi0:

V z A p p j

c

i cil 0 0 02 (17.72')

ştiind că~ V V c j 5(t j fiind durata injecţiei) rezultă mai departe:

c j

c

i cil jV z A p p~ 0 0 0

2

(17.73)

Pe de altă parte:

~V

c

i nc

e e

c

8333

(17.74)

Egalând cele două expresii ale luicV

~ 6 rezultă:

83334

2

60

02

0

e e

c

j

c

i cil

jc

i n z

d p p

n

-310 (17.75)

unde: j - durata injecţiei (în 0RAC).Pentru motorul în 4 timpi:

0

0 0

13 4d c

i z p p

e e

j j c i cil

,

(17.76)

În general: 0 = 0,67…0,70; d 0 0,1 mmÎn relaţia (17.76) c, pi0, pcil se introduc în S.I.

Egalitatea (17.76) este aproximativă.În afara ipotezei simplificatoare care a permis deducerea trebuie menţionată greutateadeterminării exacte a coeficientului de debit 0, de foarte multe ori utilizându-se metode



337

experimentale pentru determinarea sa cât mai precisă.

17.3.1.2 Calculul secţiunilor de trecere ale pulverizatorului injectorului

Pentru o presiune dată a combustibilului înainte de injector, pulverizatoarele cu mai multe jeturi se calculează pentru un debit pe unitatea de timp deteminând în primul rând secţiunea

efectivă de trecere a orificiilor de pulverizare la ridicarea completă a acului injectorului după

relaţia: z d

j0

2

0

2

.

19Asupra calităţii formării amestecului în fazele iniţiale de injecţie a combustibilului şideci în perioada întârzierii la autoaprindere, o mai mare influenţă o manifestă caracteristicahidraulică a pulverizatorului la ridicări parţiale ale acului.

În acest caz manifestă o influenţă determinantă asupra geometriei secţiunii transversale aorificiului de pulverizare şi asupra coeficientului de debit, secţiunea eliberată momentan de ac,respectiv secţiunea inelară, între ac şi sediul pulverizatorului şi coeficientul de debit al acesteisecţiuni în zona sediului acului, respectiv zona canalului central.

Pentru a se putea explicita coeficientul de debit ca funcţie de ridicarea acului este necesarsă se poată calcula cu precizie geometria secţiunii transversale inelare în zona sediului acului.

Geometria unui pulverizator obişnuit este prezentată în figura 17.23.Elementul caracteristic în acest caz constă în egalitatea dintre unghiul la vârful conului de

etanşare al scaunului şi unghiul vârfului acului.Cea mai mică secţiune geometrică de trecere de formă inelară este determinată prin

ecuaţia: F m d ri i mi (17.78)

unde: F ri - secţiunea de trecere minimă;mi- secţiunea conului format de secţiunea de trecere;

d mi- diametrul centrului de greutate al secţiunii.În continuare se consideră că produsul midmi atinge valoarea minimă dacă trunchiul de con

format (fig.17.23) este înclinat cu unghiul faţă de perpendiculara pe suprafaţa scaunului şiacului.

Se obţine din aceste considerente:

ri

E

E

F D h h

Dtg

cos sin sin cos sin

2 1

2 2 22 (17.79)

Unghiul se determină utilizând relaţiile:

tg

A A

A D

h tg tg

E

2

2

1

2

1

41

1

2

1

2

(17.80)

Ecuaţia (17.79) este tipică pulverizatoarelor obişnuite având caracteristica ca cea prezentată în figura 17.24.

De obicei pentru acest tip de pulverizatoare unghiul de la vârful conului de etanşare este = 600.Pentru ca această caracteristică să fie aceeaşi pentru toate pulverizatoarele cu = 600,

ridicarea acului h s-a raportat la diametrul de intrare D E al canalului central după conul de sprijin,iar secţiunea geometrică de trecere F Ri s-a raportat la suprafaţa cercului F E : F

D E

E

2

220



338

În figura 17.24. sunt prezentate cu linie întreruptă curbele rezultate din calcul după relaţia:

F F D hh

D Ri Ri E

E

0

2 1

2 2sin sin cos (17.81)

După cum rezultă din figura 17.25, unghiul este suficient de mic pentru ca secţiunea

geometrică de trecere (la valori mici şi medii ale ridicării acului) să nu depindă practic de unghiul . Erorile făcute prin calculul lui F Ri după ecuaţia 17.81 sunt neînsemnate pe o mare parte dincursa de ridicare a acului. Uneori pulverizatoarele se execută cu unghiuri (ale conului acului)mărite ( > ) (fig.17.26).

În afară de aceasta, diametrul D A la baza conului vârfului acului se poate abate de ladiametrul D E al intrării în canalul central după conul de etanşare. La aceste pulverizatoare, spredeosebire de cele obişnuite, valoarea minimă poate fi atinsă pentru două secţiuni transversalediferite (fig. 17.27) şi anume:

- exterioară, la capătul interior al scaunului acului;- interioară, formată de conul vârfului acului şi orificiul interior al canalului central.

Pentru a determina debitul combustibilului prin pulverizator se utilizează secţiunea detrecere cea mai mică în conformitate cu egalitatea

F F F R ri ra min ; (17.82)

Dar, pentru atingerea debitului de motorină maxim, pentru o ridicare oarecare a aculuiinjectorului, unghiul se va alege astfel încât la ridicarea maximă a acului ambele secţiunitransversale să fie de aceeaşi mărime, adică:

ri

Ra

F

F h

max 1 (17.83)

Conform acestei condiţii, la o ridicare oarecare a acului (ce nu depăşeşte valoareamaximă), secţiunea transversală interioară F Ri va fi mai mare decât secţiunea exterioară F Ra.

Secţiunea transversală interioară se poate calcula cu relaţiile (17.79) şi (17.80),introducându-se unghiul " a " în locul unghiului " s ".

Secţiunea transversală exterioară se poate determina din ecuaţia:

Fig.17.23. Caracteristicile geometrice ale pulverizatorului

Fig.17.24. Caracteristica unui pulverizator



339

F D h h

Dtg Ra

a

d

cos sin sin cos sin

2 1

2 2 22 (17.84)

în care unghiul se calculează cu relaţiile:

tg B B

B D

htg tg

A

2

2

1

2

1

41

1

2

1

2

(17.85)

Ecuaţiile (17.79) şi (17.84), respectiv (17.80) şi (17.85) sunt formal similare între eledeosebindu-se numai prin semn. Această schimbare de semn este urmare a formei caracteristicii

progresive a secţiunii de trecere (pentru pulverizatorul cu unghi mărit al conului) până la un punctdupă care secţiunea exterioară transversală este redeterminată pentru debitul de combustibil, dupăacest punct, datorită valorii mari a unghiului secţiunea transversală F Ri va fi mai mare decât

secţiunea exterioară F Ra. Caracteristica secţiunii transversale geometrice la mărirea unghiuluiconului la vârful acului este prezentată în figura 17.28.

Valoarea lui F A se determină cu relaţia:

F D

A

A

2

2

(17.86)

Neglijând valorile mici ale unghiului se poate scrie:

F F D hh

D 2 2 Ra Ra A

A

~ sin sin cos

0

2 1 (17.87)

În cazul în care unghiul conului scaunului = 600

, eroarea la determinarea lui F Ra cuajutorul ecuaţiei aproximative (17.87) este neînsemnată, însă, la mărirea unghiului aceastăeroare creşte (mai ales la secţiuni mari de trecere).

Fig.17.25. Influenţa unghiului asuprasecţiunii de trecere Fig.17.26. Pulverizator cu >



340

17.3.1.3 Determinarea coeficienţilor de debit la curgerea combustibilului prin injector.

Pentru determinarea pe cale analitică a debitului instantaneu de combustibil, ce trece prin

pulverizatorul injectorului, într-un interval de timp dat, este necesară determinarea coeficientuluigeneral de debit al pulverizatorului cu mai multe orificii în funcţie de ridicarea acului injectorului.

Sistemul real prezentat în figura 17.29 este înlocuit cu un sistem hidraulic echivalent(figura 17.30) în care:

- zona I - curgerea prin suprafaţa circulară corespunzătoare părţii cilindrice a acului;- zona II- corespunde curgerii prin secţiunea inelară dintre vârful acului şi sediul acestuia;- zona III- curgerea prin canalul central de după conul de etanşare;- zona a IV-a - zona orificiilor de pulverizare.Combustibilul din prima zonă este accelerat în zona II-a iar la intrarea în canalul central

corespunzător zonei a III-a viteza curgerii scade datorită creşterii de secţiune şi a pierderilor de

energie prin impact. Curgerea este din nou accelerată la intrarea în orificiile pulverizatorului. Subdenumirea de "suprafaţă a duzelor" F d se ia în considerare sursa secţiunilor transversale a tutrororificiilor pulverizatorului.

Considerând coeficienţii de debit, vitezele de curgere şi suprafeţele de trecere pentrufiecare zonă a modelului teoretic echivalent (conform figurii 17.30), pierderile de presiune p se

pot evalua cu relaţia:

p V V V -V V V V V c

R N R s s R d s

22 2 2 2 2 2

(17.88)

unde: c - densitatea combustibilului;V i - viteza de curgere în secţiunea i;

În ipoteza că viteza V N este neglijabil de mică, pierderile de presiune se pot aprecia prinrelaţia:

Fig.17.28. Caracteristica secţiunii transversalegeometrice la mărirea

Fig.17.27 Schema de calcul a secţiunilorminime de trecere în dreptul acului

injectorului



341

p V V V c

d R s

2

2 (17.89)

Aplicând ecuaţia de continuitate a curgerii în secţiunilr (zonele), II, III, IV se obţine relaţia: R R R s s s d d d a F V a F V a F V (17.90)

unde: a R, a s, ad sunt coeficienţii de debit în secţiunile menţionate.Secţiunea F R se determină după relaţiile (17.79, 17.80)Secţiunile F s şi F d se determină cu relaţiile:

s E

F D

2

4 (17.91)

d j F z d

2

4 (17.92)

Înlocuind (17.90) în (18.89) rezultă:

p V a F

a F

a F

a F

cd

d d

R R

d d

d s

212

2

(17.93)

Aplicând ecuaţia generală a debitului în regim staţionar:

Fig.17.29 Schema sistemului real

Fig.17.30 Schema modelulul teoretic

Fig.17.31. Valori măsurate ale coeficientului ad pentru16 injectoare diferite



342

Q F p

d

c

0

2

(17.94)

( 0 fiind coeficientul global de debit al injectorului).Coeficientul global de debit se determină cu relaţia:

0 2 2

1

1

d

d

R R

d

s sa

F

a F

F

a F

(17.96)

Cercetări experimentale au arătat că a R, a s şi ad nu depind de valoarea ridicării acului; a R şia s având chiar valori apropiate de 1.


0 2

1

1

d

d

R

d

sa

F

F

F

F

(17.96)

Împrăştierea măsurătorilor şi media valorilor calculate pentru 16 injectoare diferite sunt

prezentate în figura 17.31.Unghiul conului de etanşare în toate cele 16 cazuri a fost de 600.



343

18. PROIECTAREA INSTALAŢIEI DESUPRAALIMENTARE A MOTOARELOR PENTRU

AUTOVEHICULE RUTIERE

18.1 Principii de realizare a supraalimentării

Prin supraalimentare se înţelege mărirea presiunii încărcăturii proaspete la o valoare cedepăşeşte presiunea mediului ambiant p0, pentru a mări densitatea încărcăturii proaspete reţinute încilindri.

Supraalimentarea se aplică motoarelor în scopul măririi puterii litrice şi pentrucompensarea pierderii de putere în cazul funcţionării motorului la altitudine, sau în cazul când seurmăreşte recircularea unei părţi din gazele de ardere pentru scăderea conţinutului de NOx îngazele de evacuare.

Prin mărirea presiunii încărcăturii proaspete la intrarea în cilindri se realizează creştereacantităţii de amestec carburant proaspăt reţinut în cilindri motorului şi care determină în finalsporirea puterii motorului. Pornind de la expresia coeficientului de umplere se poate observainfluenţa presiunii încărcăturii proaspete asupra cantităţii încărcăturii proaspete reţinute în cilindrulmotorului.

v

C

C

0

(18.1)

rezultă:C C v 0 (18.2)

unde: v - coeficient de umplere;C - cantitatea reală de încărcătură proaspătă reţinută în cilindrii motorului;C 0-cantitatea teoretică de încărcătură proaspătă reţinută în cilindrii motorului în

condiţii în care pierderile gazo-termodinamice sunt nule.Exprimând relaţia (18.2) în funcţie de parametrii de funcţionare ai motorului

C V in

v s 0

2

60 (18.3)

sau

C p

R T V

nv

s s

0

2

2

30 (18.4)

unde: p s- presiunea încărcăturii proaspete;T 0 - temperatura încărcăturii proaspete la umplerea în condiţii optime;V s- cilindreea unitară;i - numărul de cilindri ai motorului;n - turaţia motorului; - numărul de timpi ai motorului.

C k p s (18.5)

Dacă se înglobează termenii constanţi într-o constantă k se poate scrie:Relaţia (18.5) arată dependenţa cantităţii de amestec proaspăt reţinute în cilindrii

motorului, de presiunea cu care se introduce încărcătura proaspătă în cilindri motorului.



344

După presiunea de supraalimentare p s se disting următoarele tipuri de supraalimentare:a) supraalimentare de joasă presiune: p s=(0,12…0,15) MPa, supraalimentarea ce se poate

aplica la orice motor cu umplere normală fără a-i diminua durabilitatea şi se realizează de regulăcu ajutorul unui compresor antrenat mecanic de la arborele cotit al motorului; b) supraalimentarea de presiune medie: p s=(0,15…0,20) MPa.Supraalimentarea de presiune medie determină apariţia unor tensiuni mărite în organele

motorului, de aceea trebuie luate măsuri constructive şi tehnologice pentru asigurarea rezistenţeinecesare. În general acest tip de supraalimentare se realizează cu ajutorul unor agregate numiteturbocompresoare (o suflantă antrenată de o turbină acţionată de gazele de evacuare);

c) supraalimentarea de presiune înaltă: p s=(0,20…0,35) MPa, se caracterizează princomprimarea încărcăturii proaspete în trepte şi răcirea ei intermediară;

d) supraalimentarea de foarte înaltă presiune: p s=(0,35…0,60) MPa, se utilizează lageneratoarele de gaze cu pistoane libere.

După modul cum se realizează supraalimentarea aceasta poate fi:a) supraalimentarea naturală (sau acustică) se realizează fără compresor şi are la bază

utilizarea fenomenelor dinamice din colectorul de admisie al motorului; b) supraalimentarea forţată este procedeul cel mai utilizat şi impune prezenţa

compresorului.Supraalimentarea motoarelor se poate realiza cu sau fără utilizarea energiei gazelor de

evacuare.Antrenarea compresorului de către arborele cotit al motorului cu ardere internă se

realizează în general la motoarele mici. Acest sistem se numeşte supraalimentare cu compresorantrenat mecanic. Complexitatea mecanismului de antrenare precum şi consumul de lucru

mecanic constituie limite în calea utilizării acestei soluţii.În figura 18.1. se prezintă schematic un motor supraalimentat cu un compresor antrenatmecanic.

Supraalimentarea realizată prin utilizarea energiei gazelor de evacuare se efectuează îndouă moduri: folosind direct energia undelor de presiune din gazele de evacuare sau transformândenergia cinetică a gazelor de evacuare în lucru mecanic de compresiune.

Utilizarea energiei undelor se face prin punerea în contact a aerului de admisie cu gazelede evacuare cu ajutorul unui dispozitiv numit schimbător de presiune (Comprex), figura 18.2.

Transformarea energiei cinetice a gazelor de ardere în lucru mecanic de compresiune serealizează prin intermediul agregatului turbocompresor. Supraalimentarea cu ajutorulturbocompresorului nu implică consumarea unei energii suplimentare datorită faptului că energia

gazelor de evacuare este suficientă pentru antrenarea turbinei şi a compresorului.De aceea acest mod de supraalimentare a devenit unul din cele mai utilizate procedee de

supraalimentare. Majoritatea motoarelor în patru timpi supraalimentate utilizează pentru

Fig.18.1. Schema supraalimentării cuantrenare mecanică



345

supraalimentare turbocompresorul deoarece ameliorează randamentul motorului.Turbocompresorul se adaptează automat la debitul şi temperatura gazelor de evacuare.Supraalimentarea motoarelor cu ajutorul turbocompresorului se poate clasifica după

diferite criterii ca utilizarea energiei gazelor de evacure, sau după construcţia agregatelor, etc.a) clasificarea după modul de utilizare a energiei gazelor de evacuare distinge două

variante respectiv cu utilizarea energiei cinetice a gazelor de ardere, turbina agregatului putând

folosi o parte din energia cinetică a gazelor de ardere, în care caz turbina lucrează cu presiunevariabilă în faţa ajutajelor fixe şi se numeşte turbină de presiune variabilă, (de impuls), sau cazul încare gazele evacuate din motor se frânează şi turbina lucrează cu presiune constantă.

Sistemul care utilizează energiacinetică a gazelor de evacuare necesităamplasarea turbinei cât mai aproape decilindri. La motoarelel policilindrice seutilizează mai multe colectoare (fig.18.3),fiecare din ele colectând gazele deevacuare de la doi sau cel mult trei cilindrişi anume de la acei cilindri ale cărorevacuări se succed cu cel mai mare decalaj.

În cazul în care se utilizează turbinede presiune constantă (fig.18.4), înamontele acesteia se prevede un colector K,în care se creează o contrapresiune laevacuarea din motor, prin frânarea gazelor.

b) Clasificarea după scopul urmăritdeosebeşte supraalimentarea pentrurestabilirea puterii motorului şisupraalimentarea pentru mărirea acesteia.

Primul caz corespunde în generalmotoarelor care lucrează la altitudine,compresorul având rolul de a restabili

Fig.18.2. Schema de supraalimentare cu dispozitivul COMPREX

Fig.18.3.Supraalimentarea de presiune variabilă

Fig.18.4.Supraalimentarea de presiune constantă



346

densitatea normală a încărcăturii proaspete, iar cel de-al doilea caz, când supraalimentarea esteutilizată pentru mărirea puterii motorului şi scăderea consumului specific de combustibil, întrucâtscad pierderile mecanice şi termice socotite procentual faţă de căldura dezvoltată în cilindrii

motorului.c) Clasificarea din punct de vedere constructiv a supraalimentării cu turbocompresor se

face după numărul de trepte folosite, după răcirea aerului admis şi după tipul constructiv alturbocompresorului.

Astfel, comprimarea aerului şi destinderea gazelor evacuate se pot face într-una sau maimulte trepte; aerul admis în cilindru poate fi răcit după ieşirea lui din compresor sau nu,supraalimentarea fiind cu răcirea intermediară a aerului sau fără răcire.

La agregatele de supraalimentare se utilizează de obicei compresoare centrifugale şi mairar axiale şi turbine axiale, radial-axiale, sau radiale.

d) După modul de antrenare a compresorului se poate întâlni supraalimentare cu agregat

tubocompresor (fig.18.5) sau supraalimentare mixtă (agregat turbocompresor şi compresorantrenat mecanic), soluţie utilizată în special la motoarele în doi timpi ( fig.18.6)

18.2 Diagrama indicată şi fazele optime de distribuţie la motorulsupraalimentat

Prin supraalimentarea unui motor se modifică condiţiile de funcţionare ale acestuia faţă deun motor cu aspiraţie normală. Mărind cantitatea de încărcătură proaspătă admisă şi temperatura

Fig.18.5. Schema supraalimenatării cu ajutorulturbocompresorului

Fig.18.6. Scheme de amplasare a dispozitivelorde supraalimentare

Fig.18.7. Influenţa supraalimentării asupra ciclului motor al unui MAC



347

acesteia fiind mai mare decât cea a mediului ambiant, se modifică valorile presiunii şi temperaturiiîn fiecare evoluţie.

În figura 18.7.a. se prezintă diagrama indicată teoretică a unui MAC supraalimentat.În cazul unui motor supraalimentat presiunea de admisie este mai ridicată decât presiunea

atmosferică ceea ce îmbunătăţeşte umplerea motorului şi lucrul mecanic (de pompaj) delimitat decurbele de admisiune şi evacuare devine pozitiv contribuind la mărirea randamentului.

Presiunea de admisie pA este mai mică decât presiunea de supraalimentare ps din cauza pierderilor gazodinamice. În cazul supraalimentării cu ajutorul unei suflante antrenate mecanic presiunea în cilindru P p este cu mult mai scăzută decât presiunea de supraalimentare ps, atuncilucrul mecanic de pompaj Lp fiind pozitiv măreşte lucrul mecanic indicat al diagramei.

La motoarele în patru timpi supraalimentate diagrama indicată este influenţată de fazele dedistribuţie. Optimizarea acestora fiind diferită de cea a motoarelor cu umplere normală.

Procesul de schimbare a încărcăturii la motoarele în patru timpi este constituit din fazelede evacuare, baleiaj şi admisie. Fenomenul durează mai mult decât o rotaţie completă a arboreluicotit.

a. Evacuarea Evacuarea gazelor arse din cilindru se face în două etape şi anume: evacuarea liberă

(scăpare) şi evacuare forţată.Deschiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu un unghi de avans astfel încât

luând în considerare bilanţul între energia câştigată prin micşorarea lucrului mecanic rezistent în

timpul cursei de evacuare forţată şi cea pierdută prin nefolosirea completă a destinderii gazelor dincilindru, să se obţină un lucru mecanic maxim câştigat în timpul evacuării.

În figura 18.8.b. este prezentată variaţia presiunii gazelor în timpul scăpării pentru diferitegrade de supraalimentare. Se observă că pe măsura ce presiunea de supraalimentare creşte, creşteşi presiunea de la începutul evacuării. Presiunea scade rapid cu apropierea pistonului de PMI.

Rezultă că evacuarea se efectuează în cea mai mare parte prin scăpare. Curba (a) reprezintălimita căderii de presiune din cilindru în faţa colectorului turbinei până la care se asigură curgereaîn regim supracritic. În general cu mărirea gradului de supraalimentare nu este necesarămodificarea momentului deschiderii supapei de evacuare în apropiere de PMI se ating presiuniapropiate de cele din colectorul turbinei.

Prin micşorarea contrapresiunii din colectorul de evacuare nu se obţine o evacuare sensibilîmbunătăţită deoarece în timpul scăpării în porţiunea curgerii supracritice se elimină aproximativ70% din cantitatea totală de gaze arse aflate în cilindru. Ca urmare a faptului că În timpul evoluţiei

Fig.18.8. Influenţa avansului deschiderii supapei de evacuare



348

de evacuare forţată presiunea variază mai puţin scăderea contrapresiunii duce la micşorarea destul

de mică a lucrului mecanic rezistent.b. Admisia Admisia începe odată cu momentul reţinerii aerului în cilindru şi se termină după PMI,

supapa de admisie închizându-se cu întârziere. Întârzierea la închiderea supapei de admisie estenecasată pentru o umplere cât mai bună a cilindrului. Admisia încărcăturii proaspete În cilindru serealizează În cea mai mare parte sub valoarea presiunii de supraalimentare p s. Evoluţia presiuniidin cilindru În timpul admisiei este prezentată în fig.18.9. Se constată în prima porţiune a cursei deadmisie o creştere de presiune datorate pătrunderii aerului comprimat şi apoi o scădere datoratămăririi pierderilor gazodinamice rezultate în urma măririi vitezei de curgere a încărcăturii

proaspete în cilindru.

Urmează apoi o porţiune în care presiunea în cilindru este aproximativ constantă, dupăcare creşte datorită frânării gazelor din cauza încetinirii mişcării pistonuluiÎn PMI presiunea în cilindru este mai mică decât presiunea de supraalimentare de aceea

încărcătura proaspătă poate pătrunde în cilindru şi după PMI ceea ce justifică închiderea cuîntârziere a supapei de admisie (punctul ia1).

În cazul în care presiunea din colectorul de evacuare este constantă, mărirea presiunii desupraalimentare are ca efect sporirea vitezelor de curgere ale gazului în cilindru.

Din această cauză, închiderea supapei de admisie trebuie să se realizeze cu o întârziere maimare pentru a compensa căderea de presiune mărită şi pentru utilizarea completă a energieicoloanei de gaz în mişcare.

Dacă presiunea din colectorul de evacuare variază în acelaşi raport cu presiunea de

supraalimentare, momentul de închidere a supapei de admisie nu se modifică, deoarece vitezagazelor şi pierderile gazodinamice nu se modifică.

Datorită faptului că în motorul supraalimentat este arsă o cantitate sporită de combustibilva rezulta o încărcare termică mai mare a pieselor în jurul camerei de ardere faţă de motorul cuaspiraţie naturală, astfel se impun măsuri suplimentare pentru răcirea pereţilor cilindrului, capului

pistonului, chiulasei şi supapei de evacuare.La m.a.c. supraalimentat pentru a asigura eliminarea gazelor reziduale şi răcirea pieselor

mai sus menţionate se utilizează metoda măririi duratei în care supapele sunt simultan deschise.În figura 18.10. sunt prezentate cronosecţiunile supapelor de admisie şi evacuare la un

motor supraalimentat şi la un motor cu aspiraţie naturală. Durata de deschidere simultană a

supapelor este cuprinsă între 40…60

0

RAC la admisie naturală, între 90

0

şi 110

0

RAC pentrusupraalimentare mecanică şi 1200 până la 1500RAC pentru motor supraalimentat cuturbocompresor.

Fig.18.9. Evoluţia presiunii din cilindru întimpul evacuării forţate

Fig.18.10. Cronosecţiunile supapei de admisieşi evacuare: a) motor supraalimentat; b) motor

cu aspiraţie naturală





350

Compresoarele volumice (Roots) (Fig.18.11) se utilizează în general la motoarele deturaţie mică şi sunt antrenate mecanic de la arborele cotit. Aceste compresoare au un randamentscăzut şi funcţionează cu zgomot de aceea ele au o aplicabilitate restrânsă la supraalimentareamotoarelor de automobile.

Compresoarele centrifugale sunt cele mai utilizate datorită randamentelor efective ridicateşi dimensiunilor reduse.

Compresoarele centrifugale se utilizează pentru supraalimentarea de presiune medie, înaltăşi foarte înaltă (în trepte).

La compresorul centrifugal aerul intră prin canalul de admisie 1 în rotorul compresoruluicare rotindu-se trimite aerul spre reţeaua de petale 5 a difuzorului şi de acolo prin canalul derefulare 6 în colectorul de admisie al motorului.

Aerul este supus unui proces de comprimare de la intrarea în rotor şi până la ieşirea dincanalul de refulare.

Compresoarele centrifugale se clasifică în special constructiv, după modul cum suntconstruite paletele rotorului;

- Compresoarele centrifugale cu palete radiale;- Compresoarele centrifugale cu palete îndreptate înapoia sensului de rotaţie al rotorului;- Compresoarele centrifugale cu palete îndreptate înaintea sensului de rotaţie al rotorului.Difuzorul poate fi: paletat sau nepaletat.

Numărul de trepte în care se realizează comprimarea aerului compresoarele se clasifică în:

- Compresoarele centrifugale monoetajate;- Compresoarele centrifugale polietajate.Lucrul mecanic specific al comprimării adiabatice necesar realizării gradului de

comprimare p s este dat de următoarea expresie:

l R T x

x

p

pC T

p

p as

x

x s

p

x

x s

0

1

0

0

1

01

1 1 [J / kg] (18.6)

iar pentru aer ecuaţia (18.6) se poate scrie l T p

pas

x

x s

10 13

0

1

0

unde: 1c p=1,0 [kJ/kg K] căldura specifică la presiune constantă; x - exponentul adiabatic; x=1,4 pentru aer;

Fig.18.12. Schema de funcţionare a compresorului centrifugal



351

p s-presiunea de supraalimentare; p0-presiunea atmosferică;T 0-temperatura mediului ambiant.

Gradul de comprimare a aerului în compresor se defineşte prin raportul de presiuni

s s p p

0

(18.7)

Lucrul mecanic l as reprezintă lucrul mecanic de comprimare într-un proces teoretic, fără pierderi şi reprezintă o fracţine as (randament adiabatic al compresorului) din lucrul mecanic real,respectiv

l l as as (18.8)

iar l l l as as 1 reprezintă pierderile interne ale compresorului, respectiv

pierderi prin frecare, prin şoc la intrarea aerului în rotor, pierderi prin pereţi, prin umplereaneuniformă a canalelor, pierderi prin recircularea unei părţi a aerului intrat în compresor.

Randamentul adiabatic are valori cuprinse în limitele as = 0,55…0,65.Pierderile mecanice ale compresorului centrifugal sunt luate în considerare prin

randamentul mecanic ms care are valori de (0,94…0,97).Lucrul mecanic specific al compresorului cu considerarea pierderilor, se poate calcula cu

relaţia:

l l l l

s

ms

as

s ms

as

s

[J / kg] (18.9)

unde: s = as. ms randamentul efectiv al compresorului centrifugal ( s = 0,52…0,63).Cunoscând debitul masic al compresorului sm 2 [kg/s] se poate calcula puterea de

antrenare a compresorului.

P m l

s s as

as ms

[W] (18.10)

Debitul masic al compresorului sm 3 se poate exprima în funcţie de consumul orar de

combustibil C , coeficientul de exces de aer şi cantitatea de aer minim necesară Lmin.

minm C L s [kg / s] sau [kg / h] (18.11)Comprimarea aerului în compresorul centrifugal este rezultatul acţiunii forţelor

centrifugale, iar presiunea aerului refulat depinde de viteza periferică u [m/s] a rotorului.Lucrul mecanic maxim ce este transmis unui kg de aer este:

l umax , 01 2

[J / kg] (18.12)

Se defineşte coeficient de presiune raportul

l

l

as

max

(18.13)

= 0,55…0,65Temperatura aerului după compresor este dată de relaţia:

T T p

pT s

x

x s

s

x

x

0

1

0

0

1

[K] (18.14)

18.5 Turbina

Turbinele utilizate pentru antrenarea compresoarelor centrifugale pentru supraalimentareamotoarelor pot fi:axiale, radial-axiale (centripete) şi radiale. La turbina axială, curentul de gaze sedeplasează prin rotor paralel cu axa de rotaţie în timp ce la turbina radială se deplasează centripet



352

(fig.18.13).Principiul de funcţionare al unei turbine este următorul: gazele arse intră în aparatul

director se destind în ajutaje şi se accelerează de la viteza C 0 până la viteza C 1. Gazele trec apoi prin reţeaua de palete a rotorului şi ies cu viteza C 2<C 1.Forţa centrifugă produce momentul necesar rotirii rotorului turbinei (Fig.18.14).Lucrul mecanic ce ia naştere în turbină este rezultatul destinderii gazelor în difuzor unde

energia internă a gazelor se transformă în energia cinetică şi variaţia vitezei gazului între paleteunde energia cinetică se transformă în lucru mecanic.

Lucrul mecanic adiabatic elementar al turbinei se poate exprima cu următoarea relaţie. l c T T at pg t 2 (18.15)

Dacă se ţine seama că transformarea se consideră adiabatică:

l c T

p

p at pg t

x

xt

1

1

2[J / kg] (18.16)

Lucrul mecanic la arborele turbinei este mai mic decât l at datorită pierderilor interne aleturbinei, pierderi ce se apreciază cu ajutorul randamentului interior al turbinei t care se poatescrie: t at mt 4, respectiv: t = (0,62…0,70)

Lucrul mecanic la arborele turbinei va fi:

l l c T p

p t t at t pg t

x 1

xt

1

1

2

[J / kg] (18.17)

Căldura specifică a gazelor arse c pg este funcţie de temperatura şi compoziţia gazelor deevacuare. Ea se calculează pentru o temperatură medie T = ( T t + T 2) / 2

Exponentul adiabatic al gazelor arse se calculează cu relaţia:

T

1254 0 072 76 7

, , ,

(18.18)

unde: T t - temperatura la intrarea în turbină;T 2 - temperatura la ieşirea din turbină.

Puterea dezvoltată de turbină va fi P m l t t t unde mt [kg / s]5 este debitul de gaze arse.

Debitul masic de gaze arse se poate calcula cu următoarea relaţie:

minm m Lt s

1

1

(18.19)Din egalitatea puterilor compresorului şi turbinei P s= P t se poate determina gradul de

Fig.18.13.Scheme de realizare a turbinei cu gazea)axială; b)centripetă; c)radială.

Fig.18.14. Schema de lucru a turbinei cu gaze



353

supraalimentare.

m l

m l s as

as ms

t at at mt

(18.20)

- factor ce ţine seama de varianta presiunii în cazul supraalimentării de presiunevariabilă:

= 1 pentru supraalimentarea de presiune constantă.Înlocuind l as şi l at rezultă:

m T c p

pm T c

p

p s p

x

x s

s

t t pg

x

xt

t

0

1

0

1

2

1 1

1

(18.21)

Dacă se notează cu: at mt t 6 şi k c

c

T

T

x

x

pg

p

t

s t 1

0 13 5

; ; ,

Se poate scrie:

s s t

s

x

x

t

P

P

m

m k p

p

0

3 5

1

1

2

1 1

,

(18.22)

Temperatura gazelor arse înaintea turbinei se poate calcula cu următoarea relaţie:

T

p

p

p

p

T t

x

x s

x

x

t

ms mt

1

0

1

0

0

1

1

(18.23)

18.6 Grupul turbocompresor

Grupul turbocompresor nu are legături mecanice cu motorul supraalimentat, turaţia sa fiinddependentă de cea a motorului.

Între compresor, motor şi turbină există o singură condiţie restrictivă la orice regim stabilde funcţionare impusă de egalitatea între debitul de aer livrat de compresor şi cel ce intră în motor,şi egalitatea dintre gazele evacuate de motor şi intrate în turbină:

min

m m

m m L

M s

t s

1 1

(18.24)

unde: - coeficientul de exces de aer; Lmin aerul minim necesar.Pe de altă parte între compresor şi turbină există o dublă legătură mecanică.Deci, la un anumit regim de lucru pentru ca turbocompresorul să funcţioneze stabil este

necesar ca puterea turbinei să fie egală cu puterea necesară compresorului indiferent de parametriide intrare a aerului în compresor şi ai gazelor de ardere în turbină. În cazul în care puterea turbineieste mai mare atunci turaţia compresorului va creşte până când se va restabili egalitatea puterilor.

18.6.1 Caracteristicile turbocompresorului



354

18.6.1.1 Caracteristica normală a compresorului

Parametrii principali ce caracterizează funcţionarea unui compresor la un anumit regim delucru, sunt: gradul de comprimare p s şi randamentul compresorului as .

Se numeşte caracteristică normală sau de debit relaţia care exprimă variaţia mărimilor p s şi as în funcţie de parametrii de stare ai mediului ambiant ( p0,T 0) de debitul de aer al compresorului

sm 7 şi turaţia compresorului (suflantei) n s:

s as s s f p T m n, , , , 0 0 (18.26)

Experimentul se constată p s nu depinde de p0, deci:

s as s s f T V n, , , 0 (18.27)

Caracteristica normală se ridică experimental.În figura 18.15. este prezentată caracteristica normală a unui compresor centrifugal. Se

constată că pe măsură ce debitul de aer refulat scade, turaţia compresorului rămânând constantă,curbele ating un maxim, după care descresc ajungându-se la un punct peste care funcţionareaturbocompresorului devine instabilă.

Locul geometric al punctelor de funcţionare instabilă la diverse turaţii se numeşte linie de pompaj.

Pe linia n s=constant există un singur punct ce caracterizează regimul de lucru alcompresorului ce se poate deplasa la stânga sau la dreapta funcţie de rezistenţele aerodinamiceexistente în aval de compresor.

Linia AB ce uneşte punctele regimurilor de lucru se numeşte linie de lucru saucaracteristica de exploatare a compresorului. Se urmăreşte ca această linie să treacă prin punctelede randament maxim.

Fig.18.15. Caracteristica normală acompresorului Fig.18.16. Caracteristica normală a

compresorului (variantă)



355

În figura 18.16 s-a trasat caracteristica normală a unui compresor respectiv as= ( V ) s 8.

Se determină valorile as care se suprapun pe graficul p s = ( V ) s 9. Dezavantajul principal al

acestei caracteristici este acela că ea este valabilă numai pentru parametrii de stare ai mediuluiambiant în care a fost ridicată. De aceea, funcţionarea unui compresor în diferite condiţii de mediuambiant este determinată de o multitudine de caracteristici. Acest inconvenient este eliminat prinexprimarea performanţelor compresorului cu ajutorul parametrilor deduşi pe baza teorieisimilitudinii. În acest caz, un punct din diagramă reprezintă totalitatea regimurilor asemenea încare parametrii iniţiali ai fluidului de lucru s-au schimbat.

18.6.1.2 Caracteristica universală a compresorului

Caracteristica universală a compresorului se exprimă prin parametrii de similitudine aimaşinilor cu palete şi este independentă de parametrii de stare ai fluidului în amontelecompresorului diagrama prezentând totalitatea regimurilor posibile de funcţionare.

Caracteristica universală exprimă variaţia gradului de comprimare s al compresorului şigradul de destindere t al turbinei, a randamentului şi puterii maşinii funcţie de parametrii care

determină regimurile asemenea ale maşinii.

as s s s s

t t t t t t

P f m n

sau

P f m n

, , ,

, , ,

(18.28)

unde: n 10 şi m11 reprezintă turaţia şi debitul raportate.Caracteristica universală a unui compresor se deduce pe baza caracteristicii normale

ridicată experimental având în vedere relaţiile:

s s

s s s

s s

s

p

p

n D n

R T

mm R T

p D

P P

p D R T

0 0

0

0

2

0

; ;

(18.29)

unde: D - este diametrul mediu al reţelei de palete.Cu ajutorul acestor relaţii se pot stabili performanţele tuturor compresoarelor geometrice

Fig.18.17. Caracteristica universală acompresorului

Fig.18.18. Caracteristica universală a turbineicu gaze



356

asemenea cu cel experimentat.Dacă se renunţă la forma adimensională a parametrilor şi se elimină constantele D şi R,

atunci caracteristica universală a compresorului se exprimă printr-o funcţie de rapoarte:

s s s s f

n

T

m T

p, ;

0

0

0

(18.30)

Această caracteristică se prezintă în figura 18.17.

18.6.1.3 Caracteristicile universale ale turbinei

Spre deosebire de compresor, parametrii de stare din amontele turbinei variază într-o gamăfoarte largă, de aceea caracteristica normală a turbinei nu prezintă o utilitate practică. În acest cazse utilizează caracteristicile universale, ce se reprezintă în diferite sisteme de coordonate.

O reprezentare mai des întâlnită este cea redată în figura 18.18, în care se prezintă variaţiagradului de destindere t şi a randamentului turbinei t în funcţie de criteriul de similitudine al

debituluim T

p

t 0

0

12 utilizându-se ca parametru criteriul turaţiei nn

T t

t 0

13.

18.6.2 Fenomenul de pompaj

Este foarte important ca la punerea la punct a supraalimentării unui motor, nici unul din punctele de funcţionare să nu iasă dintr-o zonă limitată în partea stângă de o parabolă ce trece prinorigine, numită parabolă de pompaj (fig.18.17).

Dacă nu se respectă această condiţie, presiunea dată de compresor suferă variaţii ciclice deamplitudini cu atât mai mari cu cât viteza de rotaţie este mai ridicată.

Fenomenul de pompaj este specific compresoarelor nevolumice. Debitul critic de apariţie a

pompajului reprezintă 0,75…0,85 din debitul maxim la turaţia considerată pentru compresoareleaxiale şi de 0,5…0,6 din respectivul debit pentru compresoarele centrifugale.

Fenomenul de pompaj este consecinţa formei curbate a caracteristicii debit-presiune dincauza compresibilităţii fluidului.

Dacă se consideră o turaţie de funcţionare stabilă a compresorului şi debitul de aer cerut demotor este inferior valorii corespunzând presiunii maxime, presiunea aerului ce se află întrecompresor şi motor devine superioară presiunii furnizate în acel moment de către compresor. Înaceste condiţii o anumită cantitate de aer va traversa invers compresorul provocând o micşorare adebitului şi presiunii în colector şi permite compresorului să restabilească un debit pozitiv.Fenomenul se reflectă provocând un pompaj de amplitudine mai mică sau mai mare funcţie de

caracteristicile constructive ale ansamblului.Fenomenul poate continua şi poate provoca şocuri extrem de violente. Creşterea bruscă acuplului motor la regimurile joase de turaţie poate da naştere fenomenului de pompaj.

Debitul critic depinde de asemenea de presiunea aerului la aspiraţia în compresor şi defelul cum aerul se comportă după compresor. În cazul în care colectorul de admisiune nu are oformă optimă precum şi apariţia oscilaţiilor de presiune provocate de închiderea şi deschidereasupapelor de admisie, pot provoca deformarea parabolei de pompaj, limita de utilizare aturbocompresorului se restrânge către zona debitelor mari.

Accidental apariţia pompajului poate fi provocată de:- reglaj incorect al distribuţiei (supapa de admisie se deschide mai devreme);- temperatura gazelor de evacuare a fost depăşită (dereglarea pompei de injecţie sau a

injectoarelor);- obturarea parţială a colectorului de admisie;- micşorarea perioadei de baleiaj (dereglarea distribuţiei);



357

- funcţionarea motorului la altitudine mare.

18.7 Acordarea turbocompresorului cu motorul cu aprindere princompresie pentru autovehicule

Viteza turbocompresorului, debitul de aer şi presiunile acestuia se adaptează simplu, lavariaţiile turaţiei motorului ale debitului de combustibil injectat şi ale altitudinii.

Odată cu scăderea turaţiei, scade rapid presiunea de supraalimentare ceea ce duce la olimitare a puterii datorită creşterii excesive a gradului de fum. În schimb, la turaţii mari alemotorului ajunge la valori limită turaţia turbocompresorului puterea maximă şi temperaturagazelor de evacuare aşa cum rezultă din fig.18.19.

Alegerea corectă a turbocompresorului condiţionează direct performanţele motorului cât şicalităţile de elasticitate şi adapta-bilitate.

Condiţiile de funcţionare în comun ale motorului cu ardere internă cu agregat desupraalimentare sunt următoarele:

- egalitatea debitului de aer comprimat de compresor cu cel utilizat de motor m m s M ;-egalitatea debitului de gaze care trece prin motorul cu ardere internă cu cel care traversează turbina

(în cazul în care nu deviază o parte din gazele de ardere)

minm m Lt s

1

1

- relaţia dintre

cantitatea de gaze care trece prin turbină şi

Fig.18.19. Limite impuse acordării motorului cu turbocompresorul



358

contrapresiunea la evacuarea motorului cu ardere internă;- egalitatea puterilor compresorului şi turbinei grupului turbocompresor P s= P t ;

- egalitatea turaţiei compresorului şi turbinei n s=nt ;Pentru acordarea grupului turbocompresor cu motorul se folosesc atât metode

grafoanalitice cât şi numerice pentru calculul pe calculator.

18.7.1 Determinarea punctelor de funcţionare comună a motorului cu grupulturbocompresor cu ajutorul metodelor grafoanalitice

Pentru determinarea punctelor de funcţionare comună se utilizează pentru turbocompresorcaracteristicile universale ale turbinei şi compresorului iar pentru motor mărimile determinate pe

baza calculului termodinamic (temperatura de ardere în faţa turbinei, coeficientul de umplere,

schimbul de căldură, durata arderii, valoarea randamentului mecanic, etc).În figura 18.20 se prezintă o diagramă închisă realizată de Gustav Winkler pentru calculul

punctelor de funcţionare comună a grupului turbocompresor cu un motor în patru timpi.Diagrama este reprezentată într-o formă adimensională. Fiecare din cele patru semiaxe ale

diagramei sunt comune pentru câte două cadrane iar punctul de funcţionare este determinat de cele patru coordonate.

a) Prima coordonată. Raportul pt / p0 al presiunilor înainte şi după turbină. Lasupraalimentarea pulsatorie pt reprezintă presiunea medie în timp.

b) Coordonata a doua. Raportul p s / p0 al presiunilor înainte şi după compresor. Pierderilede presiune în conducte trebuie considerate separat sau luate în considerare prin micşorarea

randamentului turbosuflantei. Pierderile de presiune în răcitorul aerului de supraalimentare pot filuate în considerare direct prin coordonata respectivă.

Fig.18.20. Diagrama de determinare a funcţionării comune motor-turbocompresor



359

c) Coordonata a treia. Raportulm

A a

t

p a 0

14 dintre

debitul de gaze de evacuare şi produsul dintre suprafaţa pistonului, densitatea aerului şi viteza sunetului în zona deadmisie a compresorului.

d) Coordonata a patra. Raportul dintre debitul masic algazelor de ardere şi secţiunea turbinei referitoare la starea

înainte de turbinăm

A

t

t

15.

Mărimile necesare descrierii motorului şi stării defuncţionare sunt reprezentate în figura 18.21.

În fiecare cadran sunt familii de curbe caracterizate de oserie de parametrii. Parametrul K 0 este proporţional şi aproapeegal cu randamentul turbosuflantei ts. Parametrul K 1 este

proporţional cu presiunea indicată pi, K 2 redă turaţia motorului şi

este proporţional cu viteza medie a pistonului wm. Parametrul K 3= K 1. K 2 este proporţional cu produsul pi.wm, K 3 exprimă înesenţă puterea specifică indicată pe aria pistonului pi.wm/4 sau

puterea.Parametrul K 4 este proporţional cu aria secţiunii duzei

turbinei raportată la aria pistonului.În primul cadran familiile de curbe sunt ordonate după K 1, deci după presiunea medie

indicată. Fiecare grupă conţine linii pentru diferite valori ale lui K 0 (randamentulturbocompresorului). Valori intermediare se obţin prin interpolare liniară.

18.7.1.1 Bazele diagramei

Calculul temperaturii gazelor de ardere. După primul principiu al termodinamicii parteacădurii de ardere care nu se transformă în lucru mecanic şi care nu este evacuată prin instalaţia derăcire este conţinută în gazele de ardere, deci se poate scrie:

T T m c m Qt s t pg i R c i 1 (18.31)

unde: T t - temperatura gazelor de evacuare;T s - temperatura aerului;mt - masa gazelor arse;c pg - căldura specifică la presiune constantă a gazelor; i - randamentul indicat;

R - raportul dintre căldura evacuată prin instalaţia de răcire şi căldura dezvoltată încilindru;

Qi - puterea calorică inferioară;mc - masa combustibilului ars în cilindru.

Înlocuind în relaţia (18.24) următoarele relaţiim Q

V m f V i

i c i

s

t s

; unde:

a

s

a s

p

R T

iar

R RT

T

k p

p

a g t

s s

ş i 1 10 (18.32)

se obţine:

Fig.18.21. Schema motoruluiturbosupraalimentat pentru

descrierea stării de funcţionare



360

k f

x

x

p

pi R i

1

0

1 1

(18.33)

notaţiile folosite fiind următoarele:V s - cilindreea;

a - densitatea aerului la sfârşitul admisiei;

f - raportul între debitul gazelor arse şi debitul de aer; x’- exponentul adiabatic al gazelor arse; Ra, R g - constanta generală pentru aer şi pentru gazele arse.Aceste legături permit ca într-o diagramă auxiliară care se ataşează la primul cadran al

diagramei principale să se determine temperatura medie a gazelor de evacuare.

18.7.1.2 Linii caracteristice în primul cadran

Dacă în bilanţul de putere al turbosuflantei se elimină temperatura gazelor arse care nu estecunoscută se obţine:

s pg

pa s t

p

p k cc

k p

p

p

p

x

x x

x0

0 1 0 01 1 1 1

1

(18.34)

unde: K f T

T ts

s0

0

c pa- căldura specifică a aerului; x - exponentul adiabatic pentru aer;

Relaţia (18.34) redă legătura dintre gradul de comprimare în compresor şi gradul dedestindere în turbină sub formă implicită.

Ecuaţia se poate rezolva numeric. Curbele soluţiei sunt reprezentate în cadranul I din figura18.20 pentru diferite valori ale lui K 0 şi K 1. Pe linia punctată la 450 presiunile înainte şi după motor

sunt egale.Liniile caracteristice din cadranul II Liniile din cadranul II reprezintă liniile de admisie ale motorului (gazul admis fără

combustibil) exprimate prin factorul f . Acestor linii li se suprapune domeniul compresorului careeste dat în diagramă prin limita de pompaj.

Pentru calculul debitului gazelor de ardere se poate utiliza următoarea relaţie:

m f V n

t a s 2

(18.35)

unde s-au folosit ecuaţiile de definiţie: V A S w S n s p m ; 2 şi se obţine:

m

A a K

p

p

t

p a a

s

20

în care :

K f T

T

w

a s

m

a

20

4

(18.36)

Relaţia (18.36) reprezintă în cadranul II o familie de drepte cu originea sub punctul 0.Liniile caracteristice din cadranul III În cadranul III debitul prin motor este redus la starea înainte de turbină.Din ecuaţiile (18.35) şi (18.36) se obţine:

m

A c K

p

p K

p

p

p

p

T

T t

p g pg

s

s t

s

2

0

10 0

0

1 (18.37)

Separând în partea dreaptă factorii care depind numai de debitul masic K 2. p s/ p0 corespuzător ecuaţiei, rezultă:





362

soluţia se găseşte mult mai uşor.În figura 18.22.a. s-a reprezentat schematic diagrama cu cele patru linii de definiţie.Iteraţia se poate porni din oricare cadran însă este preferabil să se pornească din cadranul I.Se adoptă o presiune de supraalimentare ce pare rezonabilă şi se străbate diagrama în

sensul invers acelor de ceasornic, ducând paralele la axe. Dacă s-a ales o valoarea preea mică,atunci presiunea de supraalimentare va creşte mai mult după prima parcurgere a diagramei,

urmând să crească din ce în ce mai puţin la celelalte iteraţii. În cele din urmă aceste linii se vorsuprapune cu dreptunghiul care reprezintă soluÎia optimă. În caz că s-a adoptat o presiune preamare, aceste linii se apropie de exteriorul dreptunghiului ce reprezintă soluţia optimă. Dacă s-aadoptat din întâmplare presiunea corectă de supraalimentare atunci dreptunghiul se închide din

prima încercare.

18.7.1.4 Determinarea directă a secţiunii turbinei şi a randamentului turbocompresorului

Dacă sunt cunoscute punctele de funcţionare atât pentru motor cât şi pentruturbocompresor, atunci secţiunea turbinei cât şi randamentul turbocompresorului se pot determina

direct. Se trec presiunile respective în diagramă şi se citesc intersecţiile din cadranele I şi IV,valorile pentru K 0 şi K 4.

Acest procedeu se utilizează pentru determinarea influenţei modificării unor factori externiasupra funcţionării turbocompresorului.

18.7.1.5 Exemplul de calcul

Pentru concretizare se va dezvolta un exemplu de calcul apelându-se la diagrama din figura18.20, motiv pentru care se apelează la unită]ile de măsură din diagramă.

Se dau:- randamentul indicat: i = 0,45;- căldura cedată instalaţiei de răcire R = 0,15;

- raportul debit masicm

m

t

s

,1 0316;

- coeficientul de exces de aer = 1,2;- exponentul adiabatic al gazelor de ardere x´ = 1,35;- temperatura mediului ambiant T 0 = 300 K;- temperatura aerului de supraalimentare T s = 315 K;

- viteza sunetului aa = 340 m/s = x R T 0 17;

- factorul masic = 0,975;Se obţin următoarele relaţii pentru parametrii K 0… K 4;

K f T

T

K f

x

x

p

p

p

p

K f T

T

w

a

a

K K K

K A

A

T

T

A

A

ts s

a

ts

i R

i

i i

m

a

a

t

p

s t

p

0

1

0 0

20

0

3 1 2

4

0 5

0

1 08

1 1 1

5 35

4 1155

,

,

,

Punctul de sarcină maximă



363

La o presiune medie indicată pi = 21,4 bar şi o viteză medie a pistonului wm = 8,1 m/s seconsideră o presiune de supraalimentare de 2,91 bar şi o contrapresiune a gazelor de ardere de 2,7

bar. Care vor fi valorile ariei secţiunii turbinei şi randamentului turbo-compresorului, dacă seadmite presiunea atmosferică p0=1 bar. Efectuând calculele se obţin:

K K K

p

p

p

p s

st

t

1 2 3

0 0

21 4

5 35

4 8 1

1155

0 007 0 028

2 91 2 70

12 70

,

,

; ,

, ; , ;

, ; ,

,

Prin transpunerea în diagramă în figura

18.20, se obţin direct K 0= 0,6 şi K 4= 0,02.

Randamentul turbocompresorului va fits

K 0

1 08,18= 0,56 deci 56%, iar secţiunea turbinei

2% din aria secţiunii pistonului motorului.

18.7.1.5.2 Determinarea punctului de funcţionare comună la sarcină parţială

În acest caz trebuie să se determine presiunea de supraalimentare la reducerea sarcinii la pi = 16,1 bar la o turaţie constantă (celelalte valori rămân constante). K 1=16,1/5,35=3; K 3=3.0,007= 0,021; K 0, K 2 şi K 4 ca la sarcină maximă.Soluţia obţinută prin iteraţie grafică în fig.18.20 dă valorile p s = 2,3 bar şi pt =2,121 bar.Această presiune de supraalimentare este suficientă pentru pi = 10,1 bar.

18.7.1.5.3 Determinarea punctului de funcţionare comună în cazul scăderii turaţiei

Menţinând presiunea medie indicată la 21,4 bar, însă la o turaţie mai scăzută 71,5%(wm=5,8 m/s) din cea considerată, trebuie să se determine presiunea de supraalimentare.

În acest caz, parametrii de proporţionalitate vor fi: K 1= 4; K 2= 0,715.0,007= 0,005; K 3= 4.0,005= 0,020; K 0 şi K 4 se adoptă ca la sarcină

maximă.Prin extrapolare din linia K 0= 0,6 la K 1= 4 în cadranul I se obţine prin iteraţie p s = 1,92 barşi pt = 1,5 bar. Această presiune de supraalimentare este insuficientă pentru pi = 21,4 bar deoareceastfel arderea ar fi incompletă şi temperatura gazelor de evacuare prea mare.

În diagramă aceasta rezultă din faptul că linia respectivă rezultă cu mult sub grupul de linii pentru K 1= 4. În afară de aceasta punctul de funcţionare din cadranul II se suprapune cu limita de pompaj a compresorului.

18.7.1.5.4 Funcţionarea la altitudine

În acest caz se determină presiunea de supraalimentare când pi =16,1 bar şi wm = 8 m/s(sarcină parţială) la o presiune a mediului ambiant p= 0,75 bar.

Se aleg parametrii: K 1= 4; K 0, K 2 , K 3 şi K 4 ca la sarcină maximă.Gradul de supraalimentare este 2,91 însă presiunea de supraalimentare este p=2,17 bar. La

presiunea atmosferică p=1 bar presiunea de supraalimentare era p s=2,3 bar; deoarece presiuneaatmosferică este mai scăzută p0=0,75 bar (scădere de 25%) presiunea de supraalimentare scade la2,17 bar (scădere 6%).

Aceasta confimră buna comportare a motoarelorcu supraalimentare la altitudine.Metoda descrisă mai sus se pretează la simularea fenomenelor ce au loc la funcţionarea

motoarelor supraalimentate.

18.7.2 Supraalimentarea motoarelor cu aprindere prin compresie pentruautoturisme



364

Economia importantă de combustibil obţinută de motorul cu aprindere prin compresie faţăde motorul cu aprindere prin scânteie a dus la introducerea acestui motor în construcţiaautoturismelor mai ales de către constructorii din Europa, Japonia şi General Motors în SUA.

Unul din cele mai semnificative dezavantaje ale aplicării motorului cu aprindere princompresie la autoturisme este puterea redusă în cilindreea utilizată. Supraalimentarea este ometodă simplă de a acoperi diferenţa de putere între MAS şi un MAC de aceeaşi cilindree unitară.

Motorul cu aprindere prin compresie are o temperatură a gazelor de evacuare coborâtă, şi ogamă de turaţii mai redusă. Din această cauză multe probleme dificile ce apar la MASsupraalimentate în acest caz nu se mai pun. În general la MAC de puteri mici presiunea aerului desupraalimentare este limitată de încărcarea termică şi mecanică.

Motoarele cu aprindere prin compresie sunt echipate cu o turbină mică pentru a avea unmoment bun la turaţii reduse şi este dotată cu o supapă de control pentru a evita suprapresiuni deaer la turaţii ridicate.

Consumul de combustibil se poate reduce pe măsura îmbunătăţirii randamentuluicompresorului. În reducerea consumului de combustibil la MAC de autoturisme o importantăcontribuţie o aduce optimizarea procesului de ardere, selectarea presiunilor de aer, optimizarea

colectorului de admisiune şi evacuare.În cazul supraalimentării motoarelor de autoturisme (cilindree 1,5…3,0 l) pentru a obţine puterea maximă la turaţia nn şi momentul maxim la turaţia n M apar următoarele probleme) (figura18.23):

- Dacă se reglează punctul de funcţionare comună a motorului şi turbocompresorului pentru regimul puterii maxime la turaţia de moment maxim nu se realizează efectul desupraalimentare;

- Dacă se reglează punctul de funcţionare comună a motorului şi turbocompresorului pentru regimul momentului maxim, la turaţia puterii maxime valoarea presiunii desupraalimentare depăşeşte valoarea prescrisă şi solicitările mecanice ale motorului cresc pestelimitele admise.

Astăzi constructorii de motoare turbosupraalimentate pentru autoturisme folosesc sistemede supraalimentare la care se realizează punctul comun de funcţionare cu motorul la regimulmomentului maxim. Grupul turbo-compresor este prevăzut cu o supapă ce permite scăpăricontrolate de gaze arse pe lângă turbină.

Acest sistem permite obţinerea unor performanţe ridicate prin faptul că turbocompresorulrăspunde cerin]elor atât la turaţii reduse cât şi la turaţiile înalte ale motorului. La turaţii ridicate

Fig.18.23 Evoluţia presiunii desupraalimentare la acordarea turbo-

compresorului cu motorulFig.18.24 Amplasarea supapei "by pass" în

circuitul de supraalimentare



365

gradul de supraalimentare este menţinut în limite acceptabile de către supapă, rezultând o bunăsiguranţă de funcţionare.

Modul de amplasare a supapei pe turbocompresor este prezentat în figura 18.24. (8; 6.5)Supapa sesizează diferenţa între presiunea atmosferică şi presiunea de supraalimentare

dată de compresor şi realizează scăparea gazelor de evacuare pe lângă turbină. Astfel se poatecontrola presiunea din colectorul de admisiune şi se poate men]ine la nivelul cerut.

Supapa de descărcare este folosită pentru a controla creşterea de presiune de la nivelul alesde tura]ia cuplului maxim până la un nivel cu pu]in mai mare la tura]ia puterii nominale.

În figura 18.25. prezintă funcţionarea supapei cu scăpări controlate.Din diagrama prezentată rezultă că turbocompresoarele dotate cu o astfel de supapă permit

supraalimentarea motoarelor de puteri mici pentru autoturisme, deoarece se asigură un cuplumaxim suficient de mare pentru demaraje rapide, iar la turaţii mari presiunea de supraalimentarenu depăşeşte valoarea admisă pentru obţinerea unei presiuni maxime de ardere.

Un motor cu aprindere prin compresie supraalimentat poate produce aceeaşi putere ca unmotor cu aprindere prin compresie cu aspiraţie naturală cu circa 40% cilindree unitară mai mare.

18.8 Răcirea aerului înainte de admisiunea în motorulsupraalimentat

În cazul supraalimentării motoarelor cu aprindere prin compresie este necesară în anumitecazuri răcirea aerului comprimat de compresor. Se apreciază că mărirea cu 10C a temperaturiiaerului admis în camera de ardere determină o creştere de ordinul a 2…30C a temperaturii lasfârşitul compresiei, şi implicit a tuturor temperaturilor ciclului. În plus MAC nu poate beneficiade răcirea aerului provocată de evaporarea combustibilului, cum se întâmplă în cazul MAS.

La MAC dublarea densită]ii aerului admis permite dublarea presiunii medii indicate. Însăcu toate acestea creşterea presiunii maxime de ardere, deci a solicitărilor mecanice maxime nu

depăşeşte o creştere de 40…50%.Densitatea aerului de supraalimentare introdus în motor depinde de următorii parametri

interdependenţi:

Fig.18.25 Evoluţia presiunii de supraalimentare la amplasarea supapei"by pass"



366

- gradul de supraalimentare;- randamentul compresorului;- temperatura aerului la intrarea în compresor.Creşterea temperaturii aerului prin comprimarea în compresor (DTs), se poate determina

cu ajutorul relaţiei 18.42.

T

T

s

ad

s

x

x

1

1

1 [K] (18.42)

unde: T 0 = T 1, T 0 - temperatura mediului ambiant, T 1 - temperatura aerului la intrarea încompresor; (se consideră că schimbul de căldură cu exteriorul până la compresor este neglijabil); s - gradul de supraalimentare, x - exponentul adiabatic de compresie.

Se constată că mărirea temperaturii aerului admis creşte cu cât gradul de supraalimentareeste mai ridicat. De aici rezultă necesitatea răcirii aerului admis la rapoarte de comprimare p s încompresor ridicate.

Prin răcirea aerului de supraalimentare pentru acelaşi regim termic al pieselor motorului şiaceleaşi reglaje, se poate arde mai mult combustibil şi în consecinţă se dezvoltă mai multă energie.Se apreciază că la fiecare 10K de scădere a temperaturii aerului de supraalimentare se realizează ocreştere a puterii cu aproximativ 3%.

La aplicarea răcirii aerului de supraalimentare trebuie să se ţină seama şi de dezavantajele pe care le prezintă şi anume: măreşte masa şi volumul motorului; schimbătorul de căldurăintroduce rezistenţe gazodinamice suplimentare care în anumite cazuri pot să anuleze câştigul de

putere obţinut prin răcirea aerului care pătrunde în motor.Răcirea aerului se poate realiza în două moduri:- prin schimbătoarele de căldură, mediul răcitor fiind aerul sau lichidul de răcire;- prin destinderea aerului admis.

18.8.1 Răcirea aerului în schimbătorul de căldură

În acest caz se poate realiza:- răcirea finală la intrarea în motor (fig.18.26.a) în cazul în care suplimentarea se realizează

monoetajat (metoda cea mai des întâlnită la motoarele supraalimentate pentru autovehicule);- răcire intermediară, între compresoare (fig.18.26.b), când motorul este prevăzut cu două

compresoare sau compresorul are mai multe etaje şi permite constructiv o răcire intermediată.Creşterea gradului de supraalimentare, în cazul în care se urmăreşte menţinerea aceleeaşi

temperaturi la intrarea în motor conduce la creşterea suprafeÎei de schimb de căldură a răcitoruluicare devine foarte importantă.

Mărimea schimbătorului de căldură se corelează cu energia suplimentară pentru deplasarea

Fig.18.26 Schema de amplasare a schimbătorului de căldură în circuitul desupraalimentare



367

mediului de răcire. Această energie se scade din energia dezvoltată de motor.Deci introducerea răcirii aerului la MAC permite creşterea debitului de aer introdus în

motor în special la grade mari de supraalimentare având ca efect mărirea puterii fără a lesuprasolicita termic.

Pentru calculul presiunii şi temperaturii la sfârşitul admisiei în cazul supraalimentăriimonoetajete se consideră următoarele:

R - coeficientul pierderilor de presiune în schimbul de căldură adică:

R R

s

p

p 1

unde: p R - pierderile de presiune în schimbătorul de căldură;

E R - coeficientul de eficienţă al schimbătorului de căldură, respectiv:

E T

T R

R

c

unde: T R = T s - T R - scăderea de temperatură în schimbătorul de

căldură;T c = T s - T 0 -creşterea de temperatură în compresor.

Presiunea şi temperatura la sfârşitul admisiei pa, T a în funcţie de caracteristicileschimbătorului de căldură şi ale compresorului sunt date de următoarele relaţii:

a s a Rn p 0 (18.43)

şiT T T T A c R a sau

T T E a s

x

x

as

R a

0 1 1 1

(18.44)

unde: 0- coeficientul pierderilor la admisia în compresor 0= p1/ p019; a- coeficientul pierderilor la admisie, respectiv a = p0 / pSR

p sr presiunea după schimbătorul de căldură; R - coeficientul pierderilor în schimbătorul de căldură

adică: RSR

s

R

s

p

p

p

p 1 20

În ultimii ani se constată orientarea diferit clară între sistemele de răcire a aerului desupraalimentare, în SUA folosindu-se sisteme apă-aer şi sisteme de răcire aer-aer în Europa.

Sistemul de răcire aer-aer cu radiator frontal are un randament sporit la temperaturi joaseale mediului de răcire, însă este mai voluminos decât sistemul apă-aer. Sistemul apă-aer este mai

puţin eficient însă este mai simplu şi mai ieftin.



368

O interesantă dezvoltare a sistemului de răcire aer-aer este utilizarea unui turboventilatoralimentat cu aer de către turbocompresor. Acest sistem este mai puţin eficient decât sistemul aer-aer cu radiator frontal, însă este mai mic şi performanţele acestuia sunt mai aproape de cerinţelemotorului.

18.8.2

Răcirea aerului prin destindereÎn acest caz destinderea poate fi practicată în cilindru sau într-o turbină.Destinderea aerului în cilindru (metoda Miller) se efectuează în modul următor: aerul

comprimat în grupul turbocompresor este răcit într-un schimbător de căldură până la aproximativ600C după care pătrunde în motor. Înainte ca pistonul să fi ajuns în PMI supapa de admisiune seînchide şi aerul aflat în cilindru se destinde, presiunea şi temperatura aerului marcând o scădere.

Nivelul de presiune poate fi mărit prin creşterea presiunii de alimentare. Răcirea este cu atât mai pronunţată cu cât supapa de admisie este închisă mai devreme.

Metoda prezintă ca principal dezavantaj înrăutăţirea umplerii motorului şi se aplică cu precădere la motoarele cu turaţie constantă.

Destinderea aerului într-o turbină înainte de intrarea în motor prezintă scăderi importantede temperatură.Schema de principiu este prezentată în figura 18.27.Aerul este comprimat de compresorul C A antrenat de turbina T A care funcţionează cu gaze

de ardere după care intră în al doilea compresor C B, în schimbătorul de căldură R, unde se răceşteşi în turbina T B cuplată cu compresorul C B după care intră în motor. În turbina T B aerul poate aveao scădere mare de temperatură.

Datorită pierderilor din grupul turbocompresor B şi din schimbătorul de căldură R, presiunea aerului la ieşirea din turbină T B va fi mai mică decât la ieşirea din compresorul C A.

Temperatura scăzută obţinută permite presiuni mari de supraalimentare, limitatea acesteiafiind impusă numai de solicitările mecanice ale motorului.

Fig.18.27 Schema de amplasare a schimbătorului de căldurăla aplicarea procedeului Miller



369

Anexe

I. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul VW 1,4 l



370

II. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul VW 1,8 l



371

III. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul VW 2,8 l





373

V. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul Diesel supraalimentatVW 1,9 l



374

VI. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul Diesel FORD1,8 l



375

VII. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul OM 605



376

VIII. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul OPEL 1,2 l



377

IX. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul OPEL V6



378

X. Secţiunile longitudinală, transversală şi antrenarea distribuţiei prin

motorul FORD 1,25 l



379

XI. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorulFIAT



380

XII. Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul ALFAROMEO



381

XIII Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul FIAT

850



382

XIV Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul M119



383

XV Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul M102



384

XVI Secţiunile longitudinală şi transversală:- a) prin motorul OPEL 2,0 l

b) prin motorul BMW-1,8 l



385

XVII Secţiunile longitudinală şi vedere prin:- a) motorul BMW 12 cilindri

b) motorul OPEL 2,0 l



386

XVIII Secţiunile longitudinală şi transversală prin:a) motorul AUDI V8

b) VW diesel 5 cilindri



387

XIX Secţiunile longitudinală şi transversală prin motorul LANCIA 2,5 l



388

XX Construcţia turbosuflantei



389

XXI Secţiune prin chiulasă



390

XXII Pompa de injecţie în linie



391

XXIII Pompa de injecţie DPA



Documents

Constructia Si Proiectarea Motoarelor