Procese si Caracteristici ale motoarelor cu ardere interna

M O T O A R E C U A R D E R E I N T E R N Ă P E N T R U A U T O M O B I L E

1 GENERALITAŢI

1.1 DefiniţiiMotorul este un sistem tehnic capabil să transforme o formă oarecare de

energie în energie mecanică. Dacă energia iniţială este obţinută prin arderea unui amestec aer-combustibil motorul se numeşte motor termic (motor cu ardere).

Motorul cu ardere internă (MAI) este un motor termic care transformă parţial energia termică, rezultată prin reacţii chimice de oxidare a unui combustibil, în energie mecanică (lucru mecanic), folosind ca fluid motor sau agent de lucru gaze rezultate prin arderea ciclică a amestecului aer-combustibil într-un volum variabil, limitat parţial de elemente ale mecanismului motor.

Motoarele cu ardere internă cu piston (MAIP) folosesc ca mecanism motor mecanismul piston-bielă-manivelă.

Obiectivul acestei lucrări îl constituie exclusiv motoarele cu ardere internă cu piston folosite la autovehicule rutiere.

1.2 Scurt istoric al MAIPDescoperirea efectelor presiunii atmosferice (Torricelli, 1608-1647) şi

aplicaţiile ei (Blaise Pascal şi Otto von Guerike) au iniţiat tehnologiile de producerea a energiei mecanice prin deplasarea unui piston într-un cilindru, sub acţiunea aburului livrat de un generator încălzit cu cocs şi mai târziu cu combustibil lichid.

După o maşină rudimentară construită în 1690 de Denis Papin, perfecţionarea maşinilor cu abur devine posibilă prin crearea condensatorului de abur (1765-James Watt).

Elaborarea unor materiale rezistente la temperaturi ridicate a permis folosirea treptată a gazelor ca fluid motor. Stirling foloseşte în 1816 ca fluid de lucru, într-o maşină cu piston, aerul încălzit în exteriorul maşinii, prin arderea lemnului sau a cărbunelui. În aceeaşi perioadă se realizează şi motorul cu praf de puşcă.

Prepararea gazului de iluminat (1799-Philippe Lebon), deschide perspectiva utilizării acestuia ca fluid motor. Apar astfel premisele tehnologice care vor permite apariţia motorului cu ardere internă.

Către mijlocul secolului al XIX-lea şi ulterior acestei perioade, activitatea în domeniu este canalizată spre iniţierea arderii de la o sursă comandată din exterior, conducând la motorul cu aprindere prin scânteie (MAS), cu mecanism bielă-manivelă. Reţin atenţia încercările lui Alfred Drahe care preconizează aprinderea amestecului aer-combustibil de la un tub incandescent. În 1860, Etienne Lenoir brevetează un MAS cu gaz de iluminat, care s-a impus un timp relativ îndelungat deşi avea randamentul termic de numai 5%. Deoarece procesele funcţionale ale motorului Lenoir nu includeau faza de comprimare, motorul funcţiona după un ciclu În 2 timpi: în cursa descendentă pistonului se realizau admisia, arderea şi destinderea, cursa ascendentă era alocată evacuării.

Importanţa comprimării amestecului înainte de ardere este demonstrată de Alphonse Bean de Rochas care pune şi bazele teoretice ale ciclului de funcţionare al motorului în 4 timpi, cu ardere izocoră.

1

G E N E R A L I T Ă Ţ I

După 12 ani de experimentări, în 1876, Nikolaus August Otto, construieşte primul MAS în 4 timpi, marcând astfel un salt tehnologic crucial, care va marca istoria ulterioară a întregului mapamond.

În anul 1892, Rudolf Diesel propune principiul de funcţionare al motorului cu aprindere prin comprimare (MAC), primele realizări fiind motoare staţionare de dimensiuni mari.

Nikolaus August Otto Rudolf Diesel

Diversificarea procedeelor de control ale formării amestecului şi al arderii la turaţii ridicate, progresul tehnic în domeniul creşterii rezistenţei mecanice şi a tehnologiilor materialelor au condus soluţii de MAC rapide, utilizate la automobile uşoare.

În Romania, fabricaţia de MAIP îşi are începutul în urmă cu aproape '75 de ani. După motoare destinate tracţiunilor feroviare, aeriene şi unor utilizări staţionare se construiesc motoare de autovehicule rutiere situate la nivelul tehnicii anilor respectivi. La Arsenalul Aviaţiei se creează în anii '40 un motor cu 3 cilindri în stea de 30 CP răcit cu aer.

În anul 1945, la uzina I.A.R. din Braşov s-a construit un microautomobil biloc cu motor în spate şi tracţiune anterioară cu lanţ. Motorul de motocicletă ce echipa acest automobil furniza 11,5 CP la 4.000 rot/min, cu un consum de 4,5 1/100 km la o viteză a automobilului de 70 km/h.

În anul 1947, tot la I.A.R., inginerul Radu Mărdărescu construieşte 3 automobile echipate cu motorul I.A.R. 002, în 2 timpi, care dintr-o cilindree de 1000 cm3 dezvolta 100 CP.

2


1.3 Clasificarea MAIPMAIP se clasifică după mai multe criterii explicitate în cele ce urmează

(schematizare în figura 1.3):După natura combustibilului utilizat se întâlnesc MAIP cu combustibili

lichizi uşori (benzină, alcooli), cu combustibili lichizi grei (motorină, păcură, uleiuri minerale sau vegetale), cu combustibili gazoşi (gaze comprimate sau lichefiate, biogaz), motoare cu alimentare mixtă, la care combustibilul de bază este gazos, iar pentru aprindere şi pentru pornire se utilizează combustibili lichizi şi MAIP poli-carburate la care ce se pot utiliza, după disponibilităţi, diferiţi combustibili lichizi.

După modul de formare a amestecului, motoarele cu ardere internă se

împart în motoare cu formare a amestecului în exteriorul camerei de ardere (motoare cu carburator\ motoare cu gaze şi motoare cu injecţie de benzină în conducta de admisie), motoare cu formarea amestecului în camera de ardere (motoare cu injecţie de benzină sau combustibili lichizi grei în camera de ardere şi motoare cu gaze cu adaos de combustibil lichid sau gazos la începutul comprimării) şi motoare cu amestec stratificat la care se asigură amestecuri de dozaje diferite în diferite zone ale camerei de ardere.

După modul de aprindere a amestecului carburant se întâlnesc

motoare cu aprindere prin scânteie (MAS - motoare cu carburator, cu injecţie de benzină, cu gaze), motoare cu aprindere prin comprimare (MAC - motoare cu injecţie de motorină, motoare cu hidrogen, cu uleiuri vegetale), motoare cu pre-cameră şi aprindere prin flacără (aprinderea de la scânteie se realizează într-o cameră cu amestec bogat, iar flacăra rezultată aprinde amestecul sărac din cilindru) şi motoare cu aprinderea combustibilului gazos prin iniţierea aprinderii unei mici cantităţi de combustibil lichid ce ia foc prin comprimare). Motoarele cu aprindere prin comprimare se clasifică după tipul camerei de ardere în motoare cu injecţie directă sau cu cameră unitară, motoare cu antecameră şi motoare cu cameră de turbionare.

După fazele ciclului funcţional, MAIP se grupează în motoare în patru timpi (ciclul de lucru se realizează pe durata a patru curse complete ale pistonului) şi motoare în doi timpi (ciclul funcţional se realizează pe durata unei singure curse complete a pistonului).

După principiul de realizare a umplerii cilindrilor, există MAIP cu umplere normală (cu aspiraţia aerului din atmosferă) şi cu supraalimentare (cu comprimarea prealabilă a aerului sau amestecului carburant de către un compresor). Motoarele cu supraalimentare pot fi cu compresor acţionat de către o turbină ce utilizează energia gazelor de evacuare ale motorului cu piston (cu turbosuflanta), cu compresor acţionat prin transmisie mecanică de la arborele cotit şi cu două compresoare, dintre care unul acţionat mecanic, iar celălalt cu turbosuflantă.

MIP se clasifică după numărul şi modul de dispunere a cilindrilor în raport cu axa arborelui cotit, în motoare monocilindrice şi policilindrice, respectiv în

3


motoare cu cilindrii verticali în linie, în V (fig.1.1), cu cilindrii în W sau opuşi (fig. 1.2). De asemenea aceste motoare mai pot fi clasificate după dispunerea pistoanelor, în motoare cu un singur piston pe cilindru, cu pistoane opuse la care camera de ardere este dispusă între două pistoane ce se deplasează într-un cilindru în sensuri opuse, şi motoare cu dublă acţiune care au camera de ardere pe ambele părţi ale pistonului.

Fig. 1.1 Dispunerea cilindrilor în linie (stânga), respectiv în V.

Fig. 1.2 Dispunerea cilindrilor opuşi (sus), respectiv în W (jos).

După sistemul de răcire, motoarele se împart în motoare răcite cu lichid respectiv motoare răcite cu aer.

4


Fig. 1.3 Schematizarea clasificării MAIP.

5

CLASIFICAREA MOTOARELORCU ARDERE INTERNÃ, CU PISTOANE

Form area am esteculuiprin carburatie

Form area am esteculuiprin injectie

Cu com bustibil lichid

Com bustibil gazoscom prim at

Com bustibil gazosliche fiat

Cu com bustibil gazos

Motoare cu aprindere prin scânte ie(OTTO sau MAS)

Motor în 4 tim pi

Form area am esteculuiîn volum

Form area am esteculuipe licularã

Cu injectie directã

Cam erã de turbionare Cam erã de preardere

Cu cam erã div izatã

Motoare cu aprindere prin com prim are(DIESEL sau MAC)

Motor în 2 tim pi

Motoare cu ardere inte rnã, cu pistoane

Motorînclinat

Motorîn linie

Motorîn "V"

Motorîn "W"

Motorcu cilindrii opusi

"boxer"

Motorîn "U"

Motorîn "X"

Motorvertical

Motororiz ontal


2 PRINCIPII DE FUNCŢIONARE ŞI PARAMETRII PRINCIPALI

2.1 Principii de funcţionare a MAIPSchema de funcţionare a unui motor monocilindric cu ardere internă în patru

timpi este prezentată în figura 2.1. În cilindrul 1 se deplasează pistonul 2 articulat prin bolţul 18 la biela 3, articulată la rândul ei cu manivela 4 a arborelui cotit 14.

Chiulasa 5, care închide în partea superioară cilindrul, este prevăzută cu un canal de admisie 8, care este controlat de supapa 9 (SA) şi un canal de evacuare 10 controlat prin supapa 12 (SE). De asemenea în chiulasă există un orificiu pentru bujie 6 (MAS) sau pentru injector (MAC).Încărcătura proaspătă pătrunde în cilindru prin canalul 8 din chiulasă şi secţiunea controlată de supapa de admisie 9 a cărei deschidere comandată prin cama arborelui de distribuţie 11 în funcţie de poziţia pistonului în cilindru.

Gazele arse sunt eliminate prin secţiunea 10 controlată de supapa de evacuare SE, prin canalul din chiulasă şi prin colectorul de evacuare.Supapa de evacuare este comandată printr-o camă acţionată de la arborele de distribuţie în funcţie de poziţia pistonului.

Cilindrul este plasat în blocul motorului care are partea inferioară sub formă de carter 7, în care sunt prevăzute lagărele 13 ale arborelui cotit.Pe carter se fixează suporţi prin care se sprijină motorul pe şasiul vehiculului, iar partea sa inferioară este închisă printr-o baie de ulei 25.

Procesul de funcţionare al motorului în patru timpi este un fenomen periodic (ciclic)

Admisia încărcăturii proaspete se realizează prin deplasarea pistonului de la PMS până în PMI, timp în care supapa de admisie este deschisă iar supapa de evacuare este închisă.

Prin rotirea în continuare a arborelui cotit, pistonul se deplasează din PMI până la PMS comprimând încărcătura proaspătă din cilindru, timp în care ambele supape sunt închise. La sfârşitul cursei de comprimare încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau amestecul se autoaprinde prin injectarea, pulverizarea, vaporizarea şi amestecarea motorinei cu aerul comprimat (MAC).

Urmează destinderea care se realizează în următoarea cursă a pistonului de la PMS la PMI. În timpul destinderii, energia rezultată prin arderea amestecului aer-combustibil se transformă în energie mecanică furnizată arborelui cotit şi mai departe transmisiei şi roţilor motoare ale autovehiculului.

La sfârşitul cursei de destindere se deschide supapa de evacuare; o parte din gazele arse se elimină din cilindru datorită presiunii diferenţei pozitive de presiune dintre fluidul din cilindru şi cel din canalul de evacuare, iar restul gazelor arse sunt pompate de către piston în deplasarea sa de la PMI până la PMS, timp în care supapa de evacuare rămâne deschisă.

6


Ciclul se reia apoi printr-o nouă aspiraţie de încărcătură proaspătă. În figura 2.2 se prezintă schematic poziţia mecanismului motor la începutul fiecărei faze (timp) al ciclului de funcţionare, iar în figura 2.3 se prezintă variaţia presiunii fluidului din cilindru corelată cu poziţia pistonului.

În figura 2.4 se prezintă schema de principiu a unui motor monocilindric în doi timpi, la care încărcătura proaspătă este introdusă în cilindru din colectorul de baleiaj prin ferestrele sau luminile de baleiaj 8, iar gazele sunt eliminate prin ferestrele sau luminile de evacuare 9.

Fig.2.1 Schema de principiu a motorului cu ardere internă în patru timpi :1-cilindru; 2-piston; 3-bielă; 4-fus maneton; 5- chiulasă; 6-bujie; 7-carter superior; 8-canal de admisie; 10-canal de evacuare; 11- arbore de distribuţie; 12-supapă de evacuare; 13-cuzinet; 14-arbore cotit; 15-carter inferior; 16-volant; 17-fus palier; 18-bolţ; 19-segmenţi.

Fig. 2.2 1 – Admisie, 2 – Comprimare, 3 – Destindere, 4 – Evacuare;

Fig. 2.3 Variaţia presiunii din cilindru corelată cu poziţia mecanismului motor.

7


Fig. 2.4 Schema de principiu a motorului cu ardere internă în doi timpi: stânga - începutul comprimării; dreapta - începutul baleiajului; 1-cilindru; 2-piston; 3-bielă; 4-pompă de baleiaj; 5-chiulasă; 6-injector (bujie); 7-carter superior; 8-lumini (ferestre) de admisie; 9-lumini (ferestre) de evacuare; 10-arbore cotit.

Încărcătura proaspătă este aspirată din exterior prin pompa de baleiaj 4. Comprimarea încărcăturii proaspete se realizează în timpul deplasării pistonului de la PMI până la PMS pe o fracţiune de cursă în care fereastra 9 este complet închisă de muchia superioară a pistonului. La sfârşitul comprimării încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau se injectează combustibilul care se vaporizează, se amestecă cu aerul comprimat iar amestecul se autoaprinde (MAC), după care urmează arderea şi destinderea, procese ce se desfăşoară în timpul deplasării pistonului de la PMS până în PMI

Spre sfârşitul cursei de destindere pistonul descoperă fereastra de evacuare 9, gazele arse scapă spre colectorul de evacuare, după care se deschid şi ferestrele de baleiaj 8. Încărcătura nou introdusă sub presiune, de pompa de baleiaj 4, dislocă restul de gaze arse din cilindru, împingându-le spre fereastra de evacuare 9. Ciclul se reia printr-o nouă umplere a cilindrului 1, la sfârşitul evacuării când se închid luminile de evacuare 9.

2.2 Parametrii principali şi condiţiile de funcţionare ale motoarelor de automobile şi tractoare.

Motoarele cu ardere internă cu piston pot fi caracterizate prin următorii indicatori principali de performanţe:

A. Durabilitatea şi fiabilitatea tuturor sistemelor şi pieselor componente;B. Randamentul transformării energiei termice în energie mecanică, parametru ce

poate fi evaluat şi după consumul specific de combustibil, respectiv consumul de combustibil raportat la unitatea de timp şi unitatea de putere dezvoltată;

8


C. Puterea raportată la unitatea de volum a cilindrului sau la unitatea de arie a capului pistonului (puterea specifică);

D. Masa şi volumul dimensiunilor de gabarit raportate la unitatea de putere, respectiv masa specifică şi volumul specific de gabarit;

E. Nivelul emisiilor chimice şi sonore;F. Simplitatea şi tehnologicitatea construcţiei, uşurinţa întreţinerii tehnice şi

costurile fabricaţiei, exploatării şi reparării motorului;G. Siguranţa pornirii motorului;H. Perspectivele menţinerii motorului în fabricaţie prin modernizarea sa

succesivă, prin creşterea presiunii de ardere şi creşterea turaţiei. respectiv prin creşterea puterii pe măsura dezvoltării tehnologiilor şi ridicării calităţii materialelor.Pe lângă parametrii de performanţă menţionaţi mai sus, MAIP pot fi

caracterizate şi individualizate şi prin următorii parametri:I) Parametri constructivi:

1) cilindreea sau capacitatea cilindrică Vs, definită ca volumul unui cilindru parcurs de pistonul de alezaj D, în cursa S;

2) cilindreea totală sau litrajul motorului Vt, care este suma cilindreelor tuturor cilindrilor "i" a unui motor adică:

. [2.1]3) raportul de comprimare ε, respectiv raportul dintre volumul maxim al cilindrului Va

plasat deasupra pistonului aflat în PMI şi volumul minim al cilindrului Vc rămas deasupra pistonului, când acesta se află în PMS, volum care reprezintă volumul camerei de ardere, deci

, [2.2]

În relaţia [2.2] este înălţimea volumului cilindric convenţional, notat cu Vc.În cazul motorului în doi timpi, alături de acest raport de comprimare geometric

se mai utilizează şi raportul de comprimare util ε u, deoarece din cursa S a pistonului numai o parte este utilizată pentru comprimare şi destindere Su; o fracţiune din cursă fiind destinată distribuţiei gazelor prin orificiile practicate pe cilindru, închiderea şi deschiderea acestor orificii fiind realizată prin deplasarea pistonului. Prin urmare, cursei utile Su îi corespunde un volum de cilindru util Vu şi un raport de comprimare util

[2.3]

II) Parametri funcţionali:Regimul de funcţionare al motorului este caracterizat de un ansamblu de

parametri funcţionali ca sarcina, turaţia arborelui cotit, regimul termic al motorului.

9


În funcţie de condiţiile de exploatare şi de particularităţile funcţionale ale autovehiculului variază şi regimul de funcţionare al motorului.

Parametrul principal care caracterizează regimul de funcţionare al motorului este puterea efectivă Pe, care la rândul său depinde de cuplul motor Me şi de viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit , respectiv de turaţia acestuia n, conform relaţiei:

[2.4]

În relaţia de mai sus unde Me este exprimat în Nm, n în rot/min, iar viteza unghiulară la regim stabilizat , este exprimată în rad/s.

În exploatare, atât cuplul motor, cât şi turaţia arborelui cotit variază în limite largi, datorită variaţiei rezistenţelor de deplasare a autovehiculelor.

Fig. 2.5 Caracteristica de propulsie a automobilului.

În figura 2.5 se prezintă variaţia puterii efective a motorului (Pe), respectiv a puterii necesare înaintării autovehiculului (Pu), în funcţie de turaţia arborelui cotit (sau viteza automobilului). Fiecare din curbele 1, 2, 3, 4 corespunde unei anumite poziţii a dispozitivului de comandă a cantităţii de combustibil fumizat cilindrilor motorului, iar curbele I, II, III şi IV reprezintă variaţia puterii necesare pentru propulsia autovehiculului.

Punctul de intersecţie dintre o curbă de putere dezvoltată de motor şi o curbă de putere necesară pentru învingerea rezistenţelor de deplasare ale autovehiculului, caracterizează un regim de funcţionare a motorului.

Prin sarcina motorului se înţelege uzual gradul de încărcare al acestuia la o anumită turaţie faţă de o încărcare de referinţă convenţional stabilită. S-a convenit ca încărcarea de referinţă să fie cea corespunzătoare celei mai mari puteri efective

10


dezvoltată de motor în mod continuu la o turaţie dată, fără instabilitate în funcţionare şi fără uzuri anormale.

Sarcina se apreciază prin coeficientul de sarcină, care, la o turaţie dată, este exprimat prin raportul dintre puterea efectivă dezvoltată de motor Pe şi puterea la încărcarea de referinţă, care se mai numeşte şi putere efectivă continuă (Pec), respectiv:

[2.5]

Coeficientul de sarcină se poate exprima fie în valori absolute după relaţia [2.5], fie în procente.

Pentru sarcină nulă, ( = 0) motorul, funcţionează la mers în gol. Pentru 0 < < 1 motorul funcţionează la sarcini parţiale, pentru = 1 se consideră sarcină plină, iar pentru x > 1 motorul funcţionează la suprasarcini. Limita acceptabilă a suprasarcinii, este de aproximativ 10% din sarcina plină, deci = 1,1, posibilităţile de funcţionare a motorului la asemenea regimuri fiind limitate în timp.

Puterea efectivă pe care o poate dezvolta motorul la limita acceptabilă a suprasarcinii pe o durată limitată şi după anumite intervale de timp este denumită putere efectivă intermitentă.

Cea mai mare valoare a puterii efective continue este definită drept putere efectivă nominală Pn, iar turaţia la care se dezvoltă această putere se numeşte turaţie nominală nn.

Cea mai mare valoare a puterii efective intermitente este considerată puterea efectivă maximă Pmax a motorului.

După aceleaşi considerente se definesc noţiunile de moment motor continuu şi moment motor intermitent, iar cel mai mare moment motor intermitent este considerat momentul motor maxim Mmax, respectiv turaţia la care se obţine este denumită turaţia momentului maxim nM.

O altă noţiune utilizată frecvent în analiza proceselor din motoare este calitatea amestecului, respectiv proporţia de combustibil în amestecul supus arderii în motor, proporţie apreciată prin dozaj.

Dozajul se poate exprima prin raportul dintre cantitatea de combustibil Gc şi cantitatea de aer Ga (sau consumul orar de combustibil raportat la consumul orar de aer):

[2.6]

Dacă pentru arderea completă a combustibilului în amestec, există cantitatea de aer minim necesar, dozajul se numeşte teoretic sau stoichiometric (dt). Comparativ cu dozajul stoichiometric, când cantitatea de combustibil este în exces, dozajul se

11


consideră bogat, respectiv când cantitatea de aer este în exces, dozajul se consideră sărac.

De cele mai multe ori, în Europa, calitatea amestecului aer combustibil se caracterizează prin coeficientul excesului de aer (λ), respectiv prin raportul dintre cantitatea de aer disponibilă în cilindrii motorului pentru arderea a 1 kg de combustibil (L - exprimată în kg aer/kg combustibil) şi cantitatea de aer teoretic necesară pentru arderea completă a unui kilogram de combustibil (Lmin - în kg aer/kg combustibil):

[2.7]

12


3 PROCESE ÎN MOTOARELE CU ARDERE INTERNA

3.1 Ciclurile termodinamice ale motoarelor cu piston

Transformarea energiei termice în energie mecanică în motorul cu ardere internă este un proces deosebit de complex şi desfăşurarea sa în condiţii reale este însoţită de pierderi de energie care sunt luate în considerare de al doilea principiu al termodinamicii.

Pentru evaluarea eficienţei fiecărui proces şi pentru totalitatea evoluţiilor în cazul motorului real, care funcţionează ca principiu după un anumit ciclu, este necesar să se releve posibilităţile maxime de utilizare a căldurii caracteristice pentru ciclul termodinamic, în care cedarea căldurii către sursa rece este obligatorie şi constituie unicul tip de pierderi.Raportând randamentul ciclului real, se poate stabili gradul de perfecţiune la care se desfăşoară procesele din motor şi se pot evidenţia căile ridicării economicităţii motorului.

La analiza ciclurilor termodinamice trebuie să se aibă în vedere următoarele ipoteze admise în cazul ciclurilor ideale, ipoteze ce nu mai sunt satisfăcute în cazul ciclurilor reale:

a) La ciclurile ideale se consideră că în cilindru se. găseşte o cantitatea constantă a mediului de lucru, care nu se schimbă de la o evoluţie la alta şi care parcurge întregul ciclu. În cazul ciclului real se evacuează din cilindru gazele arse de la ciclu precedent şi se introduce în cilindru încărcătura proaspătă pentru o nouă evoluţie.

Realizarea procesului de schimb de gaze este însoţită de pierderi de energie care nu sunt luate în considerare în cazul ciclului teoretic.

b) Aportul de căldură se consideră realizat în cazul ciclurilor ideale la un anumit moment sau în condiţii de stare a mediului, caracteristice ciclului dat. La realizarea ciclurilor reale aportul de căldură se datorează arderii amestecului de combustibil, un proces complex ce se desfăşoară într-un anumit timp, fiind însoţit totdeauna de pierderi suplimentare de energie.

c) Căldurile specifice ale mediului de lucru sunt considerate constante în cazul ciclurilor ideale şi se admite că acestea nu depind de temperatură şi presiune. În cazul ciclurilor reale căldurile specifice ale gazelor variază în funcţie de temperatură şi presiune şi au valori diferite în funcţie de compoziţia gazelor la care se ajunge în timpul evoluţiei lor. Prin variaţia căldurilor specifice raportul gazelor se micşorează şi exponenţii evoluţiilor se îndepărtează de valorile ideale, diminuându-se randamentul ciclurilor reale.

d) Procesele de comprimare şi destindere la ciclurile ideale sunt considerate adiabatice, deci fără schimb de căldură cu mediul exterior. În condiţiile reale, datorită existenţei unei diferenţe mari de temperatură între piesele ce delimitează camera de ardere şi gazele ce evoluează în cilindru, se produce un transfer de căldură pe parcursul proceselor de schimb de gaze, de comprimare, de ardere şi destindere, atât

13


în sensul aportului de căldură cât şi în sensul cedării de căldură, preponderente fiind însă pierderile de căldură care conduc la scăderea randamentului.

3.1.1 Ciclul motorului cu ardere la volum constant

Ciclul cu arderea amestecului de combustibil şi aer într-un timp foarte scurt, deci o variaţie mică de volum, se întâlneşte la motoarele cu aprindere prin scânteie pentru automobile şi motociclete, la motoarele cu gaze şi la cele cu injecţie de benzină.

În figura 3.1 se prezintă ciclul teoretic (a) şi real (b) în coordonate p-V şi ciclul teoretic în coordonate temperatură (7)-entropie (s) pentru un motor în patru timpi cu ardere la volum constant.

Fig. 3.1. Ciclul cu ardere la volum constant

La ciclul teoretic cu aport de căldură la volum constant se consideră că mediul de lucru umple instantaneu cilindrul în punctul a după care se comprimă adiabatic după ac, când pistonul se deplasează din p.m.i în p.m.s. La sfârşitul comprimării se fumizează instantaneu căldura Q, ceea ce provoacă comprimarea izocoră a gazului până în punctul z, respectiv creşterea izocoră a temperaturii cz reprezentată în diagrama T-s. Destinderea se consideră adiabatică după zb, în timpul deplasării pistonului din p.m.s. în p.m.i. energia internă a mediului de lucru, transformându-se în energie mecanică, mediului de lucru scăzându-i presiunea după zb (diagrama p-V) evoluţie însoţită de o scădere a temperaturii de la z la & (diagrama T-s).Extragerea căldurii Q^ se presupune a se realiza tot instantaneu după ba, deci mediul de lucru este readus în starea iniţială la volum constant, cu scăderea izocoră a presiunii. Acest proces de evacuare a căldurii se reprezintă în diagrama T-s prin izocora ba, punându-se în evidenţă scăderea temperaturii până la temperatura iniţială a ciclului.

În cazul ciclului real, umplerea cilindrului se realizează sub efectul depresiunii create prin deplasarea pistonului din p.m.s. în p.m.i., ceea ce face ca încărcătura proaspătă din cilindru să aibă o presiune mai mică decât presiunea atmosferică. Pentru ca umplerea cilindrului să se îmbunătăţească, supapa de admisie se deschide cu un anumit avans faţă de p.m.s. reprezentat prin punctul d.s.a. În timpul umplerii încărcătura se încălzeşte de la gazele rămase în cilindru şi de la pereţii calzi ai

14


canalului de admisie şi ai cilindrului, deci la începutul ciclului încărcătura proaspăta va avea o temperatură superioară temperaturii mediului ambiant şi o densitate inferioară.

După trecerea pistonului de p.m.i. supapa de admisie se închide şi începe procesul de comprimare a încărcăturii proaspete. În apropiere de p.m.s., se produce aprinderea amestecului de la scânteie şi începe procesul de ardere care se prelungeşte şi după ce pistonul trece de p.m.s. (punctul z).

Urmează procesul de destindere zb în timpul căruia energia internă a gazelor se transformă în energie mecanică. Procesul de evacuare a gazelor începe cu un avans faţă de p.m.i. în punctul d.s.e. şi se prelungeşte după închiderea cursei de evacuare cu o întârziere faţă de p.m.s. până în punctul i.e.

Ciclul cu ardere la volum constant poate fi apreciat prin următorii parametri caracteristici:

- raportul de comprimare

- gradul de creştere a presiunii dezvoltată prin ardere

- randamentul termic t,care este dat de raportul dintre căldura transformată în energie mecanică şi căldura fumizată ciclului şi care după transformări ajunge la expresia:

-presiunea medie a ciclului, respectiv o presiune convenţională ca mărime, care acţionând asupra pistonului în timpul detentei ar produce un lucru mecanic util egal cu întregul lucru mecanic al ciclului, având expresia:

Din aceste expresii rezultă că randamentul, respectiv economicitatea motorului creşte odată cu creşterea raportului de comprimare şi cu creşterea exponentului k, iar presiunea medie creşte cu mărirea presiunii iniţiale pa cu mărirea raportului de comprimare e şi cu mărirea gradului de creştere a presiunii prin ardere.

3. Ciclul motorului cu ardere la presiune constantă

15


Ciclul cu ardere a amestecului de combustibil şi aer în timpul unei fracţiuni a cursei de destindere şi la o variaţie foarte mică a presiunii, se întâlneşte la motoarele cu aprindere prin comprimare cu viteze medii de piston mici, respectiv la motoarele la care combustibilul arde treptat pe măsura injectării lui în cilindru, concomitent cu destinderea. La aceste motoare încărcătura proaspătă a cilindrului nu este amestec de combustibil şi aer, ci numai aer a cărui presiune şi temperatură se ridică în procesul de comprimare depăşind temperatura de autoaprindere a combustibilului.

În figura 1.5. se prezintă ciclul teoretic (a) şi real (b) în coordonate p-v şi ciclul teoretic în coordonate T-S (c), pentru un motor în patru timpi cu ardere la presiune constantă.

Şi la aceste motoare, în cazul ciclului real umplerea cilindrului se realizează cu pierderi gazodinamice, deci presiunea încărcăturii proaspete este inferioară presiunii atmosferice. De asemenea, prin încălzirea aerului de la pereţii cilindrului temperatura acestuia la sfârşitul admisiei va fi superioară temperaturii mediului ambiant, iar densitatea va fi inferioară.

Prin avansul la deschiderea supapei de admisie faţă de p.ms. (d.a) şi prin întârzierea la închiderea supapei de admisie după p.m.i. (i.a) se ameliorează procesul de umplere.

16


17

P R I N C I P I I D E F U N C Ţ I O N A R E Ş I P A R A M E T R I I P R I N C I P A L I

Fig.1.5. Ciclul cu ardere la presiune constantă

În timpul compresiei, în apropiere de p.m.s. se începe injecţia combustibilului, care se autoaprinde şi se arde pe măsură ce se injectează şi se vaporizează. Procesul de ardere nu se realizează la presiune absolut constantă, ci cu o uşoară creştere, ceea ce se explică prin faptul că în cilindru se acumulează o anumită cantitate de combustibil injectat până se realizează autoaprindera cantităţii de amestec de aer şi combustibil vaporizat. Destinderea realizată în timpul arderii este denumită destindere prealabilă şi este apreciată

prin raportul .Urmează procesul de destindere propriuzisă zb

în care se continuă dezvoltarea de energie mecanică, dar în acest interval energia mecanic se' obţine din energia internă a gazelor. Procesul de evacuare a gazelor începe şi la aceste motoare cu un avans faţă de p.m.i., respectiv în punctul d.s.e. şi se prelungeşte după terminarea cursei de evacuare cu o întârziere faţă de p.m.s. până în punctul i.e.

Randamentul termic al acestui ciclu este dat de următoarea expresie:

Se observă că randamentul creşte cu creşterea raportului de comprimare e şi scade cu creşterea gradului de destindere prealabilă p, deoarece prelungirea arderii conduce la creşterea temperaturii gazelor de evacuare. Este important de menţionat că la acest ciclu raportul de comprimare nu are aceiaşi influenţă asupra randamentului şi economicităţii motorului ca la ciclul cu aport de căldură la volum constant, deoarece la rapoarte mari de comprimare, mărirea în continuare a acestuia influenţează neînsemnat asupra utilizării căldurii.

Presiunea medie a ciclului teoretic cu aport de căldură la presiune constantă este dată de următoarea expresie:

Din această expresie se observă că mărirea presiunii p, medii a ciclului se poate realiza prin ridicarea presiunii de admisie şi a

raportului de comprimare, respectiv prin mărirea aportului de căldură care implică mărirea gradului de destindere prealabilă şi mărirea exponentului adiabatic al ciclului.

4.Ciclul motorului cu ardere la volum constant şi la presiune constantă. Ciclul mixt.

După ciclul mixt lucrează motoarele rapide cu aprindere prin comprimare pentru automobile şi tractoare. Din cauza timpului scurt de injecţie, întârzierea la aprindere a combustibilului injectat face necesar un avans la injecţie, care se traduce în fapt printr-o ardere iniţială în apropiere de p.m.s., ardere ce poate fi asimilată cu un aport de căldură la volum constant. Restul combustibilului arde pe măsura injectării lui, realizând în această etapă, o ardere la presiune constantă, după cum se vede în figură 1.6.

Datorită fumizării unei părţi de căldură la volum constant, presiunile maxime ale ciclului mixt sunt mai mari decât la ciclul cu aport de căldură numai la presiune constantă.

Randamentul termic va fi în acest caz:

Ecuaţia de mai sus permite să se formuleze concluzia, că utilizarea căldurii în cazul ciclului mixt depinde de raportul de comprimare, de gradul de destindere prealabilă p, gradul de creştere a presiuni şi de indicele adiabatic de comprimare şi destindere.

Fig.1.6 Ciclul mixt.


Pentru aceleaşi valori ale raportului de comprimare, funcţia F(v,p) se află între limitele:

ceea ce înseamnă că randamentul acestui ciclu are valori intermediare între randamentele ciclurilor cu ardere izobară şi izocoră.

Presiunea medie a ciclului va fi:

Se observă că presiunea medie a ciclului mixt creşte cu mărirea presiunii de admisie, cu creşterea raportului de comprimare, mărirea gradului de creştere a presiunii şi mărirea indicilor adiabatici. Gradul de destindere prealabilă p, mărindu-se prin mărirea aportului de căldură la presiune constantă, conduce la creşterea presiunii medii a ciclului.

5. Ciclul motorului cu turbosupraalimentare

Pentru simplificare se va pomi de la ciclul mixt reprezentat în figura 1.6, deoarece supraalimentarea cu turbosuflantă are cea mai largă aplicare la motoarele rapide cu aprindere prin comprimare. Schema motorului cu turbosupraalimentare este reprezentată în figura 1.7

Fig.l. 7. Ciclul mixt cu turbosupraalimentare cu turbină de presiune variabilă

Daci evacuarea se face la volum constant (izocora a-b) nu se utilizează complet căldura disponibilă.

În cazul turbosupraalimentării (figura 1.7) evacuarea se face la presiune constantă (izobara fl ). Eficienţa acestui ciclu în comparaţie cu ciclul de referinţă este evidentă. Aria haşurată bfla din diagramele T-s şi p-V reprezintă lucrul mecanic suplimentar obţinut pentru aceeaşi căldură furnizată ciclului. La acest ciclu cu destindere prelungită lucrul mecanic obţinut suplimentar se datoreşte măririi volumului în procesul destinderii.

Din această cauză presiunea medie a ciclului raportată la întregul interval de variaţie a volumului (Vf,Vc) va fi considerabil mai mică în comparaţie cu cea a ciclului de referinţă cu evacuare la volum constant.

În cazul ciclului real nu se transmite pentru propulsie întreaga energie mecanici rezultată. 0 parte din această energie se cheltuieşte pentru antrenarea mecanismelor auxiliare şi pentru învingerea frecărilor. La funcţionarea motorului cu turbosupraalimentare, destinderea după bf se realizează în reţeaua de palete a turbinei cu gaze care antrenează compresorul. În compresor se comprimă aerul aspirat din atmosferă de la p la presiunea de supraalimentare p„ după la. În acest fel presiunea iniţială din cilindru pa va fi superioară presiunii atmosferice, iar presiunea medie a ciclului ce se desfăşoară în cilindru va fi mai mare ca la ciclul de referinţă. Pierderile mecanice în agregatul turbocompresor sunt considerabil mai mici decât cele ce ar rezulta în cazul destinderii prelungite în cilindrul motorului şi din această cauză randamentul motorului supraalimentat este superior.

Pentru analiza parametrilor de apreciere a ciclului mixt cu turbosupraalimentare se apelează la următoarele notaţii:

e0 - raportul total de comprimare;e - raportul de comprimare în cilindru;ek -raportul de comprimare în compresor.

Relaţia dintre aceste rapoarte de comprimare fiind:

Temperatura finală a gazelor la evacuarea din turbină va fi:


unde gradul de destindere la presiune constantă în turbină.

Randamentul pentru acest ciclu se poate reda prin formula următoare, considerând:

şi

Dacă motorul supraalimentat funcţionează după ciclul cu ardere la volum constant, p=1 şi expresia randamentului devine:

În cazul supraalimentării unui motor care lucrează după un ciclu cu ardere la presiune constantă pentru = 1 şi p == p' expresia randamentului va fi:

Presiunea medie a ciclului cu turbosupraalimentare este raţional să se analizeze pentru procesele ce se desfăşoară în cilindrul motorului.

Expresia presiuni medii a ciclului cu supraalimentare pentru procesele din cilindru se poate scrie sub următoarea formă:

unde este randamentul corespunzător ciclului considerat, scris pentru varianta cu supraalimentare.

Ciclul motorului cu turbosupraalimentare se poate realiza şi într-o altă variantă (figura 1.8) când gazele arse se destind în colectorul de evacuare după b-a (secţiunea mare a colectorului). Randamentul acestui ciclu este inferior ciclului reprezentat în figura 1.7 deoarece apar pierderi de energie mari până la intrarea gazelor arse în turbină.

3.1.2 Fig.1.8. Ciclul mixt cu turbosupraalimentare cu presiune constantă în faţa turbinei

Ciclul motorului cu turbosupraalimentare reprezentat în figura 1.7 necesită turbine cu gaze de presiune variabilă, sau impuls, iar colectoarele motoarelor trebuie construite în aşa fel, încât fiecare ramură să colecteze gazele de la doi sau trei cilindri cu cel mai mare decalaj de evacuare.

3. Principiul de funcţionare al motoarelor cu ardere internă

Schema de funcţionare a unui motor monocilindric cu ardere internă în patru timpi este prezentată în figura 1.2. În cilindrul 1 se deplasează pistonul 2 care este articulat prin biela 3 cu manivela 4 a arborelui cotit 14.

Chiulasa 5 care închide în partea superioară cilindrul este prevăzută cu un canal de admisie 8 în care este aşezată o supapă


SA P şi un canal de evacuare 10 comandat prin supapa SE 12. De asemenea în chiulasă este practicat un orificiu pentru bujie 6 (MAS) sau pentru injector (MAC).Încărcătura proaspătă pătrunde în cilindru prin canalul 8 din chiulasă şi secţiunea controlată de supapa de admisie 9 a cărei deschidere comandată prin cama arborelui de distribuţie 11 în funcţie de poziţia pistonului în cilindru.

Gazele arse sunt eliminate prin secţiunea 10 controlată de supapa de evacuare 72, prin canalul din chiulasă şi prin colectorul de evacuare.Supapa de evacuare este comandată printr-o camă acţionată de la arborele de distribuţie în funcţie de poziţia pistonului.

Cilindrul motorului este practicat într-un bloc ce se construieşte partea inferioară sub formă de carter 7 în care se fixează lagărele 13 ale arborelui cotit.Pe carter se prevăd suporţi prin care se sprijină motorul pe şasiul vehiculului, iar partea sa inferioară este închisă printr-o baie de ulei 25. Aspiraţia încărcăturii proaspete se realizează prin deplasarea pistonului de la p.m.s. până în p.m.i., timp în care supapa de admisie este deschisă,supapa de evacuare este închisă. Prin rotirea în continuare a manivelei pistonul se deplasează din p.m.i. până la p.m.s. comprimând încărcătura proaspătă din cilindru, timp în care ambele supape sunt închise.

Fig.1.2. Schema de principiu a motorului cu ardere internă în

patru timpi: 1-cilitidru; 2-piston; 3-bielâ; 4-fus maneton;5- chiulasă; 6-bujie; 7-carter superior; 8-canal de admisie;10-canal de evacuare; 11- arbore (ax) de distribuţie; 12-supapâde evacuare; 13-cuzinet lagăr); 14-arbore cotit; 15-carter inferior16-volant; 17-fus palier; 18-bolţ; 19-segmenţi de piston.

La sfârşitul cursei de compresie încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau se injectează motorina care se vaporizează şi se autoaprinde (MAC). Urmează destinderea care se realizează pe durata deplasării pistonului pm p. m. s. până în p. m. L, transformând energia termică a gazelor în energie mecanică furnizată arborelui cotit şi mai departe transmisiei autovehiculului.

La sfârşitul cursei de destindere se deschide supapa de evacuare, o parte din gazele arse se elimină din cilindru datorită presiunii superioare la care se află fa(ă de presiunea atmosferică, iar restul gazelor arse sunt pompate de către piston în deplasarea sa de la p.m.i. până la p.m.s. timp în care supapa de evacuare rămâne deschisă. Ciclul se reia apoi printr-o nouă aspiraţie de încărcătură proaspătă.


În figura 1.3 se arată schema de principiu a unui motor monocilindric în doi timpi, la care încărcătura proaspătă este introdusă în cilindru din colectorul de baleiaj prin ferestrele sau luminile de baleiaj 8, iar gazele sunt eliminate prin ferestrele sau luminile de evacuare 9, în colectorul de evacuare.

Încărcătura proaspătă este aspirată din exterior prin pompa de baleiaj 4. Comprimarea încărcăturii proaspete se realizează în cadrul deplasării pistonului de \3ip.m.i. până la p.m.s. pe o fracţiune de cursă în care fereastra 9 este complet închisă de muchia superioară a pistonului. La sfârşitul compresiei încărcătura proaspătă se aprinde prin scânteie (MAS) sau se injectează combustibilul care se vaporizează şi se autoaprinde (MAC), după care urmează arderea şi destinderea, procese ce se desfăşoară în timpul deplasării pistonului din p.m.s. până în p.m.i.

Spre sfârşitul cursei de destindere pistonul descoperă fereastra de evacuare 9, gazele arse scapă spre colectorul de evacuare după care se deschid şi ferestrele de baleiaj 8. Încărcătura nou introdusă sub presiune, de pompa de baleiaj 4, dizlocă restul de gaze arse din cilindru împingând spre fereastra de evacuare 9. Ciclul se reia printr-o nouă încărcătură cilindrului 1, la finele evacuării când se închid luminile de evacuare 9.

Fig.l.3.Schema de principiu a motorului cu ardere internă !n

doi timpi: a)începutul comprimării; b) începutul baleajului;1-ciUndru; 2-piston; 3-bieîâ; 4-pompâ de baleiaj; 5-chiulasâ;

6-injector (bujie); 7-carter superior; 8-lumim (ferestre)de admisie; 9-lwnim (ferestre) de evacuare; 10-arbore cotit.

Pentru înţelegerea mai completă a principiului de funcţionare motorului cu ardere internă, este util să se prezinte concomitent desfăşurarea reală şi teoretică a ciclului pentru fiecare din tipurile principale de motoare cu piston întâlnite în construcţia de autovehicule.

Admisia în motoarele cu ardere interna

1. Umplerea normală a motoarelor în patru timpi

Pentru realizarea ciclului real în cazul motoarelor cu ardere inemă cu piston este necesară evacuarea gazelor arse din cilindru şi introducerea încărcăturii proaspete de aer sau amestec de aer şi combustibil. Aceste procese de schimbare a gazelor se desfăşoară într-o anumită măsură concomitent.

Cantitatea de încărcătură proaspătă care se reţine în cilindru depinde şi 'de gradul de golire a cilindrului de gazele arse în ciclul precedent, deci procesul de admisie trebuie analizat în strânsă corelare cu parametrii ce caracterizează procesul de evacuare. Ansamblul fenomenelor ce însoţesc procesele de evacuare şi admisie reprezintă schimbul de gaze care trebuie efectuat în aşa fel încât în cilindru să se introducă o cantitate cât mai mare de gaze proaspete în raport cu volumul avut la dispoziţie şi să se piardă o cantitate cât mai mică de gaze proaspete la spălarea cilindrului de gaze arse.

Calitatea proceselor de schimbare a gazelor se apreciază în general prin coeficientul de umplere care se poate defini prin următoarele rapoarte:

- raportul dintre cantitatea de încărcătură proaspătă reţinută în cilindru la sfârşitul procesului de umplere şi cantitatea de încărcătură proaspătă care poate ocupa cilindreea în condiţii de referinţă adică printr-un proces fără pierderi termo-gazodinamice;

-raportul dintre volumul încărcăturii proaspete reţinute în cilindru la sfârşitul procesului de umplere, măsurat in condiţii de referinţă, şi volumul cilindreei pe care l-ar putea umple încărcătura proaspătă într-un proces fără pierderi termogazodinamice.

Pentru calcularea coeficientului de umplere se măsoară cantitatea de gaze proaspete G admise în motor (ca debit) şi se


determină prin calculul cantitatea teoretică care, spre exemplu, pentru un motor în patru timpi este:

unde i este numărul de cilindri ai motorului; - densitatea fluidului proaspăt.

2. Influenta fazelor de distribuţie asupra umplerii

Desfăşurarea procesului de schimb de gaze poate fi analizată după variaţia presiuni gazelor din cilindru în timpul acestui proces (fig.2.1), respectiv după bucla inferioară a diagramei (p-V) indicate, denumită diagramă de pompaj (admisie-evacuare) prezentată în figura 2.1,c. Această variaţie a presiunii în timpul admisiei în mare măsură se datoreşte mişcării pistonului cu viteză variabilă. Începând din p.m.s., viteza pistonului se măreşte,Fig.2.1.

Fig 2.1 Diagrama de pompaj

atingând valoarea maximă cu puţin înainte de jumătatea cursei şi anulându-se în p.m, i. Viteza de admisie a gazelor proaspete urmăreşte, în general, variaţia vitezei pistonului, dar datorită inerţiei gazelor din conducta de admisie şi presiuni superioare ce o mai au gazele arse din cilindru la începutul cursei de admisie există un decalaj x între începutul cursei de admisie (p.m.s.) şi începutul procesului de admisie (punctul î.a.).

De asemenea, la sfârşitul cursei de admisie in p.m.i., cu toate că viteza pistonului atinge valoarea zero, încărcătura proaspătă continuă să pătrundă în cilindru datorită inerţiei şi presiunii mai scăzute din cilindru. Apare deci un decalaj x'' între sfârşitul cursei de admisie (p.m.i.) şi sfârşitul admisiei (s.a.). Evident, sfârşitul admisiei este determinat de momentul închiderii supapei de admisie .Interdependenţa dintre viteza de intrare a gazelor proaspete în cilindru şi presiunea acestora, face ca în vecinătatea poziţiei în care Wa atinge valoarea maximă, presiunea să înregistreze un minim. Această interdependenţă poate să ia forme perturbate datorită undelor de presiune şi particularităţilor motorului, mai ales la motoarele rapide.

Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse şi unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obţinerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt m strictă dependenţă de


fazele de distribuţie (figura 2.1,d), ceea ce se va analiza în cele ce urmează.

În figura 2.2 este reprezentată desfăşurarea procesului de schimb de gaze într-un motor cu turbosupraalimentare. Gazele de ardere din cilindru sunt evacuate spre paletele turbinei de gaze II , angrenată cu compresorul I (fig.2.2,a).

Fig.2.2.

Aerul (MAC) sau amestecul proaspăt (MAS) este comprimat până la presiunea. Procesul de admisie se începe cu deschiderea supapei de admisie în punctul 3 la presiunea pr’ până în punctul 4. Evacuarea gazelor începe cu deschiderea supapei de evacuare în punctul 1 până la punctul 2. Deschiderea concomitentă a supapelor în intervalul de timp de la punctul 2 până la punctul 3 este folosită pentru baleiajul cilindrilor.

Deschiderea supapei de evacuare (dse) nu trebuie să se producă în p.m.i., deoarece lucrul mecanic consumat pentru evacuarea gazelor arse este prea mare în acest caz, iar presiunea de evacuare fiind prea mare determină o umplere mai redusă (fig.2.3,a). Deschiderea cu avansul d.s.e a supapei de evacuare duce la o reducere însemnată a lucrului mecanic de evacuare 2, şi a contrapresiunii . Aceste avantaje se obţin însă cu pierderea lucrului mecanic motor l care s-ar obţine dacă d.s.e. ar fi fost în p.m.i. Valorile lui pev,L0 şi l depind de mărimea avansului la deschiderea supapei de evacuare.

Astfel, la un avans foarte mare (fig.2.3,a) se reduc sensibil şi 4 faţă de un avans potrivit (fig.2.3,b), în schimb l creşte vizibil.

Daci se notează cu L câştigul de lucru mecanic de evacuare prin realizarea unui avans la deschiderea supapei de evacuare, este evident, că L=L0-L. Dependenţa lucrului mecanic câştigat L, a pierderii de lucru mecanic de destindere l şi a presiunii de evacuare, de avansul la deschiderea supapei de evacuare, exprimat ca fracţiune a cursei pistonului, se arată în fig 2.3,d.

Se observă că există o anumită valoare optimă a avansului la deschiderea supapei de evacuare la care câştigul total de lucru mecanic L - L este maxim şi presiunea de evacuare este cea mai convenabilă. Avansul optim diferă de la un regim de funcţionare la altul, deci va trebui ales avansul optim pentru regimul la care se doreşte obţinerea celor mai ridicate performanţe.

Momentul închiderii supapei de evacuare (î.s.e, fig.2.4.) trebuie ales astfel încât să se asigure cea mai completă golire a cilindrului de gaze arse şi pierderi cât mai reduse de gaze proaspete.

În plus presiunea gazelor arse din cilindru este superioară aceleia din colectorul de evacuare şi aceasta, la rândul său, este puţin superioară presiunii atmosferice.Analizând procesul real de evacuare din momentul deschiderii până la închiderea supapei de evacuare, se pot evidenţia trei etape ale acestui proces.

În prima etapă denumită scăpare sau evacuare liberă gazele arse ies cu viteze mari în exterior datorită presiunii ridicate din cilindru, evacuându-se 70-80 % din gazele arse. Cu scăderea presiunii se reduce şi viteza de curgere a gazelor pe sub supapă, regimul de curgere devenind subcritic, când pistonul se apropie de p.m.i. Mai departe evacuarea se face prin deplasarea pistonului, această etapă denumindu-se evacuarea forţată, presiunea crescând în final datorită reducerii secţiunii de curgere prin începerea deplasării supapei m sensul închiderii (fig.2.4.)

La începutul cursei de admisie presiunea gazelor din cilindru scade brusc datorită măririi volumului prin deplasarea pistonului. Evacuarea se continuă sub efectul energiei cinetice a coloanei de gaze ce părăseşte cilindrul, aceasta fiind etapa evacuării inerţiale sau postevacuării.

Efectul inerţiei coloanei de gaze este anulat la un moment dat de acela al depresiuni, moment în care sensul mişcării gazelor s-ar inversa, dacă nu s-ar închide supapa de evacuare. Prin urmare, există o valoare optimă a întârzierii la închiderea supapei de


evacuare pentru care se realizează cea mai completă golire a cilindrului de gaze arse.Pentru a se asigura o umplere cât mai bună, deschiderea supapei de admisie (d.s.a.) trebuie să se producă cu un avans faţă de p.m.s. (fig.2.5.).

Fig. 2.3. Variaţia pierderilor în funcţie de avansul la deschiderea supapei de evacuare

Una din condiţiile principale este aceea, că m momentul când presiunea din cilindru a devenit inferioară aceleia din colectorul de admisie, supapa să ofere o secţiune de trecere cât mai mare posibil pentru ca pierderile gazodinamice să fie minime.

Rezultă necesitatea unui avans la deschiderea supapei de admisie atât faţă de p.m.s. cât şi faţă de punctul de egală presiune în cilindru şi conducta de admisie. Avansul la deschiderea supapei de admisie este cu atât mai necesar cu cât turaţia motorului este mai mare, deci cu cât durata admisiei este mai mică.

Fig.2.4. Variaţia presiunii din cilindri în timpul evacuării

Există im unghi în care atât supapa de admisie, cât şi cea de evacuare, sunt deschise, unghi ce se numeşte, unghi de suprapunere a deschiderii supapelor

Fig.2.5. Variaţia presiunii din cilindru m timpul admisiei

Avansul optim la deschiderea supapelor de admisie este, prin urmare, acel avans care asigură trecerea unei cantităţi cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mâi mici la trecerea gazelor proaspete de admisie şi, în final, o umplere maximă a cilindrului cu gaze proaspete.

Momentul închiderii supapei de admisie (î.s.a.) trebuie stabilit astfel, încât, să se utilizeze la maximum efectul inerţional al coloanei de gaze proaspete. Postumplerea cu caracter inerţional este limitată în timp de efectul creşterii presiunii din cilindru sub efectul deplasării pistonului care poate provoca refularea gazelor proaspete din cilindru spre colectorul de admisie.

Rezultă că întârzierea optimă la închiderea supapei de admisie se găseşte în momentul, când cele două efecte contrare se anulează şi procesul de umplere încetează.Toate aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere şi închidere a supapelor. Valorile medii ale


acestor unghiuri sunt date în tabelul 2.1, iar schema fazelor de distribuţie este prezentată în figura 2.6.

Fig.2.6. Schema fazelor de distribuţie

Tabelul2.1. Valori medii ale unghiurilor de deschidere şi închidere a supapelor

Tipul motorului Admisie Evacuare

Deschiderea înainte de pms °RAC

Închiderea după pmi °RAC

Deschiderea înainte de pmi°RAC

închiderea după pms °RAC

Motoare cu aprindere prin comprimare

10-40 20-45 30-50 10-35

Motoare cu aprindere prin scânteie

10-20 45-70 40-60 15-30

Motoare cu gaze 30-35 40-50 40-45 25-35

3. Calculul coeficientului de umplere

Din ecuaţia bilanţului cantităţilor de gaze în kmoli, la sfârşitul cursei de admisie, cantitatea de amestec va fi:

Ma=Mga+Mr=Mga(1+r)de unde cantitatea reală de gaze proaspete Mga, admise rezultă:

Cu aceasta cantitatea de gaze admisă devine:

Cantitatea teoretică de gaze proaspete admise în cilindru la volumul şi To exprimată în kmoli va fi:

Raportând cantitatea reală de gaze admise la cantitatea teoretică, se obţine conform definiţiei date coeficientul de umplere:

La puterea maximă, are următoarele valori:- motoare de carburator v = 0,75 - 0,85;- motoare cu aprindere prin comprimare v = 0.75 - 0,95. Pentru motoarele în patru timpi cu supraalimentare şi pentru

motoarele în doi timpi expresia coeficientului de umplere devine:

În aceste relaţii ale coeficientului de umplere urmează să se introducă expresiile obţinute anterior pentru pa, Ta şi r.


Relaţiile deduse sunt aproximative, deoarece au la bază ipoteze simplificatoare.

Pentru calcule precise şi pentru cercetări ştiinţifice trebuie să se utilizeze relaţii care cuprind toţi factorii ce influenţează în realitate umplerea, relaţii existente în diverse lucrări de specialitate.

4. Umplerea motoarelor în doi timpi

4 SISTEME DE SPĂLARE

La motoarele în doi timpi, spre deosebire de cele în patru timpi, evacuarea gazelorarse din cilindru nu se mai face sub acţiunea pistonului , ci sub acţiunea curentului de gaze proaspete comprimate.

Fig.2.20. Forme ale canalelor de admisie în chiulasă la MAC cu diferite camere de ardere:

a- în piston, b- b - cameră de turbulenţă

Eficacitatea procesului de schimb de gaze la motoarele în doi timpi este determinată de calităţile sistemului de baleiaj, de gradul său de perfecţiune.

În funcţie de caracterul mişcării curentului de gaze în cilindru, sistemele de baleiaj (spălare) se împart în sisteme cu baleiaj în buclă sau contracurent şi cu echicurent.Sistemul de spălare în buclă, sau contracurent este realizat prin lumini practicate în partea inferioară a cilindrului după cum se vede m figurile următoare.


d e f

În figura 2.21 ,a se prezintă sistemul de spălare în contracurent cu canal de admisie înclinat şi piston plat. Spălarea este mai bună ca în cazul precedent.

În figura 2.21 ,b se prezintă sistemul de spălare în contracurent cu piston fasonat. Gazele de spălare sunt conduse pe un drum complicat, ceea ce provoacă rezistenţe gazodinamice mari.

spălare în contracurent

În figura 2.21,c se arată spălarea cu curent în cruce, care asigură o traiectorie naturală şi o spălare bună.

În figura 2.21,d,e,f se prezintă sistemul de spălare în contracurent prin curent întors. Curentul de gaze în acest caz este îndepărtat către peretele adiacent prin mai multe tuburi de curent ce se întâlnesc şi dau stabilitate curentului general. Peretele serveşte drept suprafaţă de conducere a curentului care se întoarce în capul cilindrului, pentru a se îndrepta apoi în jos spre canalele de scăpare.

Sistemele de baleiaj în echicurent se aplică la motoarele cu turaţie ridicată şi cu supraalimentare, deoarece la aceste motoare

baleiajul în buclă se face cu o difuzie a gazelor proaspete în gazele arse şi spălarea nu mai este eficientă.

Dintre aceste sisteme de baleiaj, cea mai largă răspândire o are baleiajul mixt cu lumini şi supape arătat în figura 2.22.

Schema b asigură o bună formare a amestecului la motoarele cu aprindere prin comprimare, datorită introducerii tangenţiale a gazelor proaspete în cilindru. Deşi aceste scheme anulează avantajul simplităţii distribuţiei motoarelor în doi timpi, ele au căpătat o largă răspândire din cauza eficacităţii spălării care se apropie de cea a motoarelor în patru timpi. Baleiajul în echicurent se mai poate obţine şi pe motoare cu doi cilindri paraleli ce comunică între ei sau cu pistoane opuse.

Fig.2.22. Schemele sistemelor de spălare în echicurent, cu supape de evacuare1. Factorii care influenţează asupra mărimii coeficientului de umplereRaportul de comprimare.

Cu creşterea raportului de comprimare creşte şi coeficientul de umplere, ceilalţi parametrii rămânând neschimbaţi. În realitate însă prin creşterea raportului de comprimare se modifică şi alţi parametri. Respectiv scade coeficientul gazelor reziduale şi temperatura acestora, se intensifică încălzirea temperaturii proaspete etc. În afară de aceasta asupra mărimii coeficientului de umplere influenţează spălarea camerei de ardere. Se poate demonstra că la spălarea completă a camerei de ardere, cu creşterea raportului de comprimare, coeficientul de umplere se micşorează. Prin urmare, în funcţie de influenţa factorilor interdependenţi, cu creşterea raportului


de comprimare, coeficientul de umplere poate să crească, dar poate să şi scadă. Cercetările experimentale au arătat că raportul de comprimare influenţează puţin valoarea coeficientului de umplere.

5 PRESIUNEA LA SFÂRŞITUL UMPLERI

Presiunea manifestă cea mai mare influenţă asupra mărimii coeficientului de umplere. Se vede că diminuarea pierderilor de presiune se poate realiza prin reducerea rezistenţelor gazodinamice pe traseul de admisie şi micşorarea vitezei încărcături proaspete la trecerea pe sub supapa de admisie.

În figura 2.9 se prezintă variaţia coeficientului de umplere în funcţie de viteza încărcăturii pe sub supapa de admisie la ridicarea completă a acesteia şi la regimul nominal de funcţionare a unui motor de automobil in patru timpi.

Fig.2.9. Variaţia coeficientului de umplere pentrumotoarele cu aprindere prin comprimare

Cu mărirea vitezei W coeficientul de umplere se micşorează, ceea ce trebuie avut în vedere la proiectarea sistemului de admisie, dacă există tendinţa mării vitezei încărcăturii proaspete. În plaja haşurată, în zona superioară sunt valorile coeficientului de umplere in funcţie de viteza la în zona inferioară pentru motoarele cu carburator

Presiunea gazelor reziduale influenţează cantitatea de gaze reziduale în cilindru. La mărirea presiunii gazelor reziduale acestea se destind la începutul cursei de admisie, iar scăderea coeficientului de umplere. Această presiune depinde de condiţiile organizării evacuării şi rezistenţele gazodinamice ale sistemului de evacuare. Ca şi la admisie, pierderile gazodinamice sunt proporţionale cu pătratul vitezei de curgere a gazelor pe sub supapă şi, prin urmare, cu pătratul turaţiei arborelui cotit. Având în vedere, că presiunea gazelor reziduale are o influentă mult mai mică asupra coeficientului

de umplere decât presiunea de admisie p se admite micşorarea diametrului supapei de evacuare în favoare măririi celui de la supapa de admisie, mărind coeficientul de umplere.

Temperatura gazelor reziduale influenţează asupra coeficientului de umplere numai prin intermediul coeficientului gazelor reziduale. Se observă că la mărirea temperaturii T coeficientul gazelor reziduale scade şi în consecinţă se măreşte coeficientul de umplere.

Încălzirea încărcăturii proaspete pe traseul de admisie (T) influenţează mărirea temperaturii la sfârşitul admisiei T. Cu creşterea încălzirii T se măreşte Ta şi scade coeficientul de umplere.

Se prezintă variaţia coeficientului de umplere în funcţie de încălzirea T pentru un motor în patru timpi cu aprindere prin comprimare (curba 1) şi cu carburator (curba 2).Din diagramă se vede că încălzirea încărcăturii T influenţează considerabil mărimea coeficientului de umplere.

La motoarele cu carburator o parte din căldura conţinută de aerul aspirat este utilizată pentru încălzirea şi vaporizarea combustibilului. De cele mai multe ori, însă, căldura disponibilă în aerul aspirat nu este suficientă pentru vaporizarea combustibilului şi din acest motiv se încălzeşte conducta de admisie cu gaze arse sau lichid din sistemul de răcire. O încălzire exagerată a conductei de admisie duce la mărirea temperaturii amestecului şi la scăderea coeficientului de umplere.

La motorul cu aprindere prin comprimare nu este necesară încălzirea aerului pe conducta de admisie, ci dimpotrivă se caută evitarea încălzirii acestuia, dispunând canalele de evacuare pe partea opusă admisiei.

Sarcina motorului la turaţie constantă influenţează umplerea, în mod deosebit la motorul cu carburator. La micşorarea sarcinii prin închiderea treptată a clapetei de acceleraţie cresc rezistenţele gazodinamice, ceea ce conduce la schimbarea condiţiilor de desfăşurare a procesului de umplere.

La deschideri mici ale clapetei de acceleraţie coeficientul gazelor reziduale se măreşte. Încălzirea încărcăturii, datorită temperaturilor scăzute ale pieselor, specifice sarcinilor mici, se reduce într-o anumită măsură. Insă variaţia încălziri T este


neînsemnată datorită căldurii furnizate conductei de admisie şi cantităţii mici de combustibil supusă vaporizării. În ansamblu, la reducerea sarcinii scade coeficientul de umplere al motorului cu carburator.La motoarele cu aprindere prin comprimare, neexistând clapetă de obturare pe traseul de admisie, rezistenţele gazodinamice la o turaţie constantă sunt de asemenea constante. La mărirea sarcinii prin mărirea debitului de combustibil temperatura pieselor se măreşte şi încălzirea aerului în timpul admisie de asemenea se măreşte. Prin urmare, coeficientul de umplere scade cu creşterea sarcinii.Se prezintă variaţia coeficientului de umplere în funcţie de sarcină la im motor de tractor (curba 1). Prin eliminarea încălzirii încărcăturii proaspete şi spălarea completă a cilindrului de gazele reziduale, s-a determinat scăderea coeficientului de umplere datorită încălzirii (curba 2), provocată de rezistenţele gazodinamice din sistemul de admisie (curba 3), şi de prezenţa gazelor reziduale (curba 4), toate în funcţie de sarcină.

După cum se vede, la mărirea sarcini coeficientul de umplere se micşorează numai datorită încălzirii încărcăturii proaspete cu aproximativ 4,5%.

Turaţia motorului la sarcină constantă influenţează procesul de umplere prin modificarea rezistenţelor gazodinamice, a încălzirii şi a coeficientului de gaze reziduale. Împreună cu aceşti factori o mare influenţă manifesta fazele de distribuţie şi fenomenele dinamice care apar în sistemele de admisie şi de evacuare.

În figura se prezintă variaţia unor factori care influenţează dependenţa coeficientului de umplere de turaţie. Cu mărirea turaţie cresc rezistenţele gazodinamice, pierderile de presiune, şi scade presiunea p.

Încălzirea încărcăturii proaspete se micşorează într-o anumită măsură din cauza reducerii timpului de transfer de căldură de la piese la gaze.

Coeficientul gazelor reziduale se măreşte cu creşterea turaţiei. Prin urmare, factorii analizaţi mai sus conduc în ansamblu la scăderea coeficientului de umplere cu creşterea turaţiei. Se poate aprecia, că există o corespondenţă între variaţia cantităţii de gaze proaspete şi coeficientul de umplere în

funcţie de turaţie, variaţii ce se explică şi prin variaţia fazelor de distribuţie. După cum se vede la mărirea turaţiei coeficientul de umplere creşte, iar după atingerea unei valori maxime scade cu creşterea în continuare a turaţiei. După cum s-a arătat mai înainte pentru asigurarea unei bune spălări şi umpleri a cilindrului este utilă lărgirea fazelor de distribuţie la admisie şi evacuare.

5.1 2. Influenţa fenomenelor dinamice asupra umplerii

La motorul în patru timpi umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă se repetă la două turaţii ale arborelui cotit, fiind însoţită de variaţii de presiune în conducta de admisie. La deschiderea colector supapei de admisie în colector gazele se află în repaus(A), dar deplasarea pistonului spre p.m.i. provoacă începerea curgerii încărcăturii spre cilindru şi se propagă o undă de depresiune spre intrarea în conductă din exterior (B). La capătul exterior al conductei unda se reflectă în sens invers ca o undă de presiune (C), deplasânduse înapoi spre cilindru (D).

Prin această reflectare se poate obţine o încărcare suplimentară a cilindrului (E).

Utilizând efectul undelor de presiune, se poate realiza în poarta supapei o presiune superioară presiunii din cilindru în apropierea închiderii supapei de admisie. Deci, la închiderea supapei efectul menţionat de umplere poate fi amplificat prin utilizarea undelor de presiune. După închiderea supapei se reflectă unda pozitivă, procesul de oscilaţie, amortizându-se după schema F.Momentul de închidere a supapei de admisie este analizat în figură. Momentul optim este redat în varianta a, când presiunea din cilindru pz este egală cu presiunea din poarta supapei ps la închiderea acesteia cu unghiul de întârziere. În cazul când presiunea ps, este egală cu presiunea pz înaintea închiderii supapei, ceea ce produce refularea încărcăturii din cilindru în conductă. În cazul, când închiderea supapei s-a produs înainte ca presiunile din cilindru şi din poarta supapei să se egaleze, nu se utilizează complet efectul undelor de presiune.


Fig.2.16. Momentul închiderii supapei de admisie

Pentru o anumită construcţie a sistemului de admisie frecvenţele şi amplitudinile undelor de presiune variază în funcţie de turaţie.Se prezintă variaţia coeficientului de umplere în funcţie de turaţie, în cazul când umplerea este avantajată de câtre undele de presiune (a) şi în cazul când undele de presiune au un efect invers (b), provocând scăderea coeficientului de umplere.

3. Organizarea mişcării încărcăturii proaspete

Pentru a realiza o bună formare a amestecului şi o viteză de ardere ridicată la începutul aprinderii, respectiv pentru a se putea controla procesele de desfăşurare a arderii, încărcătura proaspătă trebuie să posede o viteză şi o direcţie de mişcare riguros precizate. În acest scop, în perioada admisiei se imprimă o anumită direcţie de mişcare încărcăturii proaspete în cilindru. Cercetările au arătat, că după pătrunderea încărcăturii proaspete în cilindru, viteza sa de mişcare scade brusc. Insă, direcţia mişcării imprimată curentului în timpul admisiei se păstrează, iar în timpul compresiei, când se măreşte viteza prin soluţiile prevăzute în construcţia camerei de ardere, se valorifică organizarea mişcării imprimată iniţial.

La motoarele în patru timpi canalului de admisie i se prevede o configuraţie care să imprime direcţia de mişcare dorită a

încărcăturii proaspete, fie prin canalele tangenţiale, fie prin diverse paravane fixate pe talerul supapei sau pe sediul supapei.

Fig.2.18 Configuraţia canalului de admisie la motoarele în patru timpi

Câteva forme ale canalelor de admisie ale motoarelor în patru timpi, cu carburator se prezintă în fig.2.19.

Cu ajutorul unor aparate cu inerţie mică, cu electrotermoanemometre dispuse în camera de ardere se poate măsura viteza încărcăturii în timpul admisiei în funcţie de unghiul de rotaţie al manivele arborelui cotit.

Fig. 2.19. Forme de dispunere ale canalelor de admisie în chiulasă la MAS. cu diferite camere de ardere: a)semisferice; b)semipană; c)în piston


ARDEREA ÎN MOTOARELE CU APRINDERE PRIN SCÂNTEIE

1. Viteza de ardere a amestecurilor de combustibil şi aer în motoare

Procesul de transformare a energiei chimice a combustibilului în energie calorică prin reacţii de oxidare, respectiv prin ardere, nu se produce instantaneu cum s-a presupus la analiza ciclurilor ideale, ci în timp finit, respectiv printr-o înaintare treptată a frontului de ardere în masa de amestec de combustibil şi aer.

Propagarea frontului flăcării în procesul arderii, adică deplasarea zonei de reacţie, se poate face cu diferite viteze în funcţie de influenţa ce o manifest factorii chimici şi fizici ce însoţesc arderea.

Viteza de propagare a flăcări împreună cu viteza reacţiilor de oxidare a moleculelor de combustibil determină durata arderii masei de amestec aflat în camera de ardere.

Durata totală a arderii întregii cantităţi de amestec se compune din următoarele elemente:

- timpul necesar pentru producerea primelor reacţii de ardere (apariţia flăcării);

- timpul necesar pentru propagarea zonei de reacţie în întregul volum al camerei de ardere;- timpul necesar pentru desăvârşirea reacţiilor de ardere care se produc în volum de gaze deja străbătut de flacără (în pungile de gaze încercuite de frontul flăcării).

Mărimea vitezei masice de ardere W este determinată de vitezele Wr şi u după următoarele relaţii:W= WrV [kg/s]

(1)W - u-S [kg/s]

(2)unde :V - volumul străbătut de zona de reacţie [m3]; S - suprafaţa frontului flăcării [m2]; - densitatea amestecului [kg/m3].

La aceste motoare viteza de ardere a combustibilului injectat în cilindru se limitează nu de câtre viteza de propagare a flăcării, ci de alţi factori ca: viteza de pregătire pentru autoaprindere a primelor

cantităţi de combustibil injectat (la începutul procesului) şi viteza de amestecare a combustibilului cu aerul (în ultima parte a procesului). Viteza de amestecare a combustibilului cu aerul depinde de viteza de difuzie dintre moleculele de combustibil şi oxigen şi intensitatea transportului turbionar de masă în timpul arderii.Combustibilii utilizaţi m motoare sunt constitui(i din anumite tipuri de hidrocarburi a căror ardere completă este descrisă de ecuaţiile arderii complete a carbonului şi hidrogenului.

C + O2 = CO2 2H2 + O2 = 2H2O (3)

Teoria reacţiilor în lanţ analizează două căi posibile de dezvoltare a reacţiilor m masa de amestec. Prima cale, când datorită consumului a peste jumătate din substanţele de ardere viteza de reacţie, atingând un maxim, începe se scadă fără formarea flăcării după cum se vede pe curba 1 din figura 4.1. A doua cale', când dezvoltarea reacţiei în lanţ conduce laprogresivă a vitezei de reacţie care produce aprinderea masei de amestec date (curba 2).Condiţia autoaprinderii este atingerea unei viteze critice de reacţie Wcr la care viteza de degajare a căldurii este suficientă pentru asigurarea căldurii de explozie.

Viteza reacţiilor chimice depinde de temperatura şi concentraţia substanţelor ce intră în reacţie.

Viteza de reacţie se poate exprima în funcţie de presiune şi temperatură printr-o reacţie de forma următoare:

(4)unde:

A - constanta ce depinde de proprietăţile combustibilului şi de compoziţia amestecului; p- presiunea;


n- ordinul reacţiei; E-energia de activare; T - temperatura; RM - constanta generală a gazelor.

Temperatura manifestă influentă numai prin constanta vitezei deoarece asupra concentraţiei substanţelor care reacţionează influenţa ei nu se transmite.

Tabelul 4.1 Limitele autoaprinderii amestecului benzină-aer

Temperatura amestecului înainte de

aprindere C

Limita autoaprinderii după

(exces de aer - )

Temperatura amestecului înainte de

aprindere [°C]

Limita autoaprinderii după excesul de aer

superioară inferioară Superioară inferioară

050

100150

0,530,420,400,40

1,231,451,601,60

200250300

0,40

0,40

0,40

1.601,671,86

2. Aprinderea amestecurilor de combustibil şi aer în motoare

După schemele cele mai larg acceptate ale procesului de aprindere, acesta se produce după una din următoarele variante de aprindere a amestecurilor de gaze: monostadială la temperatură înaltă sau polistadială la temperaturi joase.Varianta monostadială permite înţelegerea proceselor din motoarele cu aprindere prin scânteie, iar varianta polistadială se referă la procesele din motoarele cu aprindere prin comprimare.Aprinderea la temperaturi înalte constă în producerea flăcării datorită autoaccelerării progresive a reacţiilor exoterme. Aceasta este pe deplin posibilă deoarece între electrozii bujiei se formează un arc electric de înaltă temperatură (-10.000K) care asigură ruperea coeziunii intermoleculare şi formarea unor particule active (radicali liberi) care joacă rolul centrilor iniţiali ai reacţiilor. Aprinderea la temperaturi joase este un proces caracteristic reacţiilor din motoarele cu aprindere prin comprimare. Schematic, acest proces complex poate fi reprezentat în felul următor:La temperaturi joase descompunerea moleculelor de hidrocarburi este exclusă, din care cauză formarea radicalilor liberi (centrilor de activare') poate fi obţinută într-un proces de autooxidare cu formarea endotermică. a unor peroxizi de tipul R-CH2-O-O-H.Cercetări experimentale efectuate cu hidrocarburi parafinice au arătat dependenţa dintre temperaturile şi presiunile din camera de ardere pentru realizarea unei durate constante ind a procesului de autoaprindere (figura 4.3).Această dependenţă este reprezentă prin curba ABCD. In zona temperaturilor înalte (r,) aprinderea este monostadială (A-l-2), iar la temperaturi joase (7}) aprinderea este polistadială (2-1-B-C-D) şi este precedată de flacăra rece (1-3-C).


Fig.4.3. Corelaţia dintre temperaturi fi presiuni la autoaprinderea hidrocarburilor

3. Procesul arderii în motorul cu aprindere prin scânteie

3.1. Arderea normală şi fazele sale principale.

Întreaga perioadă de ardere în motorul cu aprindere prin scânteie poate fi considerată, dinpunctul de vedere al creşterii presiunii, ca fiind constituită din trei faze: faza l de iniţiere a arderii, faza a II-a de propagare a flăcării şi faza a III-a de desăvârşire a arderii în timpul destinderii (30-50'RAC). Faza 1 este faza iniţială sau perioada de inducţie. In această fază se arde o cantitate redusă de amestec în jurul bujiei (6-8%), iar presiunile şi temperaturile nu cresc vizibil deoarece căldura degajată abia compensează pierderile de căldură prin pereţii camerei de ardere. Această fază se desfăşoară pe 5-7°RAC şi se mai numeşte întârziere la aprindere.

Faza a II-a care este faza principală de ardere şi se desfăşoară pe 10-25°RAC, determină mersul liniştit al motorului, adică caracterul creşterii presiunii care se apreciază prin creşterea

de presiune pe 1°RAC, respectiv (fig.4.4,b). Pentru perioada de la

începutul arderii până la atingerea presiunii maxime, la motoare cu €==6,5-8 viteza medie de creştere a presiunii este:

[Mpa/ RAC]

(4.5)Faza a III-a este faza finală şi începe după atingerea presiunii

maxime (punctul .?), încheindu-se în destindere punctul 0. In această fază de postardere sau ardere întârziată, se desăvârşesc reacţiile de ardere a combustibilului care nu s-a ars în fazele precedente.

Fig. 4.5 Schema propagării arderii în camera de ardere la pms.,

3.2. Arderea cu detonaţie

3.2.1. Teoria explicativă a arderii cu detonaţie

Cauzele detonaţiei sunt foarte diverse, deoarece ea poate apărea la cauze, inclusiv materiale utilizate la construcţia pieselor ce formează camera de ardere (pistonul, chiulasa). Sub influenţa unuia sau mai multora dintre factorii enumeraţi arderea în motor poate căpăta un caracter exploziv sau detonant.Viteza undei de şoc, care se deplasează în camera de ardere atinge valori de ordinul 1200-1300 m/s.

Tendinţa de ardere detonantă se manifestă numai la acea parte a amestecului care se aprinde la sfârşitul arderii. Aceasta se produce sub acţiunea factorilor amintiţi şi se dezvoltă progresiv datorită comprimării suplimentare şi continue a amestecului în faţa frontului flăcării, ceea ce ridică considerabil temperatura amestecului nears şi permite formarea de particule active. Ridicarea temperaturii se continuă


Fig.4.13. Autoaprinderea amestecului în camera de ardere MAS flăcării în deplasarea sa.

Detonaţia este un proces foarte complex, care spre deosebire de arderea normală conduce ia următoarele urmări posibile:

- impactul undei de şoc pe capul pistonului provoacă deteriorarea pieselor mecanismului bielă-manivelă;

- transmiterea detonaţiei şi undei de şoc pe pereţii cilindrului, măreşte transmiterea de căldură de la gaze la pereţii pieselor respective, ceea ce provoacă tensiuni termice şi deteriorarea pieselor respective;

- acţiunea detonaţiei asupra disociaţiei parţiale a produselor finale de ardere provoacă mărirea cantităţii de carbon liber degajat şi formarea de funingine care este apoi evacuată în conducta de evacuare;

- scăderea puterii şi economicităţii motorului datorită arderii incomplete a combustibilului şi pierderilor termice prin detonaţie.

3.3. Arderea cu aprinderi secundare

Aprinderea amestecului se poate produce şi de la alte surse decât electrozii bujiei, cum ar fi punctele incandescente din camera de ardere, în care caz fenomenul este denumit aprindere secundară.

Aprinderile secundare pot apărea înaintea declanşării scânteii de către bujie, şi se numesc preaprinderi, sau după declanşarea scânteii, acestea fiind denumite postaprinderi. Atât primele, cât şi ultimele variante de aprinderi secundare iniţiază fronturi de ardere suplimentare care se apropie ca efect de arderea detonantă sau conduc la arderea detonantă.

In figura 4.15 se prezintă câteva modele de propagare a flăcării la arderea cu aprinderi secundare (b şi c) în comparaţie cu arderea normală (a)

a) b) c)Fig.4.15. Modele de propagare a flăcării la arderea

normală în MAS (a) şi la arderea cu aprinderi secundare (b şi c)

Fig.4.16. Diagramele indicate în cazul preaprinderii (a) şi postaprinderii (b)

4. Controlul procesului de ardere prin alegerea formei constructive a camerei de ardere


Arhitectura camerei de ardere manifestă o influenţă considerabilă asupra proceselor de schimb de gaze şi prin urmare asupra coeficientului de umplere, asupra mişcării gazelor şi schimbului de căldură la sfârşitul compresiei şi asupra desfăşurării proceselor de ardere.

Formele cele mai întâlnite în construcţia camerelor de ardere la motoarele cu carburator sunt prezentate în figura 4.17.

Fig.4.17. Schemele camerelor de ardere la MASARDEREA ÎN MOTOARELE CU APRINDERE PRIN

COMPRIMARE

Arderea amestecului neomogen se deosebeşte esenţial de arderea amestecului omogen. Procesul formării amestecului şi pregătirea sa pentru aprinderea în motorul cu aprindere prin comprimare, începe din momentul injectării combustibilului în camera de ardere, adică de la 10-40° RAC înainte de a ajunge pistonul în p.m.s.(fig.4.23).

Fig 4.23Timpul disponibil pentru toate procesele de pregătire a

amestecului pentru autoaprindere este foarte scurt şi în motoarele ca aprindere prin comprimare aceste procese se realizează în (0,04-0,001)s, valorile mari referindu-se la motoarele lente, iar cele mici la motoarele rapide.

Timpul disponibil pentru pregătirea şi formarea amestecului pentru aprindere la motoarele cu carburator este de câteva ori mai mare decât la motoarele cu aprindere prin comprimare.

Fazele de formare şi pregătire a amestecului pentru autoaprindere la motoarele cu aprindere prin comprimare (pulverizarea combustibilului din injector şi proiectarea sa în camera de ardere, încâlzirea picăturilor şi vaporizarea lor, formarea produselor intermediare de oxidare şi în final, aprinderea) se suprapun în timp una cu alta şi se prelungesc până după aprindere. În aceasta constă particularitatea şi în acelaş timp complexitatea studierii proceselor de ardere în aceste motoare.

Combustibilul injectat în cilmdru ajunge în mediul comprimat şi prin urmare încălzit, aerul având în general presiuni de (3-4) MPa şi temperaturi de 800-1000 K.

1. Factorii care influenţeazâ întârzierea la autoaprindere

Aprinderea amestecului neomogen se realizează nu de la o sursă exterioră, ci prin accelerarea reacţiilor exoterme de oxidare până la realizarea aprinderii. În principal aceasta se realizează datorită activării termice. Acest tip de aprindere poate fi obţinut prin injectarea combustibilului în aerul comprimat şi încălzit până la temperaturi ridicate.

În amestecurile de compozitie neomogenă aprinderea poate să se producă în primul rând în volumul în care concentraţia


combustibilului este cea mai favorabilă (<1). În afară de aceasta, concentraţia combustibilului (picăturile care se vaporizează) trebuie să ocupe cea mai favorabilă poziţie în camera de ardere, din punctul de vedere al câmpului de temperaturi pentru a se asigura o sufîcientă intensitate a reacţiilor de preardere şi o viteză corespunzătoare a degajarii de căldură. De asemenea trebuie ca această poziţie să permită o viteză de deplasare a picăturilor prin aerul încâlzit deoarece manifestă o importantă influenţă asupra controlului (formeî) câmpului de concentraţie a vaporilor de combustibil şi câmpului termic.

Pe cale experimentală s-a remarcat că amestecul în spaţiul dintre picături care se găsesc la periferia jetului de combustibil nu atinge concentraţia de ardere (trece sub limita de autoaprindere a amestecurilor sărace). În zona centrală a jetului de combustibil concentraţia vaporilor de combustibil creşte deoarece picăturile se deplasează complet una lângă alta şi de aceea amestecul în acest caz depăşeşte limita de autoaprindere a amestecurilor bogate, iar temperatura în interiorul jetului de combnstibil datorită vaporizârii picăturilor scade, adică condiţiile devin nefavorabile autoaprinderii.

Cea mai favorabilă zonă pentru autoaprindere poate fi partea exterioară a jetului de combustibil în care se deplasează cu aerul picături de diametru mic. În această parte a spaţiului camerei de ardere sfârşitul reacţiilor pregătitoare şi formarea zonelor de autoaprindere va depinde de viteza de deplasare a picăturilor şi de condiţiile schimbului de căldură cu pereţii metalici.

Extremitatea jetului de combustibil ajunge în contact cu piesele puternic încâlzite, ceea ce poate accelera reacţiile pregătitoare şi trecerea spre autoaprindere.

Apariţia primelor zone de ardere provoacă ridicarea temperaturilor şi presiunilor, accelerează reacţiile pregătitoare şi trecerea spre formarea de zone de ardere în întregul volum de amestec.

Procesul formării amestecului şi pregătirii sale pentru autoaprinderea în motoarele cu aprindere prin comprimare include o serie de procese intermediare şi cuprmde o perioadă determmată de timp care se numeşte perioadă de întârziere la autoaprindere. Practic, perioada de întârziere la autoaprindere se evaluează prin timpul în fracţiuni de secundă sau grade RAC de la începutul injectârii combustibilului de către injector până la momentul

desprinderii politropei de ardere de politropa de compresie pe diagrama indicată (I, ,i).

În acest timp combustibilul suferă transformări fizice şi chimice, astfel încât întârzierea la autoaprindere I este suma a două componente, respectiv o componentă fizică IF în care se produce pulverizarea, vaporizarea şi difuzia vaporilor de aer şi o componentă chimică IC , în care se produc reactiile de autooxidare a hidrocarburilor. Deci se poate scrie:

I=IF+IC

Durata perioadei de întârziere la autoaprindere manifestă o mare influenţă asupra procesului de ardere în ansamblu şi depinde de diverşi factori chimici, fizici şi constructivi.

2. Fazele arderii în motorul cu aprindere prin comprimare

În figura 4.24,a se prezintă diagrama indicată desfăşurată, unde 1-2 este perioada de întârziere la autoaprindere, 2-3 perioada de creştere bruscă a presiuni, 3-4 perioada dezvoltării temperaturii maxime a ciclului şi apoi perioada desăvârşirii arderii din momentul atingerii temperaturii maxime a ciclului Tz ,până la sfârşitul arderii.

În figura 4.24,b se prezintă caracteristica de injecţie şi de degajare a căldurii. Curba i=f1() descrie legea de injecţie a combustibilului, curba x= f2() reprezintă variaţia fracţiunilor de

căldură degajată, pinj= f3() arată variaţia presiunii de injecţie şi

viteza de degajare a căldurii în funcţie de timp sau de unghiul de rotaţie al arborelui cotit.


Fig.2 Fazele arderii la MACFazele de ardere sunt reprezentate în fracţiuni din timpul

desfăşurare a ciclului (fig.4.24,b) sau pot fi delimitate într-o diagramă p- în°RAC.

După cum se vede din caracteristica variaţiei mărimilor x,

căldura degajată la sfâtşitul fazei a treia este importantă, însă viteza de degajare a căldurii scade, deşi procesele se desfăşoară la temperaturile cele mai înalte, aceasta se poate explica prin înrăutăţirea contactului dintre oxigen şi combustibil sau produse de

ardere incompletă care se accentuează datorită măririi concentraţiei gazelor inerte în amestec (azot şi produse de ardere).

Paralel cu aceasta are loc şi o înrăutăţire a condiţiilor de formare a amestecului, datorită faptului că injecţia şi pulverizarea în faza a III-a se produc cu viteze mai scăzute şi coeficientul de exces de aer în timp este mai mic.

Caracterul propagării flăcării în camera de ardere a motorului cu aprindere prin comprimare nu a fost pe deplin elucidat ca la motorul cu carburator. De aceea este posibil să existe diferite puncte de vedere asupra descrierii fenomenelor fizice ce apar în procesul arderii amestecurilor de combustibil şi aer în motoarele cu aprindere prin comprimare.

În literatura actuală privind procesul de ardere, în ansamblu se consideră, că acesta este constituit din patru faze. Această împărţire pe faze este convenţională pentru motoarele cu aprindere prin comprimare deoarece multe aspecte ate arderii nu au fost încă studiate. Însă, deşi convenţionale, fazele procesului de ardere reflectă suficient de real fenomenele petrecute în cilmdru.

Cea mai completă imagine asupra procesului de ardere dm motorul cu aprindere prin comprimare se poate obţine dacă la baza analizei desfăşurării fazelor se consideră factoiii care au o influenţă constantă asupra proceselor ca spre exemplu legea de injecţie a combustibilului şi legea degajării căldurii, care la rândul lor determină temperatura şi presiunea ciclului.

3 Influenta tipului camerei de ardere asupra formării amestecului şi arderii Sn motorul cu aprindere prin comprimare

La motoarele cu aprindere prin comprimare tipul camerei de ardere se alege în funcţie de procesul de formare a amestecului adoptat. Pentru a produce arderea într-un timp cât mai scurt este necesară o turbionare intensă a aerului în camera de ardere şi în cilindru.

Mişcarea dirijată a aerului în camera de ardere la sfârşitul compresiei şi a frontului de flacâră în timpul arderii se poate realiza printr-o arhitectură adecvată a camerei de ardere.

Camerele de ardere se împart în două mari grupe: camere de ardere unitare sau cu injecţie directă şi camere de ardere divizate,


din care fac parte cele cu antecameră şi cele cu cameră de turbulenţă.

În cele ce urmează se vor analiza principalele tipuri de camere de ardere şi influenţa arhitecturii acestora asupra procesului de formare a amestecului şi de ardere.

4. Camerele unitare sau cu injecţie directă

Camerele unitare sunt acele camere în care arderea se desfaşoară într-un compartiment unic, delimitat de suprafaţa chiulasei, capul pistonului şi pereţii cilindrului, compartiment în care se injectează combustibil la sfârşitul compresiei.

Configuraţia camerelor de ardere unitare este foarte diversificată. Câteva din tipurile cele mai răspândite se prezintă în figura 4.25.

Formarea amestecului se poate forma pe principiul distribuţiei combustibilului în volumul camerei de ardere sau prin formarea unei pelicule pe pereţii acesteia. Dispersia combustibilului în camera de ardere se realizează prin utilizarea energiei cinetice a jetului de combustibil Ec şi a energiei turbionale a aerului Ea.

Energia totală care poate fi utilizată pentru formarea amestecuiui este:

Etot = Ec + Ea

În funcţie de metoda de formare a amestecului şi de forma camerei de ardere se impun valori diferite pentru energiile cinetice ale jetului de combustibil şi aerului supus turbionării.

La camerele unitare cu dispersia combustibilului în întregul volum, componenţa energetică principală pentru formarea amestecului este energia cinetică imprimată combustibilului prin injecţie.

Fig.4.25. Camere de ardere unitare

Energia de turbionare a aerului la aceste camere este mai mică decât energia combustibihilui.

O mare răspândire au căpătat camerele de ardere practicate în piston, geometria cărora corespunde geometriei jeturilor de combustibil, injectorul în acest caz se dispune pe axa cilindrului, iar pulverizatorul are 5-7 orificii de diametru relativ mic (dI=0,15-0,35 mm). Camerele de acest tip sunt utilizate pe motoarele unor autovehicule de mare tonaj (fig.4.25, a,b şi c). Cu toate că se utilizează un mare număr de orificii de pulverizare, deci se realizează


un număr mare de jeturi de combustibil, neexistând o mişcare de rotaţie axială a aerului în camera de ardere, în spaţiile dintre jeturi rămâne aer neutilizat, ceea ce reclamă un coeficient de exces de aer mai mare, respectiv min=1,5. Formarea amestecului se îmbunătăţeşte pe calea creerii unei circulaţii tangenţiale de rotaţie a aerului în camera de ardere. Această mişcare, aşa cum s-a arătat mai înainte, se realizează în procesul umplerii printr-o orientare corespunzătoare a canaluiui de admisie.

Intensitatea mişcirii de rotaţie a aerului în camera de ardere trebuie corelată cu numărul şi diametrul orificiilor pulverizatorului şi cu geometria jeturilor, respectiv cu caracteristica de injecţie.

La o viteză mare de rotaţie a aerului vaporii de combustibil, picăturile fin pulverizate şi produsele de ardere se deplasează din zona unui jet în zona altui jet vecin, ceea ce înrăutăţeşte formarea amestecului, micşorează presiunea medie efectivă a ciclului, măreşte consumul specific de combustibil şi conduce la apariţia fumului în gazele de evacuare. Se consideră că În timpul injecţiei, unghiul de rotaţie a aerului în camera de ardere trebuie să fie egal cu unghiul dintre axele a două jeturi de combustibil vecine, cu socotirea conicităţii jeturiior.

5. Camerele divizate cu cameră de preardere

La motoarele cu cameră de preardere sau cu antecameră , camera de ardere se împarte în două părţi: antecamera dispusă în chiulasă cu un volum de 0,25-0,40 din volumul de compensaţie Vc şi camera principală dispusă direct în cilindru. Antecamera are forma unui corp de revoluţie şi este legată de camera principală prin unul sau mai multe canale de secţiune redusă. După axa de simetrie a antecamerei se montează injectorul cu un singur pulverizator. În figura 4.28 se prezintă schema unei antecamere pentru motoare cu turaţii ridicate unde 1 este camera din cilindru, 2 antecamera şi 3 canalul de legătură.

În timpul cursei de comprimare se pompează aerul din cilindru în antecameră prin canalele de legătură care au secţiuni reduse, respectiv 0,3-0,6% din Ap. Datorită vitezei ridicate a curentului care pătrunde în antecameră, atingând cu 15-20PRAC înainte de p.m.s. 230-320 m/s, viteză provocată de o cădere de presiune de 0,3-0,5 MPa, în interiorul său apare o mişcare turbionară dezordonată care favorizează amestecarea aerului cu combustibilul injectat în

antecameră printr-un pulverizator cu un singur jet, la un avans de 10-35° înainte de p.m.s. La sarcini mari nu poate arde în antecameră întreaga cantitate de combustibil injectată şi de aceea se amestecă numai cu o parte din aer. Prin arderea combustibilului temperatura şi presiunea în antecameră se măresc brusc, iar combustibilul nears şi produsele de ardere trec prin canalele de legâtură în cilindru. Viteza ridicată cu care trec gazele şi restul de combustibil în cilindru, asigură condiţii favorabile de pulverizare şi amestecare a combustibilului cu aerul din cilindru.

Astfel, în cilindru se produce arderea părţii principale a combustibilului.

Canalele de legătură dintre antecameră şi cilindru se încălzesc puternic la trecerea gazelor arse, atingând temperatura supapelor de evacuare ceea ce favorizează vaporizarea combustibilului.

Prin aceasta se reduce întârzierea la autoaprindere a combustibilului.

Variaţia presiunii în antecameră şi în cilindru în funcţie de unghiul a se arată în fîgura 4.29.

Aria secţiunilor canalelor de trecere se alege din condiţia asigurării unor viteze la intrarea şi ieşirea gazelor din antecameră, pentru care procesele de formare a amestecului şi de ardere să fie satisfăcătoare.

Din analiza particularitâţilor proceselor de lucru în motoarele cu antecameră rezultă că scopul antecamerei constă în utilizarea energiei degajate prin arderea unei părţi a cambustibilului injectat, pentru pulverizarea şi vaporizarea părţii principale a combustibilului cu ajutorul produselor de ardere care au o înaltă temperatură. Aceasta antecameră pennite ca presiunea de injecţie a combustibilului să fie moderată, respectiv la începutul ridicării acului injectorului presiunile sunt 8-13 MPa.


Fig 4.28 Cameră de ardere divizată cu antecameră

6. Analiza comparativă a camerelor de ardere ale motoarelor cu aprindere prin comprimare

După cum s-a arătat în figura 4.25 există multiple posibilităţi de realizare a camerelor de ardere unitare.

O mare varietate de soluţii constructive există şi în cazul camerelor de ardere compartimentate, câteva dintre cele mai reprezentative fiind reprezentate în figura 4.32.

Din analizele prezentate mai sus rezultă că se pot realiza înalte performanţe de putere, respectiv presiuni medii efective ridicate, în cazul oricărei camere de ardere, dacă se prevăd măsuri de conducere cu rigurozitate a procesului de formare a amestecului şi de ardere. Presiuni medii efective puţin inferioare se obţin la motoarele cu antecamerâ din cauza pierderilor termice şi

gazodinamice mai mari cer însoţesc procesele de comprimare şi de ardere.

Din punctul de vedere al rezervelor pentru forţarea motoarelor prin supraalimentare, cele mai puţin convenabile sunt cele cu camere divizate, deoarece la creşterea presiunilor în cilindru cresc pierderile termice şi gazodmamice.

Din punctul de vedere al economicităţii cele mai bine situate sunt motoarele cu cameră unitară la care nu apar pierderi gazodinamice importante la transferul gazelor în diverse zone ale camerei şi au suprafeţele relative de răcire cele mai mici, deci pierderi de căldură minime.

Din aceste motive se întreprind intense cercetări pentru realizarea unor motoare cu injecţie directă chiar pentru autoturisme. Un exemplu în acest sens este motorul a cărui cameră de ardere este prezentată în figura 4.25,h. Acest motor utilizează procedeul de formare a amestecului M şi a dezvoltat 44kW la 4200 rot/mm., utilizând un raport de comprimare =17,8.


Fig.4.32 Schemele unor camere de ardere divizate:a-d - cu cameră de turbulenţă;e-g - cu antecameră

Consumul specific minim a fost 245g/kWh. Viteza de creştere a presiunii a fost de 0,36MPa/°RAC, iar presiunea maximă de ardere 8 MPa.Acest motor s-a comportat foarte bine în cazul forţării prin supraalimentare, procesele de ardere putând fi controlate în condiţii şi mai bune.La motoarele cu camere de ardere unitare calitaţile de pomire sunt mai bune decât la motoarele cu camere compartimentate.Sarcinile dinamice la care sunt supuse piesele mecanismului bielă-manivelă şi nivelul zgomotului în funcţionare sunt mai mici în cazul motoarelor cu camere de ardere compartimentate, acestea comportându-se bine şi la regimuri tranzitorii de funcţionare, la înrăutătirea calităţii combustibilului, la scăderea presiunii de injecţie.

În cazul camerelor de ardere compartimentate rezultă concentraţii mai mici ale substantelor nocive în gazele de ardere faţă de nivelul concentraţiei acestora la motoarele cu injecţie directă.

C I N E M A T I C A M E C A N I S M U L U I B I E L Ă M A N I V E L A

6 CINEMATICA MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂAnaliza în detaliu a cinematicii mecanismului bielă-manivelă este foarte

complexă, din cauza regimului variabil de funcţionare. De aceea s-au determinat relaţii simplificate, în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit şi la regim stabilizat, obţinându-se o precizie suficientă.La o viteză unghiulară constantă a arborelui cotit, unghiul de rotaţie este proporţional cu timpul şi, prin urmare, toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit.Mecanismul bielă-manivelă poate fi de tipul axat, când axa cilindrului intersectează axa arborelui cotit sau dezaxat, când cele două axe nu se intersectează.Se vor prezenta relaţiile de calcul ale deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului. Se consideră ca poziţie iniţială pentru măsurarea unghiului, poziţia pentru care pistonul se află la o distanţă maximă de axa arborelui cotit.În figura 3.1. este prezentată schema mecanismului bielă manivelă axat, unde s-au făcut următoarele notaţii: - unghiul de rotaţie a arborelui cotit, se măsoară în sensul de rotaţie a arborelui cotit; originea unghiului corespunde poziţiei arborelui cotit în care cilindrul 1 se află la începutul admisiei teoretice;

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

68

Fig.3.1 Schema mecanismului bielă - manivelă axat

Fig. 3.2 Schema mecanismului bielă -manivelă dezaxat

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 PMS şi PMI) în m;l - lungimea bielei, în [m].Se defineşte raportul λ =R/l - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei;Pentru motoare de autovehicule λ = 1/3,2…1/4,2Deplasarea pistonului. Legea de variaţie a deplasării pistonului în funcţie de unghiul s-a determinat pe cale analitică:

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

(3.2)

Deci,

(3.3)Viteza pistonului atinge valoarea maximă când:

(3.4)Prin rezolvarea ecuaţiei (3.4) se obţine valoarea unghiului α pentru care viteza pistonului este maximă:

(3.5)În tabelul 3.1. este calculată mărimea α vmax pentru diferite valori ale lui λ.

Tabelul 3.1.λ 1/3,2 1/3,4 1/3,6 1/3,8 1/4 1/4,2α vmax 74°28' 75°10' 75°50' 76°26' 77° 77°32'Vmax/Vmed 1,637 1,631 1,626 1,622 1,617 1,614

Poziţia vitezei maxime a pistonului poate explica forma uzurii cilindrului în lungul axei sale.Acceleraţia pistonului. Derivând în raport cu timpul expresia vitezei pistonului (3.3) se obţine:

(3.6)

C I N E M A T I C A M E C A N I S M U L U I B I E L Ă M A N I V E L A

Pentru mecanisme bielă-manivelă cu acceleraţia atinge valoarea maximă

pentru α = 0 şi α =180o, adică în PMS şi PMI.

(3.7)

(3.7’)

Pentru mecanisme bielă-manivelă cu λ > 1/4 se atinge o a doua valoare negativă extremă a acceleraţiei:

(3.8)

Unghiul de rotaţie al arborelui cotit pentru care acceleraţia pistonului este zero, corespunde unghiului la care viteza pistonului are valoarea maximă.În figura 3.2. este prezentată schema principială a mecanismului bielă-manivelă dezaxat.El se caracterizează prin:a - dezaxarea dintre axa cilindrului şi axa arborelui cotit;K = a/R - dezaxarea relativă; 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:

(3.9)

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

(3.10)Acceleraţia pistonului va fi:

(3.11)

70

Faţă de expresiile deplasării, vitezei şi acceleraţiei mecanismelor bielă-manivelă axate, expresiile corespunzătoare mecanismelor bielă-manivelă dezaxate se deosebesc printr-un al treilea termen care ia în considerare influenţa dezaxării.În figura 3.3 se prezintă curbele variaţiei deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului.

Fig. 3.3 Variaţia deplasării, vitezei şi acceleraţiei pistonului

D I N A M I C A M A I P

7 DINAMICA MAIPPrin calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă se urmăreşte

determinarea mărimii şi caracterului variaţiei sarcinilor care acţionează asupra pieselor motorului. Cercetările în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcţionare. De aceea se folosesc relaţii simplificate, obţinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit şi la regim stabilizat.

7.1 Forţele care acţionează în mecanismul bielă-manivelăAsupra mecanismului bielă-manivelă, acţionează forţele date de presiunea

gazelor din cilindru şi forţele de inerţie ale maselor mecanismului aflate în mişcare. Forţele de frecare vor fi considerate neglijabile. Forţele de inerţie sunt constituite din forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare alternativă de translaţie (indice j) şi forţe de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie (indice r).

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

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

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

(4.1.)

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

- aria capului pistonului, în [m2];

D - diametrul pistonului, în [m].Variaţia presiunii indicate a gazelor din cilindru în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit s-a determinat la calculul termic, prin trasarea diagramei indicate desfăşurate (cronomanogramei).Forţa de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului şi poate fi considerată în axa bolţului de piston. Această forţă este considerată pozitivă când este orientată spre axa arborelui cotit (pind > po) şi negativă când este orientată invers (pind < po).Calculul valorilor forţei de presiune a gazelor se face tabelar (vezi tabelul 4.2.). Se construieşte curba Fg = f(α) (vezi fig.4.3).

7.1.2 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.

72

Forţele de inerţie sunt îndreptate în sens opus acceleraţiei şi sunt date de formula generală:

(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 tipuri de forţe de inerţie:a) Forţele de inerţie produse de masele elementelor aflate în mişcare de translaţie (Fj);b) Forţele de inerţie produse de masele ne-echilibrate ale elementelor aflate în mişcare de rotaţie (Fr).

7.1.3 Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţieAceste forţe sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenţi, bolţ de bielă şi siguranţele acestuia) şi o parte din masa bielei şi sunt considerate concentrate în axa bolţului.Determinarea forţelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie se face cu relaţia:

(4.3)unde: mj - masele pieselor în mişcare de translaţie, în [kg];

ap- acceleraţia pistonului, în [m/s2].Masele aflate în mişcare de translaţie se determină cu relaţia următoare:

(4.4)unde: mp - masa pistonului asamblat, în [kg];

m1b - masa bielei concentrată în axa bolţului şi care se consideră că execută mişcare de translaţie, în [kg].Recomandări pentru alegerea maselor mp şi m1b se fac în paragraful 4.1.2.3.Forţele de inerţie Fj se pot exprima, ţinând seama de expresia acceleraţiei pistonului pentru mecanismul bielă-manivelă axat (4.5.), respectiv dezaxat (4.6), adică:

(4.5)

(4.6)Calculul valorilor forţelor Fj se face tabelar (vezi tab.4.2.) şi se construieşte curba Fj

= f(α) (vezi fig.4.3).

1.1.1.1 Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţieAceste forţe sunt produse de o parte din masa bilei şi masa neechilibrată a unui cot al arborelui cotit (masa manetonului şi masele reduse ale celor două braţe).Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie se determină cu relaţiile:

forţa centrifugă (4.7)


forţa tangenţială

(4.8)unde: mr - masa în mişcare de rotaţie, în [kg];

R - raza manivelei, în [m];α - viteza unghiulară a arborelui.

În cazul vitezei unghiulare constante, dα / 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.

7.1.4 Masele pieselor în mişcare ale mecanismul bielă-manivelăPentru simplificarea calculelor, masele pieselor în mişcare pot fi înlocuite cu mase reduse concentrate în articulaţiile mecanismului bielă-manivelă.Masa bielei este considerată ca fiind concentrată în cele două axe în care este articulată, respectiv în axa ochiului bielei (m1b) şi în axa capului bielei (m2b).Componenta m1b a masei bilei se consideră că execută mişcare de translaţie şi este luată în calculul forţei de inerţie Fj. A doua componentă m2b se adaugă maselor rotitoare ale mecanismului.Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule, repartizarea masei bielei pe cele două componente este:

(4.9)

sau, cu suficientă aproximaţie:

(4.10)

În aceste condiţii, masa elementelor aflate în mişcare de translaţie alternativă se poate determina cu relaţia:

(4.11)unde: mp - masa pistonului asamblat, în [kg];

mb - masa bielei , în [kg].Masele rotitoare mr, sunt constituite din masa fusului maneton mm, masa braţului de manivelă redusă la raza R a manivelei şi componenta m2b a bielei, adică:

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:

,

de unde se obţine:

(4.12)

74

unde reprezintă distanţa de la axa arborelui cotit la centrul de greutate al braţului.În cazul existenţei unor contragreutăţi pe braţele manivelei, trebuie să se ţină seama de masa acestora reducând-o la raza R şi scăzând-o din masa braţelor manivelei.Din tabelul 4.1. se pot determina orientativ masele pistonului şi bielei şi masele neechilibrate ale arborelui cotit fără contragreutăţi. Raportarea acestor mase s-a făcut la unitatea de suprafaţă a capului pistonului.

Tabelul 4.1.Masa [kg/m2]

Denumirea piesei masD=60…100[mm]

macD=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.

7.1.5 Forţele rezultante din mecanismul bielă-manivelăPrin însumarea algebrică a forţelor de presiune a gazelor Fg şi forţelor de inerţie Fj, determinate pentru diferite poziţii ale manivelei, se obţin valorile forţei sumare care acţionează în lungul axei cilindrului.

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

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

(4.14)

(4.15)

Calculul forţelor N şi B se face tabelar (vezi tabelul 4.2) şi se reprezintă grafic curbele N=f(α) şi B=f(α)(fig.4.4).În axa fusului maneton, forţa B se descompune în două componente, una radială (Z) şi una tangenţială (T), expresiile lor fiind următoarele:

76

Fig.4.3 Variaţia forţelor Fg, Fj şi F

(4.16)

(4.17)Pe baza calculului tabelar al valorilor forţelor T şi Z (vezi tab.4.2) se trasează curbele T=f(α) şi Z=fα) (fig.4.5).

Fig. 4.4 Variaţia forţelor N şi B

Fig. 4.5 Variaţia forţelor T şi Z


Forţa tangenţială T este singura forţă care produce momentul motor. Expresia momentului motor este:

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

7.2 Momentul total al motorului policilindricMomentul motor total se obţine prin însumarea momentelor obţinute pentru fiecare cilindru al motorului ţinând cont de ordinea de funcţionare a acestora şi de configuraţia arborelui cotit. De asemenea, se poate obţine suma momentelor ce acţionează asupra fiecărui fus palier al arborelui cotit.Se stabileşte variaţia momentului motor total funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit, precum şi valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculează puterea dezvoltată de motor care se compară cu puterea obţinută la calculul termic.Ca poziţie de pornire (α =0) se consideră poziţia corespunzătoare PMS a primului cilindru, aflat la admisie.

7.2.1 Alegerea ordinii de funcţionarePentru realizarea unei succesiuni optime de funcţionare a cilindrilor

motorului şi o echilibrare naturală cât mai completă a forţelor de inerţie şi momentelor acestora, trebuie stabilită o anumită poziţie relativă a manivelelor arborelui cotit.

Succesiunea optimă de funcţionare a cilindrilor se stabileşte din condiţia distribuţiei uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindri vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii prea mari pe fusurile paliere dintre aceştia. Trebuie să se aibă în vedere şi circulaţia încărcăturii proaspete în conducta de admisie, adică asigurarea unui număr minim de schimbări de direcţie a curentului în conducta de admisie şi evitarea interceptării încărcăturii destinate unui cilindru de către un cilindru vecin cu canal de admisie mai scurt. Această interceptare provoacă o creştere a neuniformităţii umplerii cilindrilor.

Tabelul 4.2

Pentru o echilibrare naturală cât mai completă a forţelor de inerţie şi a momentelor acestor forţe trebuie căutate acele poziţii relative ale manivelelor

78

arborelui cotit pentru care forţele centrifuge şi forţele de inerţie de ordinul unu şi doi se anulează reciproc. De asemenea, pentru echilibrarea momentelor date de forţele de inerţie, trebuie ca manivelele să fie dispuse "în oglindă", adică manivelele egal depărtate de mijlocul arborelui cotit să se afle în acelaşi plan şi orientate în acelaşi sens.

Ţinând seama de cele prezentate mai sus, pentru un motor cu număr cunoscut de cilindri şi timpi, se stabileşte o anumită formă a arborelui cotit şi o ordine de lucru optimă a cilindrilor motorului.În tabelele 4.3 şi 4.4 sunt indicate poziţiile manivelelor şi ordinea de lucru pentru diferite motoare cu cilindri în linie, respectiv cu cilindri în V.Tabelul 4.3Schema de aşezare a manivelelor şi ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în linie

Tabelul 4.4Schema de aşezare a manivelelor şi


ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în V

Tabelul 4.4 (continuare)Schema de aşezare a manivelelor şi

80

ordinea de lucru pentru motoarele cu cilindrii în V


7.2.2 Calculul momentului total al motoruluiÎn timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg în mod diferit fazele ciclului motor, în funcţie de ordinea de lucru aleasă şi de geometria arborelui cotit.Pentru calculele ulterioare este necesară atât determinarea momentului motor total cât şi a momentelor de torsiune care solicită fiecare fus palier în parte.Ţinând cont de cele expuse mai sus, momentul motor policilindric este alcătuit din două componente:- o componentă creată de forţa tangenţială care acţionează asupra cotului corespunzător cilindrului dat şi care depinde numai de unghiul de rotaţie al arborelui cotit;- o componentă dată de momentul sumar al forţelor care acţionează în cilindrii anteriori cotului respectiv şi depinde de numărul de cilindri şi de ordinea lor de lucru.

1.1.1.2 Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linieCalculul 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:

(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 intervale corespunzătoare numărului de cilindri. În intervalul corespunzător primului cilindru se construieşte schema de lucru a acestuia. În continuare se completează schemele de lucru ale celorlalţi cilindri, decalate cu câte 1200(unghiul dintre două aprinderi succesive), decalarea efectuându-se în ordinea de lucru a cilindrilor.

Deci, după 1200 începe schema de lucru a cilindrului 5, după alte 1200 a cilindrului 3. Procedând în continuare se completează întreaga diagramă.

82

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

Se observă că atunci, când primul cilindru începe procesul de admisie, cilindrul 2 mai are de efectuat 2/3 din comprimare, 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 comprimare (M240),apoi prin permutări circulare se completează întreaga coloană. Similar se completează valorile pentru coloanele 6,8,10 şi 12.În tabel este dat un exemplu de completare pentru câteva poziţii.

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

Momentul pe fusul palier este dat de suma momentelor cilindrilor precedenţi. Astfel coloana 3, corespunzătoare momentului de torsiune ce solicită palierul 1-2 (dintre cilindrii 1 şi 2) este identică cu coloana 2, pentru că avem un singur cilindru anterior palierului considerat. Coloana 5, corespunzătoare palierului 2-3 se completează însumând algebric pe orizontală valorile corespunzătoare din coloanele 3 şi 4. Similar coloana 7 se completează însumând valorile corespunzătoare coloanelor 5 şi 6 ş.a.m.d.Se va ţine cont la însumare de semnul momentelor. În coloana 13 se va obţine momentul total al motorului.Se constată că momentul total apare ca o funcţie periodică cu perioada:

(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 Mt=M1-6=f() (vezi fig.4.8).

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


Se determină valoarea medie a momentului motor, ca medie aritmetică a valorilor instantanee ale momentului motor (tab.4.5, coloana 13):

(4.21)

Cu ajutorul momentului mediu se calculează puterea indicată a motorului:

(4.22)

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

(4.23)

unde: pi - presiunea medie indicată, în [N/m2];Vt - cilindreea motorului, în [m3];n - turaţia motorului, în [rot/min].

Se admite o abatere de + 5%.

1.1.1.3 Momentul total al motoarelor cu cilindrii în VPentru 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.)Se observă că atunci când cilindrul 1s începe procesul de admisie, cilindrul 1d mai are de efectuat 1/2 din evacuare, cilindrul 2s a efectuat 2/3 din destindere, cilindrul 2d a efectuat 1/5 din destindere ş.a.m.d.

Pe baza acestei observaţii se completează tabelul 4.6. Astfel, în coloana 3, prima valoare corespunde celei din coloana 2 din momentul când s-a terminat 1/2 din evacuare (M630), apoi prin permutări circulare se completează întreaga coloană. Similar se completează coloanele 5,6,8 şi 9.

84

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

Tabelul 4.5

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 momentului MI care solicită la torsiune palierul 1-2 (dintre cilindrii 1 şi 2). Ea se completează însumând algebric, pe orizontală, valorile corespunzătoare coloanelor 2 şi 3. Coloanele 7 şi 10 se completează însumând valorile corespunzătoare coloanelor 4,5 şi 6, respectiv 7, 8 şi 9. Se va ţine cont la însumare de semnul momentelor. În coloana 10, corespunzătoare ultimului fus palier, se va obţine momentul total al

motorului.


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:

(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

Pe baza calculului tabelar se trasează curba Mt=f(α)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

7.3 Forţele care acţionează asupra fusului arborelui cotitDeterminarea forţelor care acţionează asupra fusurilor arborelui cotit este necesară pentru dimensionarea corectă a fusurilor şi lagărelor, în scopul de a evita încălzirea lagărelor şi a se asigura pelicula de ulei necesară ungerii acestora.Se determină sarcina totală care acţionează asupra fusurilor şi lagărelor arborelui cotit, luându-se în considerare toate forţele care le solicită, respectiv forţa de presiune a gazelor şi forţele de inerţie.Forţa rezultantă ce acţionează asupra fusului, respectiv lagărului arborelui cotit se determină prin metoda diagramei polare.

7.3.1 Forţele care acţionează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton

Asupra fusului maneton acţionează forţa tangenţială T, forţa radială Z şi forţa centrifugă de inerţie Fcb a masei m2b a bielei aflată în mişcare de rotaţie.Prin urmare, forţa rezultantă care acţionează asupra fusului maneton va fi:

(4.26)

unde:

86

Forţa rezultantă se determină grafic însumând vectorial toate forţele amintite

(fig.4.11)Se consideră un sistem de axe Z-T care se roteşte împreună cu arborele cotit. Se admite ca sens pozitiv pentru forţele T- sensul de rotaţie al arborelui cotit, iar pentru forţele Z- sensul de la fusul maneton spre axa de rotaţie a arborelui.

Se aşează la scară, forţele şi corespunzătoare unui unghi de rotaţie

oarecare , cu originea în punctul O ţinând cont de semnele lor. Din compunerea

acestor forţe se obţine vectorul rezultant (fig.4.11.). Rezultanta se obţine

însumând vectorial forţele şi adică:

(4.27)

sau

(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', corespunzător vârfului vectorului .

De remarcat că vectorul este constant în mărime şi sens în raport cu sistemul

Z-T, deci punctul O' este fix în raport cu acelaşi sistem.Mărimea şi sensul forţei rezultante ce acţionează asupra fusului maneton pot fi determinate cu relaţiile de mai jos (vezi fig.4.11).

(4.29)1

(4.30)sau

(4.31)


Unghiul se măsoară în sens trigonometric de la semiaxa pozitivă a forţelor Z.Prin desfăşurarea diagramei vectoriale în funcţie de unghiul (fig.4.12), se obţine curba Rm=f(), cu ajutorul căreia se determină valorile maximă şi medie a forţelor rezultante pe fusul maneton:

(4.32)

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 a fusului maneton.

(4.33)

88

Fig.4.11.Construcţia diagramei polare a fusului manetonFig.4.12. Diagrama polară (a) şi desfăşurata (b) a forţei rezultante Rm pe fusul maneton

Fig.4.14. Diagrama de uzură a fusului manetonFig.4.13 Construcţia diagramei de uzură a fusului maneton

unde: dm - diametrul fusului maneton, în [mm];lcb - lungimea cuzinetului de bielă, în [mm].

Mărimea pmed caracterizează încărcarea cuzinetului, uzura şi lucrul mecanic de frecare; pmed nu trebuie să depăşească valoarea de 6 [N/mm2]. Raportul pmax/pmed

caracterizează gradul de şoc al încărcării lagărului şi este cuprins între limitele 2…3.Pe baza diagramei polare se construieşte diagrama de uzură. La baza construcţiei acestei diagrame stau următoarele ipoteze:- uzura este proporţională cu rezultanta care acţionează asupra fusului maneton;- forţele care solicită la un moment dat fusul se distribuie pe suprafaţa lui la 60o, de ambele părţi ale punctului de aplicaţie.Modul de construire a diagramei de uzură este prezentat în fig.4.13. Se trasează un cerc care reprezintă secţiunea fusului. Se construiesc radial vectori proporţionali cu mărimea forţelor rezultante din diagrama polară. Extremităţile vectorilor se sprijină pe conturul cercului. Pe rând, de la direcţia fiecărei forţe la 600 în ambele părţi, se duc în interiorul cercului fâşii circulare, a căror înălţime este proporţională cu mărimea forţei.Suprafaţa acumulată după construirea tuturor sectoarelor circulare pentru un ciclu motor reprezintă diagrama de uzură. În fig.4.14 este prezentată o astfel de diagramă.Diagrama de uzură indică zona presiunilor cele mai reduse de pe fus şi, deci locul unde trebuie prevăzută gaura de ungere.

7.3.2 Forţele care acţionează asupra fusului palier. Diagramele polare ale fusurilor paliereDiagramele polare se construiesc pentru toate fusurile paliere care sunt

cuprinse între coturi aşezate sub unghiuri diferite. În cele mai multe cazuri, la motoarele rapide, fusul palier cuprins între coturi decalate la 3600 este cel mai încărcat.Forţa care acţionează asupra fusului palier al arborelui cotit care are un număr de lagăre mai mare cu unu decât numărul de manetoane este determinată de forţele care acţionează în braţele manetoanelor vecine fusului considerat.În fig. 4.15 este prezentat cazul general al unui fus palier care se află cuprins între coturile i şi i+1, decalate sub un unghi Ψ. În fiecare cot apar forţele Zi, Ti, Fri şi respectiv, Zi+1, Ti+1, Fri+1. Forţele Fr sunt forţe centrifuge provocate de masa neechilibrată a cotului respectiv şi masa bielei aflată în mişcare de rotaţie (mr=mc+m2b).Mărimile reacţiunilor datorate forţelor din cilindru i, respectiv i+1 corespunzătoare palierului dintre cei doi cilindri menţionaţi, se determină cu relaţiile:


(4.34)Compunerea reacţiunilor se realizează geometric ţinându-se seama de unghiul Ψ dintre manivelele învecinate. Se consideră un sistem de coordonate Z-T astfel încât axa Z să coincidă cu axa Z a cilindrului i, iar axa T să fie perpendiculară pe aceasta. Ca şi în cazul fusului maneton, sistemul de coordonate se roteşte simultan cu arborele, în funcţie de unghiul .Forţele care acţionează în manetoanele învecinate palierului considerat, respectiv Zi, Ti, Zi+1, şi Ti+1 se pot determina din diagrama forţelor sumare, socotind defazarea unghiulară a ordinii de funcţionare a cilindrilor învecinaţi cu lagărul palier respectiv.În concordanţă cu cele prezentate mai sus, proiecţiile pe direcţiile Z şi T (fără efectul forţelor F'ri şi F'ri+1) vor fi:

(4.35)

În cazul palierelor simetrice (l1=l/2), relaţiile 4.35 devin:

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

(fig.4.16.).

90

Fig.4.16. Construcţia diagramei polare a fusului palierFig.4.15 Determinarea reacţiunilor dintr-un fus palier

Unind toate extremităţile vectorilor printr-o linie continuă, se obţine curba care

reprezintă diagrama vectorială a forţelor care acţionează pe fusul palier, fără a ţine seama de forţele centrifuge ale maselor în mişcare de rotaţie (Fri şi Fri+1). Influenţa acestor forţe va fi luată în considerare, ca şi în cazul fusului maneton prin fixarea

polului diagramei în punctul O', care reprezintă extremitatea vectorului

Distanţa de la polul diagramei O' până la vârful vectorului reprezintă valoarea

rezultantei forţelor care acţionează pe fusul palier .

Prin desfăşurarea diagramei vectoriale în funcţie de (fig.4.17) se obţine curba cu ajutorul căreia se determină valorile maximă şi medie a forţelor

rezultante Rp:

(4.37)

unde Rpx este valoarea rezultantelor corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare;

k - numărul de diviziuni ale curbei .Cu ajutorul valorilor Rmmax şi Rmmed se determină încărcarea specifică maximă şi medie a fusului palier:

(4.38)

unde: dp - diametrul fusului palier, în [mm];lcp - lungimea cuzinetului fusului palier, în [mm].

Valoarea lui pmed nu trebuie să depăşească 6 [N/mm2].Raportul pmax/pmed caracterizează gradul de şoc al încărcării lagărului şi nu trebuie să fie mai mare de 2.În fig.4.17 sunt prezentate diagramele polare şi desfăşurate pentru diferite cazuri de decalaj al coturilor.De multe ori, în cazul unui unghi de decalaj de 3600, pmed ia valori excesiv de mari, aceasta datorită forţelor de inerţie mari provocate de masele în mişcare de rotaţie.Utilizând contragreutăţi, fusul poate fi descărcat total sau parţial de forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie. Aceasta corespunde unei deplasări a polului diagramei din O' spre O şi, deci, conduce la micşorarea rezultantelor Rp. Dacă mărimea necesară deplasării polului pentru a obţine o încărcare medie satisfăcătoare este h, atunci masa contragreutăţilor se poate determina din relaţia de mai jos:

(4.39)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.

7.3.3 Diagramele polare ale motoarelor cu cilindrii în V.

1.1.1.4 Diagrama polară a fusului manetonPentru fusul maneton se întocmeşte diagrama polară pentru o singură bielă, corespunzătoare forţelor provenite de la un singur cilindru, în mod asemănător motoarelor cu cilindrii în linie.

1.1.1.5 Diagramele vectoriale ale fusurilor paliereMetodica şi relaţiile de calcul sunt identice cu cele de la motoarele cu cilindrii în linie cu diferenţa că cilindrii i şi i+1 se referă la un grup de 2 cilindrii care funcţionează cu un decalaj.

7.4 Echilibrarea motoarelorUn motor care funcţionează în regim stabilizat este considerat echilibrat

dacă forţele şi momentele ce se transmit la punctele de sprijin ale motorului sunt invariabile ca mărime, direcţie şi sens.În cazul motoarelor ne-echilibrate, forţele şi momentele ce se transmit reazemelor se modifică permanent ca mărime şi sens şi produc, în anumite condiţii, vibraţii ale

ramei, caroseriei sau altor părţi ale autovehiculului. Aceste vibraţii, pot deveni

92

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

deosebit de periculoase în cazul suprapunerii frecvenţei de oscilaţie a acestora cu frecvenţele forţelor şi momentelor ne-echilibrate transmise de la motor la punctele sale de sprijin.

Cauzele ne-echilibrării motorului sunt variaţiile periodice ale forţelor de inerţie şi ale momentelor lor, precum şi neuniformitatea momentului motor.Practic, echilibrarea motorului se realizează pe calea alegerii corespunzătoare a numărului şi dispunerii cilindrilor, dispunerea manivelelor şi alegerea contragreutăţilor corespunzătoare.

Pentru simplificare, echilibrarea motorului se studiază în următoarele ipoteze: cadrul motorului este perfect rigid; turaţia motorului este constantă; se neglijează forţele de inerţie din mecanismul de distribuţie, ele fiind sensibil mai mici decât cele din mecanismul motor, se neglijează forţele de frecare.În cele ce urmează se va analiza echilibrarea principalelor motoare în linie şi în V.

7.4.1 Echilibrarea motorului monocilindricmişcare de translaţie de ordin unu FjI şi doi FjII (armonicele de ordin superior sunt neglijabile), forţele centrifuge Fr şi momentele transmise la reazeme Mr.

(4.40)

unde mj, 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.

Fig.4.18. Diagrama de uzură a unui fus palier


Forţele de inerţie FjI şi FjII pot fi echilibrate cu ajutorul unui sistem de contragreutăţi ca în fig.4.19.Echilibrarea forţelor de inerţie FjI se realizează cu ajutorul unor contragreutăţi de masă mcgI montate pe arborii A şi B paraleli cu axa arborelui cotit şi simetric dispuşi faţă de axa cilindrului. Arborii A şi B se rotesc în sensuri diferite, cu aceeaşi turaţie cu a arborelui cotit. Contragreutăţile se dispun în aşa fel încât prin rotire, ele să facă un unghi egal cu unghiul de rotaţie a arborelui cotit şi situate în partea opusă manevelei (vezi fig. 4.19).Fiecare contragreutate de masă mcgI provoacă o forţă dată de relaţia:

(4.41)

Prin descompunerea celor două forţe centrifuge, pe direcţie verticală şi orizontală, se observă că cele două componente orizontale se echilibrează (XIA=XIB), iar componentele verticale se însumează dând rezultanta:

(4.42)Rezultanta RI acţionează după axa cilindrului, are sens contrar forţei FjI, forţă pe care trebuie să o echilibreze. Astfel, masa contragreutăţilor rezultă:

(4.43)

În mod similar se poate face echilibrarea forţelor FjII. Pe arborii C şi D, contragreutăţile mcgII se rotesc cu viteza unghiulară 2, iar dispunerea contragreutăţilor trebuie făcută în aşa fel ca la un unghi al manivelei arborelui cotit, contragreutăţile să facă un unghi egal cu 2 faţă de verticală şi să fie situate în partea opusă manivelei (vezi fig.4.19).Componentele verticale ale forţelor centrifuge vor da în acest caz componenta R II, egală şi de sens contrar cu FjII dată de expresia următoare:

(4.42')

94

Fig. 4.19 Schema echilibrării forţelor Fr,FjI şi FjII la motorul monocilindric

Masa contragreutăţilor necesare pentru echilibrarea forţelor de inerţie F jII rezultă din egalitatea expresiilor celor două forţe:

(4.43')Datorită complexităţii construcţiei, echilibrarea cu arbori suplimentari nu se aplică la motoarele monocilindrice pentru autovehicule, ci doar la motoarele staţionare destinate cercetării experimentale.Forţa centrifugă Fr este constantă ca mărime (pentru = ct) şi fixă ca direcţie în raport cu manivela arborelui cotit. În aceste condiţii Fr poate fi complet echilibrată cu ajutorul a două contragreutăţi de masă mcg situate pe ambele braţe ale arborelui cotit (vezi fig.4.19). Masa necesară fiecărei contragreutăţi este dată de relaţia:

(4.44)

Momentul reactiv Mr nu se echilibrează şi el se transmite ramei autovehiculului. Volantul motorului monocilindric va avea un moment de inerţie mai mare pentru a asigura uniformitatea dorită pentru viteza unghiulară.

7.4.2 Echilibrarea motorului cu doi cilindriSe va analiza atât motorul cu cilindrii în linie, cât şi în V.

1.1.1.6 Motorul cu doi cilindri în linieO primă variantă analizată este cea la care manetoanele arborelui cotit sunt dispuse la 1800, ca în fig.4.20.Forţa de inerţie FjI pentru primul cilindru este:

(4.45)Manetonul celui de-al doilea cilindru este dispus la 1800 faţă de manetonul primului cilindru deci forţa pentru al doilea cilindru este:

(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 FjI este dat de expresia:

(4.47)

Momentul MjI poate fi echilibrat cu două contragreutăţi dispuse pe doi arbori suplimentari care să se rotească cu aceeaşi viteză unghiulară ca şi arborele cotit şi care trebuie să creeze un moment egal şi de sens contrar cu MjI.Forţele de inerţie de ordinul II pentru cei doi cilindri sunt:


(4.48)

Se observă că cele două forţe sunt egale şi de acelaşi sens, ceea ce înseamnă că ele nu se echilibrează. Rezultanta lor este:

(4.49)Rezultanta forţelor de ordin I se poate echilibra cu contragreutăţi dispuse simetric pe arbori suplimentari care se rotesc în sensuri opuse şi cu viteze unghiulare duble arborelui cotit.Momentul forţelor de inerţie de ordinul II este nul adică MjII = 0.Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie sunt egale şi de sensuri contrare la cei doi cilindri, deci:

(4.50)Momentul forţelor centrifuge nu se echilibrează natural. Acest moment acţionează în planul manetoanelor şi are expresia:

2 (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:

(4.52)

Momentul Mcg trebuie să echilibreze momentul Mr (Mcg=Mr), de unde rezultă masa unei contragreutăţi :

(4.53)

O altă variantă analizată este cea la care manivelele arborelui cotit sunt dispuse la

3600, ca în fig.4.21.Rezultanta forţelor de inerţie de ordin I este:

96

Fig. 4.20 Schema motorului cu 2 cilindri în linie cu manivelele dispuse la 180°Fig.4.21. Schema motorului cu 2 cilindri în linie cu manivelele dispuse la 3600

(4.54)

Rezultanta forţelor de inerţie de ordin II este:

(4.55)

Aceste rezultante ale forţelor de inerţie pot fi echilibrate cu contragreutăţi dispuse pe arbori suplimentari, prin metoda prezentată la motorul monocilindric.Rezultanta forţelor centrifuge este dată de relaţia:

(4.56)

Această forţă poate fi echilibrată cu ajutorul unor contragreutăţi de masă mcg (vezi fig.4.21):

(4.57)Se observă că, datorită dispunerii simetrice a forţelor faţă de mijlocul arborelui cotit, toate momentele se anulează, adică:

(4.58)

1.1.1.7 Motorul cu doi cilindri în VSchema motorului cu doi cilindri în V dispuşi la 900, cu un singur maneton este prezentată în fig.4.22.Pentru cilindrul din stânga, forţa de inerţie de ordinul I este:

(4.59)

Pentru cilindrul din dreapta, relaţia de calcul a forţei de inerţie de ordinul I se scrie ţinând cont de unghiul dintre manivelele celor doi cilindri:

(4.60)

sau, ţinând cont că = 90° în cazul de faţă:

(4.61)

Prin însumare geometrică se obţine rezultanta forţelor de inerţie de ordin I, adică:

Fig.4.22 Schema motorului cu 2 cilindri în V la 900


(4.62)

Unghiul dintre direcţia rezultantei FjI şi axa cilindrului din stânga (forţa FjIst) este egal cu unghiul deoarece

(4.63)

Prin urmare, forţa rezultantă FjI este constantă şi orientată pe direcţia manivelei. Ea va fi echilibrată împreună cu forţele de inerţie ale maselor rotitoare.Forţele de inerţie de ordinul II vor fi:

(4.64)

3 (4.65)Rezultanta acestor forţe este dată de relaţia:

(4.66)

Unghiul dintre această forţă şi axa primului cilindru (forţa F jIIst) este = 450

deoarece:

(4.67)Prin urmare forţa de inerţie de ordinul II rezultantă este variabilă ca mărime şi are direcţia orizontală. Ea poate fi echilibrată cu un sistem de contragreutăţi simetrice montate pe doi arbori ce se rotesc cu viteza unghiulară 2, ca în cazul monocilindrului.Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de rotaţie pot fi echilibrate împreună cu rezultanta forţelor de inerţie de ordinul I, prin contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit:

(4.68)

adică

(4.69)

de unde

(4.70)

98

Momentele forţelor de inerţie sunt nule deoarece forţele de inerţie sunt situate în acelaşi plan, perpendicular pe axa arborelui cotit, deci:

(4.71)

1.1.1.8 Echilibrarea motorului cu doi cilindri opuşiSchema motorului cu doi cilindri opuşi este prezentată în fig.4.23. Manetoanele arborelui cotit sunt dispuse la 1800.Atât forţele de inerţie de ordinul unu şi doi, cât şi forţele centrifuge F r din cilindru 2, sunt egale şi de sensuri contrare celor din cilindrul 1, deci rezultantele lor vor fi nule:

4

(4.72)Momentele rezultante ale forţelor de inerţie de ordinul unu şi doi sunt date de relaţiile

(4.73)

(4.74)

Momentele MjI şi MjII pot fi echilibrate complet cu două sisteme de contragreutăţi suplimentare dispuse simetric pe arbori care se rotesc în sensuri diferite cu viteza unghiulară a arborelui cotit, respectiv dublă acesteia (vezi şi echilibrarea monocilindrului).Momentul forţelor centrifuge este neechilibrat:

(4.75)Acest moment poate fi echilibrat cu două contragreutăţi de masă mcg dispuse pe braţele arborelui cotit astfel încât mometul lor Mcg să anuleze efectul momentului Mr, deci:

(4.76)

şi rezultă masa mcg:

(4.77)

7.4.3 Echilibrarea motorului cu trei cilindri în linieSchema motorului cu trei cilindri în linie este prezentată în figura 4.24. Arborele cotit are manivelele dispuse la 1200.

Fig.4.23. Schema motorului cu 2 cilindri opuşi


Forţele de inerţie de ordin unu pentru cei trei cilindri sunt:

(4.78)

Se verifică uşor că rezultanta lor este nulă, adică:

(4.79)Forţele de inerţie de ordin doi sunt:

(4.80)

Rezultanta acestor forţe este şi ea nulă:

(4.81)Forţele centrifuge sunt egale pentru toţi cei trei cilindri şi orientate după razele manivelelor:

(4.82)

Aceste forţe se echilibrează natural deoarece componentele lor pe direcţia primei manivele, respectiv perpendiculară pe aceasta se anulează reciproc, adică:

(4.83)

(4.84)

Deci,

(4.85)

Momentele forţelor centrifuge şi de inerţie de ordin unu şi doi nu se anulează. Aceste momente tind să răstoarne motorul în plan longitudinal, în jurul centrului său de greutate.

100

Fig.4.24. Schema motorului cu 3 cilindri în linie

Conform schemei 4.24, momentul forţelor centrifuge se poate determina cu relaţia:

(4.86)

Acest moment acţionează într-un plan situat la 300 faţă de planul primei manivele.Forţele de inerţie de ordinul I şi II acţionează în planul axelor cilindrilor. Momentele lor vor fi date de următoarele relaţii:

(4.87)

respectiv,

( 4.88)

Fig.4.25 Schema dispunerii contragreutăţilor la motorul cu 3 cilindri


Momentul forţelor centrifuge poate fi echilibrat prin 6 contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit, masa unei contragreutăţi fiind:

(4.89)

Numărul contragreutăţilor poate fi redus de la 6 la 4 (vezi fig.4.25). Contragreutăţile mcg2 şi mcg3, respectiv mcg4 şi mcg5 (vezi şi fig.4.24) pot fi înlocuite cu contragreutăţile m2, respectiv m5 dispuse pe bisectoarea unghiului dintre cele două braţe vecine.

7.4.4 Echilibrarea motorului cu patru cilindri

1.1.1.9 Echilibrarea motorului cu 4 cilindri în 4 timpiMotorul în 4 timpi cu 4 cilindri în linie are manivelele dispuse la 1800. Schema arborelui cotit este prezentată în fig.4.26.Datorită dispunerii "în oglindă" a manivelelor arborelui cotit, forţele de inerţie de ordin unu pentru cilindrii 1 şi 4 , respectiv 2 şi 3 vor fi egale, adică:

(4.90)

(4.91)Deci, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu este nulă:

(4.92)

Datorită dispunerii simetrice a forţelor de inerţie de ordin unu faţă de mijlocul arborelui cotit, rezultanta momentului acestor forţe este nulă, adică:

(4.93)

Conform schemei din fig.4.26, forţele de inerţie de ordin doi pentru cilindri egal depărtaţi de mijlocul arborelui cotit vor fi egale, adică:

(4.94)

102

Fig.4.26 Schema motorului cu 4 cilindri în linie în 4 timpi

(4.95)Deci, forţele de inerţie de ordin doi pentru toţi cei patru cilindri sunt egale şi, deci rezultanta lor este:

(4.96)

Această rezultantă poate fi echilibrată prin două contragreutăţi dispuse pe arbori suplimentari care să se rotească în sensuri diferite, cu turaţie dublă arborelui cotit, ca în cazul monocilindrului.Datorită dispunerii simetrice a forţelor faţă de mijlocul arborelui, momentul rezultant al forţelor de ordin doi se anulează:

(4.97)

Forţele centrifuge Fr sunt egale la toate manivelele, având la cilindrii 1 şi 4 sensuri contrare faţă de cilindrii 2 şi 3. Prin urmare, rezultanta forţelor centrifuge este nulă, respectiv:

(4.98)

Datorită dispunerii "în oglindă" a manivelelor arborelui cotit, momentul rezultant al forţelor centrifuge este nul, adică:

(4.99)

Se pot utiliza contragreutăţi cu rol doar de a descărca lagărele paliere de forţele centrifuge ale fiecărui maneton sau de momentele acestora, mai ales în cazul motorului cu trei lagăre de sprijin.

Fig.4.27 Schema motorului cu 4 cilindri în linie în 2 timpi


1.1.1.10 Echilibrarea motorului cu 4 cilindri în 2 timpiAcest motor are manivelele arborelui cotit dispuse la 900. Schema arborelui şi sensurile forţelor sunt prezentate în fig.4.27.Forţele de inerţie de ordin unu pentru cei 4 cilindri vor fi:

(4.100)

Se constată că rezultanta forţelor de ordin unu se anulează, adică:

5

(4.101)Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin unu, calculat faţă de mijlocul arborelui este:

(4.102)

sau, după transformări:

(4.103)

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: şi

Prin urmare:

(4.104)

Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin unu poate fi parţial echilibrat printr-un sistem de contragreutăţi dispuse pe arbori suplimentari la unghiurile max

determinate mai înainte. În cazul motoarelor în doi timpi cu evacuarea prin supape, unul din arborii suplimentari îl constituie arborele de distribuţie.Forţele de inerţie de ordin doi pentru cei patru cilindri vor fi:

104

Fig. 4.29Fig. 4.28

(4.105)sau

(4.106)Prin urmare, rezultanta forţelor de inerţie de ordin doi este nulă, respectiv:

(4.107)

Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi calculat faţă de punctul A (vezi fig.4.27) este:

(4.108)

După transformări rezultă:

Rezultanta forţelor centrifuge pentru toţi cilindrii este nulă (vezi fig.4.27), adică:

Forţele centrifuge Fr1 şi Fr4 acţionează în acelaşi plan şi dau un moment:

(4.109)

Forţele centrifuge Fr2 şi Fr3 acţionează în planul perpendicular pe primul şi dau momentul:

(4.110)

Momentul sumar al forţelor centrifuge se poate calcula după schema din fig.4.28.

(4.111)sau, după transformări succesive:

(4.112)

Momentul rezultant al forţelor centrifuge acţionează într-un plan dispus la un unghi = 18026' faţă de prima manivelă (fig.4.28):

(4.113)

Acest moment poate fi echilibrat prin două contragreutăţi dispuse pe capetele arborelui cotit, ca în fig.4.29.Masa contragreutăţilor se obţine din expresia următoare:

(4.114)



(4.115)

7.4.5 Echilibrarea motorului cu cinci cilindriSchema motorului cu cinci cilindri în linie este prezentată în fig.4.30. Manivelele arborelui cotit sunt dispuse la 720.Forţele de inerţie de ordinul unu sunt date de relaţiile:

(4.116)Rezultanta acestor forţe este dată de expresia:

(4.117)Dar,

Prin urmare, rezultanta forţelor de ordin unu este nulă.

Forţele de inerţie de ordin doi au expresiile:

106

Fig.4.30 Schema motorului cu 5 cilindri în linie

(4.118)Rezultanta forţelor de inerţie de ordin doi este:

6 (4.119)Dar,

Deci, rezultanta forţelor de ordin doi este nulă:

Forţele centrifuge sunt constante ca mărime, egale pentru toţi cilindrii şi sunt în fază cu manivelele indiferent de poziţia arborelui cotit.

(4.120)Aceste forţe se echilibrează natural deoarece componentele lor pe direcţia primei manivele, respectiv perpendiculară pe aceasta se anulează reciproc.În planul primei manivele componenta rezultantei forţelor centrifuge este:

(4.121)sau:

7(4.122)

În planul perpendicular pe prima manivelă se obţine:

(4.123)sau

(4.124)Prin urmare

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:


sau

(4.125)Pentru = 0 se obţine:

(4.126)Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi nu se echilibrează. Scriind momentul forţelor faţă de axa cilindrului 5 rezultă:

sau

(4.127)Pentru = 0 se obţine:

(4.128)

Deci, momentele forţelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie nu se echilibrează.Aceste momente pot fi echilibrate parţial cu dispozitive mecanice cu mase de rotaţie dispuse pe arbori suplimentari (vezi echilibrarea motorului monocilindric).Atenuarea eforturilor produse de momentele externe se poate realiza şi prin adoptarea unei ordini de aprindere convenabile, dictată de stelajul manivelelor.Ordinea de aprindere 1-3-5-4-2-1 este cea mai convenabilă.În continuare se analizează echilibrarea momentelor forţelor centrifuge. Momentele acestor forţe nu se echilibrează natural. Ele pot fi echilibrate cu contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit. Numărul contragreutăţilor trebuie să fie par pentru a se obţine o anumită simetrie faţă de mijlocul arborelui cotit. Cea mai convenabilă soluţie foloseşte 6 contragreutăţi, aceasta fiind cea mai tehnologică.Pentru cilindrul din mijloc se vor folosi două contragreutăţi dispuse la 180 faţă de axa manivelei 3. Acest unghi determină apariţia unei rezultante mai mici între forţele centrifuge ale contragreutăţilor manivelei 3 şi forţele centrifuge ale manivelelor din planele cele mai apropiate Fr1 şi Fr5, respectiv forţele centrifuge ale manivelelor învecinate Fr2 şi Fr4 (vezi fig.4.31)Amplasarea celorlalte 4 contragreutăţi se face în aşa fel încât să fie satisfăcută condiţia echilibrării forţelor centrifuge după proiecţiile în plan vertical şi orizontal.În plan orizontal, echilibrarea se realizează natural prin dispunerea simetrică a contragreutăţilor.În plan vertical, conform relaţiei scrise pentru jumătate din contragreutăţi rezultă condiţia (vezi fig.4.31):

(4.129)

unde - unghiul dintre G1, respectiv G6 şi axa OYβ - unghiul dintre G2, repectiv G5 şi axa OX.

Se utilizează contragreutăţi cu mase egale, deci: Prin urmare se obţine condiţia de dispunere a contragreutăţilor:

(4.130)

108

Au fost analizate mai multe variante de perechi de unghiuri (,β).

În toate cazurile se urmăreşte obţinerea unor rezultante mici între Fr şi forţele centrifuge ale contragreutăţilor Fcg vecine. De asemenea, se următeşte obţinerea unui moment compensator corespunzător (dat de contragreutăţi), având în vedere şi necesitatea realizării unei rezerve de echilibrare dinamică pe maşini de echilibrat.Se adoptă soluţia A, cu = 420 şi β = 120, cea mai indicată din punctul de vedere al echilibrării momentelor.Se calculează mărimile momentelor forţelor centrifuge faţă de mijlocul arborelui cotit (manivelei 3).

(4.131)

unde a 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:

(4.132)

unde şi sunt versorii direcţiilor Ox, respectiv Oy.Se obţine momentul de dezechilibru prin însumarea vectorială a momentelor forţelor centrifuge pentru toţi cilindrii, adică

Fig.4.31 Dispunerea contragreutăţilor la motorul cu 5 cilindri în linie


(4.133)sau

(4.134)Ca mărime scalară momentul de dezechilibru are expresia:

(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.

(4.136)

unde s-au notat:l1 - distanţa de la contragreutatea G1, respectiv G6 la mijlocul arborelui cotit (vezi fig.4.31);l2 - distanţa de la contragreutatea G2, respectiv G5 la mijlocul arborelui cotit;l3 - distanţa de la contragreutatea G3, respectiv G4 la mijlocul arborelui cotit.Se construieşte poligonul momentelor forţelor centrifuge ale contragreutăţilor (fig.4.32) folosind expresiile vectoriale ale momentelor:

110

Fig.4.32. Determinarea momentului de dezechilibru Md al forţelor centrifuge

(4.137)

Prin însumarea vectorială a momentelor centrifuge date de cele 6 contragreutăţi se

obţine momentul compensator , adică

(4.138)Ca mărime scalară se obţine:

(4.139)Pentru echilibrarea momentelor forţelor centrifuge este necesară îndeplinirea condiţiei:

Cele două momente rezultante au aceeaşi direcţie (direcţia manivelei 3), sensuri opuse şi deci rezultă relaţia:

(4.140)Din relaţia anterioară rezultă condiţia de determinare a masei contragreutăţilor şi a rezei lor de dispunere:


(4.141)Practic, momentul compensator Mc trebuie să fie mai mare decât momentul de dezechilibrare Md, fiind necesară o rezervă pentru echilibrarea dinamică a arborelui cotit.

7.4.6 Echilibrarea motorului cu şase cilindri

1.1.1.11 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în linieMotorul cu şase cilindri în linie, în patru timpi are manetoanele dispuse la 1200, cum se arată în schema din figura 4.34.Expresiile forţelor de inerţie de ordinul I sunt următoarele:

112

Fig.4.33. Determinarea momentului compensator Mc al forţelor de inerţie ale contragreutăţilor

Fig.4.34. Schema motorului cu 6 cilindri în linie,în 4 timpi

(4.142)Rezultanta acestor forţe este dată de expresia:

(4.143)sau, după prelucrări succesive,

(4.144)Deci, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu se anulează.Pentru forţele de inerţie de ordin doi se obţin expresiile:

(4.145)sau:

(4.146)

Ţinând cont că:se obţine că rezultanta forţei de inerţie de ordin II se anulează, adică:

(4.147)

Datorită dispunerii "în oglindă" a manetoanelor arborelui cotit şi a simetriei forţelor de inerţie (vezi fig.4.34) rezultă că momentele sumare ale forţelor de inerţie de ordinul I, respectiv II sunt nule, adică:

Considerând arborele cotit format din doi arbori cu trei manivele "în oglindă" şi repetând raţionamentul de la paragraful 4.4.3., se demonstrează că forţele centrifuge se echilibrează reciproc. Deci, rezultanta forţelor centrifuge este nulă.

Momentul rezultant al acestor forţe este de asemenea nul, manivelele arborelui fiind în oglindă, adică:

În concluzie, motorul cu şase cilindri în linie, cu manivelele dispuse la 1200 este complet echilibrat.Utilizarea contragreutăţilor pe braţele arborelui cotit se practică pentru descărcarea lagărelor paliere.


1.1.1.12 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V de 120Arborele cotit al motorului are trei manivele, ca şi al motorului cu trei cilindri în linie (fig.4.24).Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie acţionează după axele cilindrilor. Deci, pentru cei trei cilindri din stânga, respectiv pentru cei din dreapta, analiza echilibrării acestor forţe va fi identică cu cea de la motorul cu trei cilindri.Forţele de ordinul unui raportate la poziţia primului cilindru din stânga sunt:

(4.148)

şi, deci:

(4.149)

Pe linia din dreapta:

(4.150)şi deci:

(4.151)

În mod analog se procedează cu forţele de ordinul doi. Pe linia din stânga se obţine:

(4.152)şi deci:

(4.153)

Pentru linia din dreapta:

şi deci:

(4.154)

Forţele centrifuge de la cele trei manivele se echilibrează reciproc (vezi şi echilibrarea motorului cu 3 cilindri în linie), adică:

114

Momentele forţelor de inerţie nu se echilibrează, iar rezultantele sunt date de expresiile:

(4.155)

(4.156)

(4.157)Cu s-a notat distanţa dintre axele cilindrilor vecini de pe acelaşi rând.

1.1.1.13 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V de 90o

Motorul cu şase cilindri în V de 900 are arborele cotit cu manivelele dispuse la 1200

ca la motorul cu trei cilindri.Forţele de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie se echilibrează pe linii de cilindri (vezi echilibrarea motorului 6V 1200), pe linia din stânga, respectiv dreapta, rezultând:

(4.158)Pentru studiul echilibrării forţelor centrifuge este convenabil să se analizeze motorul ca fiind format din trei motoare cu doi cilindri în V la 900. Pentru fiecare manivelă rezultă o forţă sumară provenită de la rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu pentru cilindrul din stânga şi cel din dreapta şi din forţa centrifugă a manivelei considerate (vezi şi echilibrarea motorului cu doi cilindrii în V la 900):

(4.159)

Această rezultantă are mărime constantă şi este orientată pe direcţia manivelei. Ea poate fi echilibrată cu contragreutăţi dispuse pe fiecare manivelă. Masa contragreutăţilor necesare, dispuse la raza r , va fi:

(4.160)

Trebuie menţionat faptul că atât forţele de inerţie de ordin unu cât şi forţele centrifuge se echilibrează reciproc pe ansamblul motorului. Echilibrarea lor pentru fiecare manivelă în parte este necesară pentru a evita apariţia momentului forţelor de ordin unu şi cel al forţelor centrifuge, adică:

Momentul rezultant al forţelor de ordin doi rămâne neechilibrat şi are următoarea expresie:


(4.161)

1.1.1.14 Echilibrarea motorului cu şase cilindri în V la 150

Motorul cu 6 cilindri în V la 150 în patru timpi are schema prezentată în fig.4.35. Arborele cotit are 6 manivele. Unghiul dintre manivelele corespunzătoare cilindrilor de pe aceeaşi linie este de 1200, iar dintre manivelele vecine 150.

Expresiile forţelor de inerţie de ordinul I sunt următoarele :

(4.162)

Ţinând cont că:

(4.163)Se obţine:

(4.164)

Pentru forţele de inerţie de ordin doi se obţin expresiile:

(4.165)

116

Având în vedere că

(4.166)se obţine

(4.167)

Se analizează în continuare echilibrarea forţelor centrifuge Fr. Analiza se face prin descompunerea forţelor centrifuge pe direcţia primei manivele (a forţei Fr1), respectiv pe direcţia perpendiculară pe prima manivelă, adică:

Dar

Se verifică uşor că

Deci, rezultanta forţelor centrifuge este nulă, adică:

Analiza echilibrării momentelor forţelor de inerţie de ordin unu şi doi se face efectuând sumă de momente faţă de axa primului cilindru, pe linii de cilindri şi făcând apoi însumarea geometric. Pentru = 0 se obţin relaţiile:

(4.168)

(4.169)

Momentele forţelor de inerţie de ordin unu, respectiv doi pot fi echilibrate parţial cu sisteme de echilibrare, cu arbori suplimentari.

Fig. 4.35 Schema arborelui cotit la motorul cu 6 cilindri în V la 150


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:

adică

(4.170)

Momentul rezultant al forţelor centrifuge este:

(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.

7.4.7 Echilibrarea motorului cu opt cilindri

1.1.1.15 Echilibrarea motorului cu opt cilindri în linieSchema 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:

(4.172)

Se constată că rezultanta forţelor de ordin unu este nulă, adică:

Forţele de inerţie de ordin doi au expresiile de mai jos:

118

Fig.4.36 Schema motorului cu 8 cilindri în linie

(4.173)

Rezultanta forţelor de ordin doi va fi, deci, nulă:

Forţele centrifuge sunt egale şi constante ca mărime şi în fază cu manivelele arborelui cotit:

Datorită dispunerii favorabile a manivelelor arborelui cotit, forţele centrifuge se echilibrează două câte două, deci rezultanta lor este nulă:

Datorită dispunerii manivelelor simetric faţă de mijlocul arborelui cotit momentele sumare ale forţelor de ordin unu, ordin doi şi centrifuge vor fi nule, adică:

Prin urmare, la motorul cu 8 cilindri în linie, atât forţele, cât şi momentele lor sunt complet echilibrate.

1.1.1.16 Echilibrarea motorului cu opt cilindri în VSchema motorului cu opt cilindri în V, în patru timpi este prezentată în fig.4.37. Stelajul manivelelor este identic cu cel de la motorul cu patru cilindri în linie, în doi timpi. Unghiul dintre liniile cilindrilor este de 900.Analiza echilibrării se face privind motorul ca fiind constituit din patru motoare cu câte doi cilindri în V. După cum s-a arătat la motorul cu doi cilindri în V, rezultanta

forţelor de inerţie de ordin unu este şi este orientată radial după axa

manivelei. Datorită dispunerii în opoziţie a manivelelor, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu este nulă:

Pentru fiecare pereche de cilindri în V, ţinând cont de dispunerea manivelelor, rezultanta forţelor de inerţie de ordin doi se determină după cum urmează.Pentru prima manivelă:

(4.174)Pentru manivela a doua:

(4.175)


Pentru manivela a treia:

(4.176)

Pentru manivela a patra:

(4.177)

Forţele sumare de inerţie de ordin doi pentru toate perechile de cilindrii sunt în planul orizontal al axei arborelui cotit. Ele, fiind egale ca mărime şi de sensuri opuse două câte două, se echilibrează reciproc. Prin urmare, rezultanta forţelor de ordin doi este nulă:

Momentele sumare ale forţelor de inerţie de ordin doi pentru perechile de cilindri egal depărtaţi faţă de mijlocul arborelui cotit sunt egale şi de sensuri contrare. Prin urmare, momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi pentru toţi cilindrii va fi nul, adică:

Forţele sumare centrifuge pentru fiecare manivelă în parte sunt egale ca mărime şi orientate radial după direcţia manivelelor respective. Deoarece manivelele sunt dispuse în acelaşi plan două câte două şi orientate în sensuri opuse, forţa centrifugă sumară pentru toţi cilindri este nulă, adică:

Momentele forţelor centrifuge şi momentele forţelor de inerţie de ordin unu se analizează împreună. Momentul sumar al forţelor centrifuge şi forţelor de inerţie de ordin unu se determină ca sumă a momentelor forţelor centrifuge şi forţelor F jI faţă de mijlocul arborelui cotit (punctul A din fig.4.27)Pentru manetoanele 1 şi 4 momentul sumar va fi:

(4.178)

120

Fig.4.37 Schema motorului cu 8 cilindri în V la 90o, în 4 timpi

Pentru manetoanele 2 şi 3 momentul sumar va fi:

(4.179)

Momentele M1,4 şi M2,3 acţionează în plane perpendiculare şi deci, momentul sumar pentru toţi cilindrii se obţine prin însumarea lor geometrică:

(4.180)sau

(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)

(4.182)

Acest moment, constant ca mărime poate fi echilibrat prin două contragreutăţi dispuse pe capetele arborelui cotit, ca în fig.4.29.Masa contragreutăţilor se determină din condiţia egalităţii momentelor:

(4.183)


(4.184)

7.4.8 Echilibrarea motorului cu zece cilindriÎn cadrul acestei grupe de motoare se analizează echilibrarea motorului cu cilindri în V la 900. Schema motorului este prezentată în fig.4.38. Schema arborelui cotit este identică cu a motorului cu cinci cilindri în linie (fig.4.30).Studiul echilibrării motorului cu zece cilindri în V de 900 se bazează pe cunoaşterea problemelor echilibrării motorului cu cinci cilindri în linie şi motorului cu doi cilindri în V de 900.Din studiul echilibrării motorului cu cinci cilindri se cunoaşte că forţele de inerţie de ordin unu şi doi şi forţele centrifuge se anulează. Prin urmare, la motorul cu zece cilindri în V de 900, utilizând un arbore cu manivelele dispuse la 720, făcând analiza pentru fiecare rând de cilindri, rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu şi doi şi forţele centrifuge se anulează:

(4.185)

Pentru analiza momentelor forţelor de inerţie de ordin unu se porneşte de la rezultanta pe fiecare manivelă pentru cei doi cilindri, adică:

(4.186)

Această rezultantă acţionează după direcţia manivelei şi este constantă ca mărime, deci ea poate fi tratată ca o forţă centrifugă. Rezultanta forţelor de inerţie de ordin unu de pe fiecare manivelă se însumează cu forţa centrifugă corespunzătoare manivelei şi se obţine:


(4.187)

Momentele acestor forţe sumare pentru toate cele cinci manivele se însumează ca şi momentele forţelor centrifuge de la motorul cu cinci cilindri în linie, dând un moment de dezechilibru Md.Se utilizează pentru echilibrarea momentului Md 6 contragreutăţi dispuse pe braţele arborelui cotit ca la motorul cu cinci cilindri în linie (fig.4.31). Este necesar ca momentul compensator Mc al forţelor centrifuge al celor 6 contragreutăţi să fie mai mare decât momentul Md (Mc>Md), fiind necesară o rezervă pentru echilibrarea dinamică a arborelui cotit.Momentele forţelor de ordinul doi se studiază considerând forţele rezultante pe cele cinci manivele (vezi echilibrarea motorului cu doi cilindri în V la 900), adică:

(4.188)Toate aceste forţe rezultante acţionează în plan orizontal. Schematic, ele sunt reprezentate în fig.4.39.Calculând momentul rezultantelor forţelor de ordin doi faţă de mijlocul motorului (manivela 3) se obţine relaţia:

sau

(4.189)unde a reprezintă distanţa dintre două manivele consecutive .Pentru = 0 se obţine expresia:

(4.190)

Momentul rezultant al forţelor de inerţie de ordin doi rămâne neechilibrat.

7.4.9 Echilibrarea motorului cu doisprezece cilindri

122

Fig. 4.38 Schema motorului cu 10 cilindri în V la 90°Fig.4.39 Schema forţelor FjII la motorul cu 10 cilindri în V la 900

Se va analiza echilibrarea motorului cu doisprezece cilindri în V de 900 (12 V 900), în patru timpi. Unghiul dintre manivele este de 1200. Schema arborelui cotit este identică cu cea a arborelui motorului cu şase cilindri în linie.Motorul 12V900 se realizează în cazul când face parte dintr-o familie care cuprinde motoare 8V900 şi 10V900, (toate aceste motoare putând fi fabricate pe aceleaşi linii tehnologice.Studiul echilibrării motorului cu 12 cilindri în V de 900 se bazează pe analiza echilibrării motorului cu şase cilindri în linie şi motorului cu doi cilindri în V de 900

(2V900).Din studiul echilibrării motorului cu şase cilindri în linie, se ştie că forţele de inerţie de ordin unu şi doi şi forţele centrifuge se anulează. Prin urmare, la motorul cu 12 cilindri în V de 900 se poate scrie pentru fiecare rând de cilindri suma forţelor de inerţie şi a celor centrifuge:

(4.191)unde:

Pentru analiza momentelor forţelor de inerţie de ordin unu se porneşte de la rezultanta pe fiecare manivelă pentru cei doi cilindri, adică:

(4.192)

Această rezultantă acţionează după direcţia manivelei şi este constantă ca mărime, deci ea poate fi tratată ca o forţă centrifugă. Rezultanta forţelor de ordin unu de pe fiecare manivelă se însumează cu forţa centrifugă corespunzătoare manivelei şi se obţine:

(4.193)

Momentele acestor forţe pentru toate manivelele dispuse simetric faţă de mijlocul arborelui cotit se echilibrează reciproc, dar încarcă fusurile paliere şi, în special, fusul palier din mijloc, adică:

(4.194)

Momentul rezultant pentru toate manivelele este nul, adică:

Pentru descărcarea lagărelor se pot pune contragreutăţi pe fiecare braţ de manivelă cu masa:


(4.195)

Analiza momentelor forţelor de inerţie de ordin doi se face pornind de la rezultanta pe fiecare manivelă a arborelui (vezi echilibrarea motorului cu doi cilindri în V la 900), adică:

(4.196)

Momentele rezultantelor forţelor de ordin doi de pe manivelele simetrice faţă de mijlocul arborelui cotit se echilibrează reciproc, adică:

(4.197)

Prin urmare, momentul rezultant al forţelor de ordin doi pentru toţi cilindri este nul:

Aşadar, motorul cu 12 cilindri în V la 900 este complet echilibrat.

7.5 Calculul volantuluiVariaţia momentului motor conduce la accelerări şi decelerări ale arborelui cotit. Aceasta conduce la acumulări sau restituiri de energie cinetică în mecanismul motor în perioada de accelerare respectiv decelerare.În fig.4.40 se evidenţiază influenţa neuniformităţii momentului motor asupra vitezei unghiulare a arborelui cotit.

124

În regim staţionar de funcţionare a motorului, variaţiile vitezei unghiulare se apreciază prin gradul de neuniformitate , care reprezintă raportul dintre amplitudinea maximă a vitezei unghiulare şi valoarea sa medie, adică:

(4.198)

Gradul de neuniformitate a vitezei unghiulare se alege din condiţii funcţionale impuse motorului sau autovehiculului, corelându-se cu valoarea momentului de inerţie a volantului. În general pentru se recomandă următoarele valori: = 1/180…1/300 pentru motoare de automobile; = 1/80…1/150pentru motoare de tractoare şi maşini agricole.Pentru alegerea volantului se determină prin planimetrare mărimea lucrului mecanic suplimentar A12 (fig.4.40).Momentul de inerţie necesar al volantului se poate determina cu relaţia următoare:

(4.199)

unde mv - masa volantului;Dm =(D1+D2)/2 - diametrul mediu al volantului (vezi fig.4.41)

Deci, dimensiunile principale ale volantului pot fi determinate cu relaţia următoare:

(4.200)

Pentru un grad de neuniformitate a vitezei unghiulare impus, dimensiunile volantului vor depinde de neuniformitatea momentului motor prin mărimea ariei A12, care la rândul său depinde de numărul cilindrilor. Dependenţa dimensiunilor relative ale volantului de numărul de cilindri se reprezintă în fig.4.42.

Fig.4.40. Influenţa neuniformităţii momentului motor asupra vitezei unghiulare a arborelui cotit


Se constată că la creşterea numărului de cilindri se poate obţine acelaşi grad de neuniformitate a vitezei unghiulare cu un volant de dimensiuni mult mai mici.Diametrul volantului se limitează astfel încât viteza periferică să nu depăşească 65 [m/s] pentru volanţi din fontă, respectiv 100 [m/s] pentru volanţi din oţel.

126

Fig. 4.41 Elementele dimensionale ale volantului

Fig. 4.42 Dependenţa dimensiunilor relative ale volantului de numărul de cilindri

8 CONSTRUCŢIA ŞI CALCULUL BLOCULUI MOTOR

8.1 Principii de construcţie a blocului motorDin punct de vedere structural blocul motorului îndeplineşte rolul de schelet al motorului, el servind la fixarea şi amplasarea diverselor mecanisme şi subansambluri.În timpul funcţionării blocul motorului preia forţele şi momentele dezvoltate în diferitele mecanisme. De aceea principalele condiţii pe care trebuie să le îndeplinească sunt: rigiditate optimă şi stabilitate dimensională.La construcţia blocului motor se va avea în vedere că rigiditatea motorului poate fi obţinută prin următoarele metode: nervurarea pereţilor transversali în special în zona de sprijinire a arborelui cotit; mărirea numărului de lagăre al arborelui cotit; prin turnarea într-o piesă monobloc a blocului cilindrilor cu carterul; prin utilizarea soluţiei de carter tunel.Formele constructive ale blocului motorului diferă în funcţie de tipul motorului; numărul şi dispunerea cilindrilor; tipul de răcire; tipul cămăşilor de cilindri.

8.1.1 Blocul motor al motorului răcit cu lichidLa motoarele răcite cu lichid cilindrii sunt grupaţi în blocul cilindrilor care împreună cu carterul se constituie într-o singură piesă (fig.5.1.)

Construcţiile cu blocul cilindrilor şi carterul ca piese separate sunt utilizate numai la motoare de mare putere. Asamblarea în acest caz se realizează cu şuruburi lungi, care asigură montajul chiulasei cu blocul şi carterul.Blocul motorului poate fi construit cu cilindri nedemontabili soluţie la care cilindri şi blocul se constituie într-o piesă unică şi cu cilindri demontabili, când cilindri se constituie în piese separate care se montează în bloc.

Fig.5.1.Bloc motor

C O N S T R U C Ţ I A Ş I C A L C U L U L B L O C U L U I M O T O R

Blocul motorului cu cilindri nedemontabili are costul de fabricaţie şi de montaj mai redus, în schimb este mai complicat constructiv. În plus soluţia determină apariţia de tensiuni interne după turnare datorită duratelor şi vitezelor inegale de răcire a pereţilor exteriori şi interiori, de asemenea în timpul funcţionării apar tensiuni termice mai mari datorită gradientului de temperatură axial şi radial. Blocul cu cilindri nedemontabili se utilizează la motoarele de autoturisme şi autovehicule uşoare.

Blocul cu cilindri demontabili prezintă o serie de avantaje faţă de blocul cu cilindri nedemontabili dintre care cele mai importante sunt: confecţionarea cilindrilor din materiale cu calităţi superioare de rezistenţă la uzură; simplificarea turnării

128

Fig.5.2.Schema dispunerii elementelor blocului motor

blocului motor; menţinerea blocului în cazul uzurii sau defectării unuia din cilindri; reducerea tensiunilor termice ale cilindrului; se uşurează remedierea în cazul uzurii cilindrilor în exploatare.În cazul motoarelor cu alezaje mai mari de 120 mm se utilizează soluţia cu cilindri demontabili.Cilindrii demontabili pot fi de două tipuri: umed sau uscat.Cilindrul demontabil umed este udat la exterior de către lichidul de răcire. Soluţia asigură o bună transmitere a căldurii la lichidul de răcire.Cilindrul uscat se montează cu strângere sau liber în cilindrul prelucrat în bloc, astfel că el nu este udat de lichidul de răcire.Utilizarea cilindrului demontabil de tip uscat măreşte rigiditatea blocului motor ceea ce determină mărirea durabilităţii mecanismului motor.La construcţia elementelor blocului motor cu cilindri demontabili se are în vedere lungimea cilindrului. Aceasta este determinată ţinând seama de condiţia ca mantaua pistonului să nu depăşească marginea inferioară a cilindrului cu mai mult de 10-15 mm.În cazul utilizării cămăşii demontabile în blocul motor se prevede un locaş inelar de sprijin a cămăţii. La construcţie se are în vedere că presiunea dezvoltată pe suprafaţa de sprijin nu trebuie să depăşească 380-420 N/mm2 la blocul din fontă şi 140-180 N/mm2 la blocul din aliaje de aluminiu.Analiza structurii blocului motor arată că acesta este constituit dintr-o placă superioară (fig.5.2.) pe care se aşează chiulasa, o placă intermediară în care se fixează partea inferioară a cilindrilor şi care închide cămaşa de lichid de răcire. Aceste plăci sunt legate între ele prin pereţii transversali interiori şi pereţii exteriori longitudinali, uniţi cu pereţii carterului şi corpul lagărelor paliere ale arborelui cotit.

Fig.5.3.Schema dispunerii nervurilor blocului motor


Pentru a asigura rigiditatea necesară pereţii blocului motor se nervurează atât la

interior cât şi la exterior (fig.5.3.) astfel încât aceasta se constituie sub formă de corp zăbrelat.Construcţia blocului motor începe de la secţiunea primului cilindru şi se dezvoltă în direcţie longitudinală având în vedere datele constructive obţinute în urma calcului termic şi dinamic.Forma carterului se stabileşte pornind de la traiectoria descrisă de punctele exterioare ale bielei în mişcarea sa (fig.5.4.).Grosimea pereţilor se adoptă cât mai subţiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul funcţionării. Se recomandă pentru blocurile din fontă grosimi de perete de 4…5 [mm] şi 6…8 [mm] pentru blocurile din aliaje de aluminiu.Nervurile prevăzute pentru mărirea rigidităţii blocului vor avea grosimi cu 1…2 [mm] mai mari decât grosimea pereţilor exteriori, ele se racordează la pereţi şi suprafeţele de sprijin cu raze mari.

130

Fig.5.4.Schema stabilirii formei carterului blocului motor

Pentru răcirea cilindrilor se prevede o cameră de răcire cu grosime a stratului de lichid de 4…8 [mm]. Secţiunea camerei de răcire trebuie să ia în consideraţie faptul că viteza lichidului de răcire nu trebuie să depăşească 3,5 [m/s], pentru a nu antrena depunerile care pot obtura canalele de circulaţie. Forma camerelor de răcire se adoptă în aşa fel încât să se elimine posib ilitatea de formare a pungilor de vapori.În funcţie de cerinţele privind exploatarea motorului, camerele de răcire pot fi prevăzute cu ferestre de vizitare închise cu capace.La construcţia plăcii superioare se va avea în vedere ca bosajele pentru şuruburile chiulasei şi şuruburile pentru capacele lagărelor paliere să fie cât posibil colineare. Diametrul şuruburilor pentru chiulasă se situează între 8…12 [mm], iar adâncimea de înşurubare este (1,5…2,0)dşurub pentru bloc din fontă şi de (2,5…3,0)dşurub pentru bloc din aliaj de aluminiu.Lagărele arborelui cotit se prevăd în pereţii transversali ai blocului şi sunt constituite din două părţi, separate printr-un plan care trece prin axa fusului palier şi este normal la pereţii transversali.Lagărele arborelui cotit pot fi construite în două variante: lagăre suspendate şi lagăre rezemate. Motoarele de autovehicule sunt prevăzute cu lagăre din prima categorie.Capacele lagărelor se centrează lateral în bloc (fig.5.5.), înălţimea de centrare fiind de 10…15 [mm], pentru blocul din fontă şi 15…30 [mm] pentru blocul din aliaj de aluminiu. Pentru centrarea capacelor se pot adopta şi soluţii cu ştifturi sau bucşe prizoniere.

În cazul în care se adoptă soluţia constructivă cu arborele cu came amplasat în bloc, lagărele acestuia sunt prevăzute în pereţii transversali ai carterului, au forma unor orificii şi sunt într-un număr mai redus faţă de numărul lagărelor paliere.În blocul motor se amplasează o parte din canalizaţia instalaţiei de ungere. Rampa de ulei străbate întregul bloc şi este amplasată în general la baza cilindrilor având diametrul de 12...14 mm; din ea pornesc ramificaţii către lagărele paliere, lagărele arborelui cu came şi axul culbutorilor, diametrul acestora fiind de 6…8 [mm].

Fig. 5.5 Schema centrării capacului lagărului palier


Pe suprafeţele laterale ale blocului motor se prevăd bosaje pentru asamblarea organelor anexe.Pentru a răspunde cerinţelor impuse privind siguranţa în funcţionare, blocul motor se toarnă din fontă cenuşie. În cazul proiectării soluţiei cu cilindri demontabili pentru bloc se prevede o fontă ieftină m\rcile Fc200, Fc240, Fc280; iar când cilindrii sunt nedemontabili se utilizează fonta de calitate sau fonta uşor aliată.

132

Fig.5.6.Schema asamblării chiulasei cu blocul cilindrilor şi carterul motorului cu şuruburi lungi

Fig. 5.7.Schema asamblării chiulasei carterul cu cu blocul cilindrilor şi carterul

motorului cu şuruburi scurte

Aliajele de aluminiu sunt utilizate pentru motoare pentru autovehicule uşoare.

8.1.2 Blocul motoarelor răcite cu aerLa motoarele răcite cu aer cilindri sunt individuali şi sunt montaţi în carterul motorului.Asamblarea cilindrilor cu carterul motorului se poate realiza după două scheme: a) cu şuruburi lungi care trec prin chiulasă până la suprafaţa de aşezare a carterului (fig.5.6.); b) cu şuruburi scurte printr-o flanşă de reazem (fig.5.7.).

Uleiul necesar ungerii organelor montate pe chiulasă se trimite prin conducte exterioare sau prin tijele împingătoare.

8.2 Calculul blocului motorÎn cazul în care se consideră blocul motor sub forma de corp zăbrelat, se calculează zabrelele după modelele staticii grafice, construcţia fiind formată din elemente ce sunt imaginate ca fiind solicitate numai la tracţiune sau compresiune.Rigiditatea blocului se calculează convenţional cu următoarea relaţie:R = F/f.10-3 [N/mm] (5.1)unde: F - forţa de încărcare pe mijloc;

f - săgeata maximă la sprijinirea pe lagărele externe [mm].Rezultatul nu trebuie să fie mai mic de 20…25 [N/mm]Dacă R este mai mare de 100…150 [N/mm] pericolul apariţiei vibraţiilor la încovoiere este mai redus.Datorită faptului că blocul motorului este o piesă complicată şi supusă la solicitări statice şi dinamice este dificil de realizat un calcul exact prin metode tradiţionale.

Fig. 5.8 Secţiune prin blocul motorului răcit cu aer


Dezvoltarea programelor de calculator cu element finit permite analiza solicitărilor şi optimizarea soluţiei constructive a blocului motor încă din faza de construcţie.

134

9 CONSTRUCŢIA ŞI CALCULUL CILINDRILORILOR

9.1 Cilindrul motorului răcit cu lichidLa motorul răcit cu lichid se disting trei soluţii constructive de cilindri: cilindru prelucrat direct în bloc, cămaşă umedă şi cămaşă uscată.Soluţia cilindrului prelucrat direct în bloc se aplică în general motoarelor de autoturism şi necesită utilizarea pentru turnarea blocului de fonte care să corespundă cerinţelor impuse de siguranţa de funcţionare.Cămaşa este de tipul umed când este spălată la exterior de lichidul de răcire. Ea este demontabilă şi se utilizează la motoarele cu aprindere prin scânteie şi motoare cu aprindere prin comprimare de putere medie şi mare.În funcţie de modul de fixare şi de etanşare a cămăşii de lichid de răcire se deosebesc următoarele soluţii constructive:- cămaşă cu umăr de sprijin la partea superioară (fig.6.1.a);- cămaşă cu umăr de sprijin la partea inferioară (fig.6.1.b.);- cămaşă cu umăr de sprijin amplasat la (1/3...1/2)D de partea superioară (fig.6.1.c.).La cămaşa cu umăr de sprinjin la partea superioară pentru asigurarea stabilităţii şi păstrării formei geometrice în timpul funcţionării se prevăd două brâuri de ghidaj; la partea superioară şi la partea inferioară. La această soluţie etanşarea se realizează cu inele din cauciuc.Diametrul în zona de etanşare se adoptă la o valoare superioară diametrului exterior al cămăşii (De = D1 + 3…5 [mm]).Cămaşa cu umăr de sprijin la partea inferioară oferă o bună răcire a părţii superioare a acesteia. Datorită faptului că forţa normală dă naştere unui moment încovoietor pot apare deformaţii ale cămăşii, soluţia se aplică la motoarele cu aprindere prin scânteie de putere mică. Etanşarea la partea inferioară se asigură cu un inel de hârtie sau de cupru.

135

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

C O N S T R U C Ţ I A Ş I C A L C U L U L C I L I N D R I L O R

Soluţia cu umărul de sprijin coborât la (1/3…1/2)D de suprafaţa superioară asigură o bună răcire a părţii superioare a cămăşii şi elimină dezavantajul deformării cămăşii.Pentru a asigura etanşeitatea spre partea chiulasei la toate soluţiile de cămaşă umedă, partea superioară depăşeşte suprafaţa blocului cu 0,05…0,15 [mm].La construcţiea cămăşii trebuie ca trecerea de la umăr la partea cilindrică să se realizeze cu o porţiune conică cu înclinare de 2…50 pe o lungime 20…30 [mm] iar racordarea cu o rază de 1…2 [mm].Cămaşa uscată nu este în contact direct cu lichidul de răcire. Soluţia se aplică la motoarele cu aprindere prin comprimare cu diametrul alezajului până la 125 [mm].Cămăşile uscate pot fi montate prin presare în bloc sau liber.Cămăşile uscate presate în bloc au o construcţie simplă având forma unei bucşe cu grosimea peretelui de 2…4 [mm] (fig.6.3.a.).Cămăşile uscate montate liber în bloc sunt prevăzute cu sprijin la partea superioară (fig.6.3.b.) sau la partea inferioară (fig.6.3.c.).La strângerea şuruburilor chiulasei gulerul cămăşii trebuie să dezvolte pe suprafaţa de reazem o presiune de 3,8…4,2 [MPa] la blocul din fontă şi de 1,4…1,8 [MPa] la blocul din aliaje de aluminiu.

136

Fig. 6.3 Cămăşi 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

Lungimea cămăşii se determină ţinând seama de condiţia ca montarea pistonului să nu depăşească marginea inferioară cu mai mult de 10…15 [mm].Cămaşa de răcire se proiectează ţinând seama de condiţiile de preluare a căldurii, deci la partea superioară trebuie să depăşească nivelul primului segment de comprimare când pistonul se află la PMS iar la partea inferioară să depăşească nivelul segmentului de ungere când pistonul se află la PMI.

9.1.1 Cilindrul motorului răcit cu aerCilindri motorului răcit cu aer sunt de tipul independent şi se fixează separat pe carter. Particularitatea principală o constituie nervurile exterioare care măresc suprafaţa de transfer de căldură. Dimensionarea aripioarelor trebuie să se realizeze în aşa fel încât temperatura cămăşii să nu depăşească 473 [K]. Înălţimea şi numărul aripioarelor depind de debitul de aer al ventilatorului şi de posibilităţile tehnologice de realizare a acestora.Ţinând cont de distribuţia câmpului de temperatură în lungul cămăşi, gradul de nervurare trebuie să fie maxim la nivelul părţii superioare a cilindrului şi minim la partea inferioară a acestuia.La construcţie se ţine seama că la turnarea în formă sau în cochilă se obţine un pas al aripioarelor de 6…8 [mm] şi grosimi la vârf de 1,5 [mm], la cilindri cu diametrul alezajului sub 100 [mm] şi 2,0…2,5 [mm] în cazul cilindrilor cu diametre mai mari.La motoarele de mică cilindree se pot alege şi cilindri turnaţi din aliaje de aluminiu având depus la interior un strat de crom poros având grosimea de 50…60 [mm] sau pe o cămaşă de fontă se poate presa sau turna mantaua de aluminiu cu aripioarele de răcire (fig.6.4.b.)La construcţie se va adopta grosimea pereţilor de (0,06…0,07)D. La partea de fixare în carter cilindrul este prevăzut cu un guler având lăţimea de (0,05…0,06)D iar sub guler diametrul exterior al cilindrului va fi mai mic cu 0,5…1,0 [mm]. La partea de asamblare

137

Fig.6.4. Cilindri pentru motoarele răcite cu aer a) din fontă cu nervuri turnate; b)combinate din fontă şi aluminiu.


cu chiulasa, grosimea peretelui cilindrului se va adopta cel puţin (0,03…0,04)D iar înălţimea părţii de centrare de 10…15 [mm].

9.2 Calculul cilindrului

9.2.1 Calculul cilindrului cu cămaşă umedăÎn timpul funcţionării pereţii cilindrului sunt solicitatţi de forţa de presiune a gazelor, forţa normală de sprijin a pistonului şi dilatării.La construcţiea cămăşii umede, grosimea pereţilor se adoptă din condiţii de rigiditate

[ d = 0,06D+2 [mm] pentru MAS şi d = (0,065…0,075)D pentru MAC ].Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza şi din relaţia tensiunilor în plan longitudinal.

(6.1)

rezultă

(6.2)

Pentru cilindrul din fontă = 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

(6.3)

(6.4)

Tensiunea de încovoiere este dată de relaţia

(6.5)

138

Fig.6.5. Schema dispunerii forţelor pentru

calculul cămăşii de cilindru

unde:

Tensiunea totală are următoarea expresie:

(6.6)

În relaţiile de mai sus mărimile sunt:pg - presiunea maximă a gazelor [N/mm2];d - grosimea peretelui cilindrului [mm];N - forţa normală pe peretele cilindrului [Nm];h - distanţa din P.M.I. până la axa bolţului [mm].

În cazul că soluţia constructivă adoptată este de tipul cu sprijin şi etanşarea la partea inferioară tensiunile sumare nu trebuie să depăşească 59 N/mm2.

La construcţiea cilindrilor care se sprijină pe un guler la partea superioară, înălţimea H a gulerului cămăşii (fig.6.6) se consideră desfăşurată. Pe unitatea de lungime acţionează forţa:

[N/mm] (6.7)unde: F - forţa de strângere a cămăşii pe bloc şi este egală cu forţa ce acţionează asupra şuruburilor de chiulasă ale unui cilindru;

Dm - diametrul mediu de etanşare.Momentul încovoietor care acţionează în gulerul cămăşii este dat de relaţia:

(6.8)Tensiunea pentru o porţiune egală cu unitatea este:

(6.9)

Valoarea tensiunii se calculează pentru secţiunea x-x a cămăşii.

9.2.2 Calculul cilindrului cu cămaşă uscată

139

Fig.6.6. Schema de calcul a gulerului cămăşii umede


Un caz aparte îl reprezintă cămaşa uscată montată presat deoarece trebuie să se obţină o interferenţă a dimensiunilor exterioare ale cămăşii şi interioare ale cilindrului din bloc pentru a se 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:

(6.10)unde: Eb, Ec - module de elasticitate ale materialului blocului motor şi cămăşii de cilindru;

, - coeficienţii lui Poisson.Pentru motoarele la care blocul motor şi cămaşa se realizează din fontă relaţia (6.10) devine:

(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:

[mm] (6.12)

Diametrul exterior al cămăşii din bloc se determină din posibilităţile tehnologice de turnare a grosimii pereţilor.Tensiunile care apar în pereţii blocului şi ai cămăşii sub influenţa presiunii de strângere şi presiunii gazelor se calculează separat:1. Tensiunile care apar datorită presiunii de strângere (p):

a) Pentru cămaşa cilindrului- la interior:

[N/mm2] (6.13)- la exterior:

140

Fig.6.7. Tensiunile care apar la montajul cămăşii uscate presate

b) Pentru cilindrul din bloc- la interior:

[N/mm2] (6.15)- la exterior:

[N/mm2] (6.16)Pe baza teoriei tensiunii tangenţiale maxime se calculează tensiunea maximă pe suprafaţa interioară a cilindrului unde se întâlnesc valori superioare:

[N/mm2] (6.17)2. Tensiunile care apar datorită presiunii gazelor:

a) la interiorul cămăşii:

[N/mm2] (6.18)

b) la suprafaţa de separaţie dintre exteriorul cămăşii şi suprafaţa interioară a cilindrului din bloc:

[N/mm2] (6.19)

c) la exteriorul cilindrului din bloc:

(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 reprezintă însumarea tuturor tensiunilor.

9.3 Elemente de etanşare a cilindrilorEtanşarea cilindrului la partea superioară faţă de gazele arse se realizează cu garnitura de chiulasă iar faţă de lichidul de răcire în partea inferioară cu garnituri a căror formă depinde de soluţia constructivă adoptată.Garnitura de chiulasă se deformează sub efectul de strângere a chiulasei, în timpul arderii când presiunea gazelor tinde să îndepărteze chiulasa, materialul garniturii trebuie să posede o elasticitate suficientă pentru a urmării deplasarea chiulasei şi, să nu se compromită etanşarea. Temperaturile înalte cu care vine în contact garnitura de chiulasă nu trebuie să afecteze rezistenţa şi elasticitatea materialului.

În funcţie de materialul din care se confecţionează garnitura de chiulasă acesta poate fi: metalopastică, plastică sau metalică.

141

Fig.6.8. Garnitura metaloplastică


Garnitura metaloplastică este constituită dintr-o foaie de azbest armată cu o ţesătură din fire metalice sau o placă (inimă) din cupru sau oţel cu conţinut scăzut de carbon. Protecţia garniturii contra gazelor arse se realizează prin bordurare cu tablă din cupru sau aluminiu. La unele garnituri se bordurează şi orificiile de trecere ale lichidului de răcire. Tabla de bordurare a orificiilor depăşeşte nivelul materialului garniturii cu 0,10…0,15 [mm] (fig.6.8).Garnitura plastică se realizează din foi de azbest grafitat sau din cauciuc siliconic.Garniturile din azbest grafitat au o bună adaptabilitate la suprafeţele de etanşare. Orificiile acestor garnituri se bordurează cu tablă cositorită.La motoarele cu chiulase individuale etanşarea poate fi realizată cu ajutorul unui inel profilat din cauciuc siliconic plasat într-un canal executat în cămaşa cilindrului (fig.6.10).În acest caz strângerea chiulasei se realizează direct pe gulerul cămăşii cilindrului, ceea ce conduce la eliminarea arderii garniturii de chiulasă.În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare supraalimentate, datorită presiunilor din cilindru de valori mari garnitura de chiulasă este prevăzută în interiorul armăturii cu un inel de protecţie din oţel care este mai subţire decât garnitura în stare montată cu 0,05…0,15 [mm].

Orificiile garniturii pentru circulaţia uleiului şi lichidului de răcire se execută cu diametre mai mari cu 2…3 [mm] faţă de cele din bloc sau chiulasă pentru a se elimina efectul de

diafragmă la curgerea acestora. Orificiile pentru şuruburile (prezoanele) de chiulasă sunt cu 1…2 [mm] mai mari decât diametrul acestora.În cazul unor suprafeţe mari ale garniturii de chiulasă se execută decupări pentru a se realiza presiuni medii de strângere de 15…30 [N/mm2].

142

Fig.6.9.Bordurarea garniturii metaloplastice Fig.6.10.Inele de etanşare pentru fiecare cilindru

Fig.6.11.Etanşarea cămăşii cilindrului la partea inferioară a) inele de etanşare în

cămaşă;b) inele de etanşare în bloc.

Fig.6.12. Etanşarea cămăşii cilindrului cu sprijin la partea

inferioară

La motoarele răcite cu aer, datorită faptului că se utilizează chiulase individuale se utilizează garnituri confecţionate din aluminiu sau cupru de formă inelară.Garniturile metalice se execută din tablă de oţel cu conţinut produs de carbon cu grosimi de 0,4…0,6 [mm], pe suprafaţa acesteia se trasează conturul orificiilor de etanşat din cauciuc siliconic cu înălţimea de 0,6…1,2 [mm] şi lăţime 1,5…3,0 [mm].Etanşarea faţă de lichidul de răcire se realizează cu inele din cauciuc montate fie în canale executate în cămaşe (fig.6.11) fie în bloc pentru cămăşile cu guler de sprijin la partea superioară, sau mediană şi cu garnituri din hârtie sau cupru la cămăşile cu sprijin la partea inferioară (fig.6.12). În construcţie 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 etanşare

Dimensiuni

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 Adâncimead [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 0,05

143

Fig.6.13.Elemente constructive ale canalelorşi inelelor de etanşare


5,53 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…70peste 20 80…85

Diametrul porţiunii cilindrice a cămăşii pe care se execută canalele de etanşare se execută cu 0,5…1,0 [mm] mai mic decât diametrul de centrare superior.

144

10 CONSTRUCŢIEA CHIULASEI

10.1 Principii de construcţie a chiulaseiLa construcţia motorului cu ardere internă soluţia constructivă adoptată pentru chiulasă depinde: de tipul motorului; tipul răcirii, forma camerei de ardere; numărul şi amplasarea supapelor şi a arborelui de distribuţie; numărul şi amplasarea canalelor de admisie şi evacuare; amplasarea bujiilor sau a injectoarelor, şi eventual de amplasarea unor dispozitive de uşurare a pornirii motorului.

10.1.1 Chiulasa motorului răcit cu lichidLa motoarele pentru autoturisme şi autoutilitare se folosesc în general chiulase monobloc, chiulasele individuale fiind utilizate la motoarele cu aprindere prin comprimare de mare putere şi la motoarele răcite cu aer.La motoarele cu aprindere prin scânteie, solicitările mecanice fiind relativ mici, se adoptă soluţia cu chiulasa monobloc. Camerele de ardere cu largă răspândire datorită performanţelor energetice obţinute şi a nivelelor de noxe scăzut sunt: de tip pană (fig.7.1), în acoperiş (fig.7.2), sau semisferică (fig.7.3).La motoarele cu aprindere prin comprimare pentru autoturisme se utilizează chiulase monobloc sau pentru un grup de cilindri. La motoare cu alezaje mari de 130 [mm] se utilizează chiulase individuale care au avantajul unor tensiuni termice mai reduse.La motoarele cu injecţie directă chiulasele au o construcţie relativ simplă deoarece camerele de ardere sunt amplasate în pistoane (fig.7.4).Utilizarea camerelor de ardere divizate complică construcţia chiulasei. Camerele de vârtej se realizează din două părţi: partea superioară se toarnă împreună cu chiulasa; partea inferioară se constituie ca o piesă separată confecţionată din oţel termorezistent sau material ceramic (fig.7.5).Camerele de preardere sunt realizate din oţel termorezistent, ca o piesă separată

faţă de chiulasă (fig.7.6).Construcţia chiulaselor la motoarele în patru timpi prezintă particularităţi comune indiferent de tip.

145

Fig.7.1. Camerã de ardere tip panã Fig.7.2. Camerã de ardere tip acoperiş

C O N S T R U C Ţ I A Ş I C A L C U L U L C H I U L A S E I

Canalele de admisie trebuie să posede o geometrie şi un traseu care să asigure umplerea cât mai bună a cilindrilor cu încărcătură proaspătă, de asemenea să genereze şi să organizeze mişcarea încărcăturii din cilindru.La construcţia canalelor de admisie se ţine seama de reducerea pierderilor gazodinamice, aceasta realizându-se printr-o secţiune variabilă descrescătoare spre poarta supapei, iar raza de curbură spre poarta supapei se adoptă 0,5…0,6 din diametrul talerului supapei.La motoarele cu aprindere prin scânteie cu carburator canalele de admisie şi

evacuare se dirijează pe aceiaşi parte a chiulasei pentru a favoriza vaporizarea combustibilului. În cazul 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.

146

Fig.7.4b. Camerã de ardere la MAC cu injecţie directã

Fig.7.5. Cameră de vârtej

Fig.7.3. Camerã de ardere de tip semisferic

Fig.7.4a. Camerã de ardere la MAC cu injecţie directã

La construcţia cămăşii de apă se ţine seama că trebuie să se găsească acele soluţii constructive care să asigure răcirea pe o suprafaţă cât mai mare a camerei de ardere, canalului de evacuare, bosajelor ghidului supapei de evacuare, bujiei sau injectorului.La nivelul chiulasei circuitul de răcire trebuie să fie simplu fără ramificaţii importante şi să asigure o viteză de-a lungul pereţilor de minim 15 [m/s].La construcţia chiulasei trebuie să se ţină seama de asigurarea rigidităţii acesteia în acest scop, la adoptarea peretelui de aşezare cu blocul cilindrilor se au în vedere valori de (0,08…0,10)D iar pentru ceilalţi pereţi de 5…7 [mm], luând în considerare ca element principal valoarea dimensională a alezajului.Schimbul de gaze prezintă pentru motor o importanţă deosebită, iar etanşarea supapelor un aspect particular, la chiulasele la care scaunul supapei se prelucrează direct, grosimea peretelui este de (0,08…0,10)dc (dc - diametrul canalului de admisie şi poarta supapei) iar înălţimea adoptată trebuie să se încadreze în limitele (0,22…0,25)dc.La chiulasele confecţionate din fontă cenuşie scaunele amovibile se utilizează numai pentru supapele de evacuare. Scaunele se montează cu o strângere mică pentru a asigura reparabilitatea chiulasei (0,045…0,115 [mm]).La chiulasele realizate din aliaje de aluminiu se prevăd în mod obligatoriu scaune de supapă din material termorezistent la ambele supape. Pentru construcţia ghidului supapei de admisie şi evacuare trebuie să se respecte condiţia de ghidare şi de răcire a tijei supapei, în acest sens, lungimea ghidului se adoptă de peste şapte ori mai mare decât valoarea diametrului tijei supapei.Cunoscând faptul că ghidul supapelor se montează prin presare, ajustajul adoptat se situează în limitele (0,003…0,050)diametrul exterior al ghidului.Având în vedere condiţiile grele de ungere, jocul dintre tija supapei şi ghid se adoptă între (0,005…0,010)dts (dts - diametrul tijei supapei) pentru supapa de admisie şi (0,008…0,120)dts pentru supapa de evacuare.Grosimea peretelui chiulasei pentru montajul ghidului supapei se prevede la 2,5…4,0 [mm].

10.1.2 Chiulasa motorului răcit cu aerLa motoarele răcite cu aer chiulasele se execută individual.Construcţia chiulasei motorului răcit cu aer trebuie să asigure condiţia de a dirija aerul spre camera de ardere.

147

Fig.7.6. Chiulasa cu antecameră


Pentru a uşura accesul aerului la camera de ardere la M.A.S. se adoptă camera semisferică (fig.7.7.)

În cazul M.A.C. răcite cu aer se adoptă injecţia directă. Forma şi dimensiunile nervurilor pentru răcire se adoptă pentru a asigura un câmp uniform de temperatură şi al cărui nivel maxim să nu depăşească 500…530 [K] în zonele cele mai fierbinţi. Pentru a realiza acest deziderat nervurile se dispun perpendicular pe suprafeţele care trebuie răcite.

10.2 Calculul chiulasei

10.2.1 Calculul camerei de ardereVolumul camerei de ardere se calculează pornind de la raportul de comprimare adoptat în cadrul calculului termic şi volumul generat de cursa pistonului.

8 (7.1.)

unde: Vc - volumul camerei de ardere;Vs - volumul descris de piston;ε - raportul de comprimare.

Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie şi motoarele cu aprindere prin comprimare cu injecţie directă în funcţie de volumul şi forma camerei de ardere se pot determina dimensiunile constructive ale camerei de ardere.

148

În cazul camerei de preardere dimensiunile principale se pot determina ţinând seama de volumul camerei (format din două semisfere şi un cilindru) plus canalul considerat cilindric.Camera de vârtej prezintă un caz aparte deoarece trebuie să ţină seama de mişcarea încărcăturii din cameră " ".

9 (7.2.)

unde: k - viteza unghiulară a aerului din camera de ardere; - viteza unghiulară a arborelui motor.

Viteza unghiulară de rotaţie a încărcăturii în camera de turbulenţă se determină din condiţia egalităţii momentului cantităţii de mişcare a aerului care se găseşte în camera de ardere, cu integrala momentului cantităţii de mişcare a aerului care intră în cameră de la începutul procesului.La construcţie se adoptă raportul de vârtej = 25…40, iar pentru coeficienţii de

debit ai canalului de legătură = 0,7…0,8, iar aria secţiunii canalului de legătură se situează între 0,8…2,7% din aria capului pistonului. Viteza încărcăturii proaspete prin canalul de legătură trebuie să se situeze în limitele a 100…200 [m/s].La construcţia 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.

149

Fig.7.7. Chiulase răcite cu aer


10.2.2 Calculul chiulasei la solicitări mecaniceÎn timpul funcţionării motorului, chiulasa suportă un complex de solicitări variabile în timp datorate: variaţiei presiunii gazelor din cilindru, tensiunilor apărute la strângerea chiulasei pe bloc, tensiunilor termice remanente în chiulasă după turnare şi tensiunilor termice determinate de încălzirea inegală a diferiţilor pereţi.Se consideră că chiulasa este supusă la un ciclu de solicitare la oboseală, pentru a analiza aceste solicitări se consideră chiulasa ca o placă echivalentă circulară încastrată la diametrul mediu de strângere al şuruburilor pe fiecare cilindru.Grosimea plăcii echivalente trebuie să asigure rigiditatea chiulasei reale. Cercetările experimentale au arătat că luarea în considerare la stabilirea rigidităţii a grosimii reale şi a întăriturilor datorate canalelor şi pereţilor interiori se evaluează printr-un spor de rigiditate de 100%.

(7.3.)

Rezultă grosimea plăcii echivalente.

(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:

[N/mm2]10 (7.5)

[N/mm2] (7.6)

unde: F = p D2pg / 4 [N];h - grosimea plăcii echivalente.

În centrul plăcii tensiunile se calculează cu relaţiile:

[N/mm2] (7.7)

150

Fig.7.8. Schema de calcul a chiulasei

11 CONSTRUCŢIA PISTONULUI

11.1 Funcţiunile pistonuluiPistonul este reperul mecanismului motor, care îndeplineşte următoarele funcţii:- transmite bielei, prin intermediul bolţului, forţa de presiune a gazelor;- transmite cilindrului reacţiunea normală, produsă de bielă;- etanşează, împreună cu segmenţii, camera de ardere;- evacuează o parte din căldura degajată în procesul de ardere;- contribuie la dirijarea gazelor în cilindru;- are rolul de a asigura distribuţia amestecului gazos, în cazul motorului în doi timpi;- în cazul motorului cu aprindere prin comprimare, poate influenţa favorabil randamentul arderii prin participarea sa la procesul de formare a amestecului;- conţine, parţial sau integral, camera de ardere;- împreună cu segmenţii şi peretele cilindrului controlează grosimea filmului de ulei şi deci consumul de ulei.

11.1.1

Dimensiunile principale ale pistonului Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmtătoarele elemente funcţionale (fig.8.1)

151

Fig.8.2. Elementele dimensionale ale mecanismului motor

C O N S T R U C Ţ I A Ş I C A L C U L U L P I S T O N U L U I

Pistonul, segmenţii, bolţul, biela, cilindrul şi arborele cotit formează mecanismul motor(fig.8.2.)Principalele repere dimensionale ale acestui ansamblu sunt prezentate în figura 8.2. unde:D- diametrul cilindrului;Hk - distanţa de la axa bolţului la partea superioară a capului pistonului;L - lungimea bielei;R - raza manivelei;S - cursa pistonului (S=2R);Hz - distanţa de la axa arborelui cotit la suprafaţa frontală a blocului cilindrilor;H - înălţimea pistonului;Hko -înălţimea de comprimare;Hs - înălţimea fustei pistonului;Hso - distanţa de la axa bolţului la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere;Hsu - distanţa de la marginea inferioară a fustei pistonului la axa bolţului;DB - diametrul exterior al bolţului;A - distanţa dintre bosajele alezajelor pentru bolţ;B - lăţimea piciorului bielei;SB - distanţa de la fundul pistonului la muchia superioară a canalului segmentului de foc;RG - raza exterioară a contragreutăţii;AZ -distanţa dintre axele cilindrilor.Parametrii dimensionali ai capului pistonului depind (fig.8.3.) de caracteristicile constructiv-funcţionale ale motorului, pe care urmează să-l echipeze.HRB - distanţa de la generatoarea alezajului pentru bolţ la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere;HRF - înălţimea zonei "port-segmenţi";HFS - înălţimea de protecţie a segmentului de foc;HN - distanţa de la generatoarea alezajului pentru bolţ la fundul pistonului;SB - grosimea capului pistonului;HM - înălţimea camerei de ardere din capul pistonului.

152

a) b)Fig.8.3. Elementele dimensionale ale capului pistonului:

a) piston pentru motor cu aprindere prin scânteie;b) piston pentru motor cu aprindere prin compresimare

Pentru dimensionarea pistonului se pot folosi informaţiile rezultate în urma prelucrărilor statistice (tabelul 8.1).Modul în care se repartizează masa pe diferitele elemente componente ale pistonului este prezentat în tabelul 8.2. şi figura 8.4.O evaluare a masei, în funcţie de diametrul pistonului se poate realiza pornind de la diagramele din figura 8.4.

Tabelul 8.1Caracteristica

dimensională aMotor cu aprindere

prin scânteieMotor cu aprindere prin comprimare

pistonului injecţie directă injecţie indirectăHK/DDB/DA/D

HKO/DHS/DH/D

HFS/DSB/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

Tabelul 8.1

Zona Parte din masa grupei piston [%]

Parte numai din masa pistonului

[%]1. Fundul pistonului

2. Zona port-segmenţi3. Bosajele bolţului4. Fusta pistonului

5. Bolţul6. Inserţii

7. Siguranţele bolţului8. Segmenţii

14172217212-7

19243024293-

10

11.2 Principii de bază ale construcţiei pistonului

11.2.1 CAPUL PISTONULUIPartea pistonului, care vine în contact cu gazele fierbinţi sub presiune, în timpul funcţionării motorului, este capul acestuia. Profilul lui depinde de tipul motorului, de dispunerea supapelor şi de arhitectura camerei de ardere.

153


Pistoanele motoarelor cu aprindere prin comprimare, cu injecţie directă, au în cap o degajare (fig.8.6,a.) al cărui volum reprezintă 20...30% din cel al camerei de ardere. La motoarele cu injecţie directă capul este prevăzut cu o degajare, ce poate avea diferite forme (fig.8.6,b,c,d), în funcţie de particularităţile procedeului de formare a amestecului.La motoarele cu aprindere prin comprimare, puternic solicitate termic, în capul pistonului se prevede o inserţie de fontă cenuşie sau austenitică cu coeficient de dilatare apropiat de cel al aluminiului (fig.8.7,a,b,c,d,).

154

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.

Fig.8.5. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin scânteie: a) piston cu capul plat; b)piston cu capul concav; c) piston cu capul profilat.

a)

b) c)

d)

e)

f)

g)

155


h)

i)

Fig.8.6. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin comprimare:a) -injecţie indirectă;b,c,d,e) -injecţie directă - formarea în volum a amestecului;f,g,h) -injecţie directă - distribuţia mixtă a amestecului;i) - injecţie directă - distribuţia peliculară a combustibilului.

Armarea marginii superioare a camerei de ardere înlătură neajunsurile pentru o durată limitată de funcţionare. După parcursuri de 300.000…400.000 [km] se constată apariţia de fisuri în inserţie şi desprinderea de bucăţi din aceasta. Materialul austenitic are o dilatare mai redusă ca a aliajului de aluminiu, dar se încălzeşte mult mai puternic. Datorită deformaţiilor remanente, după o funcţionare îndelungată, apare un volum gol între inserţie şi fundul pistonului.Alte dezavantaje cauzate de folosirea inserţiei sunt determinate de dificultatea amplasării unui canal de răcire într-o poziţie eficientă, precum şi de creşterea costurilor de fabricaţie şi a greutăţii pistonului.

Realizarea pistonului, sau numai a camerei de ardere, (fig.8.8) din materiale ceramice (nitruri de siliciu, oxizi de zirconiu ş.a.) este o realitate. Cercetările intreprinse de Cummins Engine Company şi Taradcom, Ford, AVL, Perkins, VW, Porsche, Isuzu, Kyocera, Mazda, Toyota, Renault ş.a. au condus la

156

Fig.8.8. Pistoane din:a) nitrură de siliciu; b) 1-aluminiu; 2-oţel; 3-nitrură de siliciu;c) 4-nitrură de siliciu.

Fig.8.7. Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin comprimare cu inserţii de fontă în cap

rezultate deosebit de interesante, astfel încât motorul adiabatic a devenit o realitate.

11.2.2 ZONA PORT-SEGMENŢIDurabilitatea, siguranţa în funcţionare şi economicitatea unui motor sunt influenţate de performanţele ansamblului piston-segmenţi.Necesitatea de reducere a volumului constructiv al motorului şi creşterea puterii, prin majorarea turaţiei, au impus pistoanele mai scurte şi mai uşoare (fig.8.9). Acestea sunt capabile să asigure:- jocuri mici între piston şi cilindru;- diminuarea cantităţii de gaze scăpate în carter;- ungerea satisfăcătoare a suprafeţelor în mişcare relativă şi un consum redus de ulei;- rezistenţe ridicate la solicitările mecanice şi termice.La reducerea înălţimii constructive a pistonului, trebuie avut în vedere faptul că temperatura în zona canalului segmentului nu poate depăşi 480 K, când se folosesc uleiuri normale, şi 510 K când se utilizează uleiuri înalt aditivate.Lungimea zonei port-segmenţi este determinată de numărul segmenţilor necesari pentru a asigura o bună etanşare a camerei de ardere şi un consum redus de ulei. Opinia specialiştilor este aceea că exigenţele funcţionale pot fi asigurate de trei segmenţi (doi de comprimare şi unul de ungere).

157

Fig.8.9. Evoluţia pistoanelor pentru motoarele cu aprindre prin comprimare


Pentru a împiedica orientarea fluxului de căldură, de la capul pistonului către primul segment, canalul segmentului de foc se plasează sub nivelul fundului pistonului (8.10,a). În acelaşi scop, se racordează larg, la interior, regiunea port-segment cu fundul pistonului (fig.8.10,b).Deoarece materialul din dreptul canalului primului segment îşi pierde mai uşor duritatea şi suportă atacul agenţilor corosivi, o soluţie eficientă de protejare a lui este cea a utilizării unei inserţii de fontă, de forma unui inel (fig.8.10,c), sau a unui disc inelar din oţel (fig.8.10,d).Evaluarea temperaturii inserţiei port-segment din fontă austenitică, şi a regiunii imediat învecinate din piston, arată că aceasta, în zona canalului segmentului, este cu aproxinmativ 10 K mai redusă ca cea a materialului de bază.Suprafaţa frontală a inelului port-segment este retrasă faţă de cea a pistonului, pentru a evita contactul acestuia cu peretele cilindrului şi din condiţii tehnice de prelucrare. Pentru diminuarea scăpării de gaze muchia inferioară a canalului trebuie executată ascuţit (execuţiile 2 şi 3 fig.8.11.).O altă soluţie pentru reducerea gazelor scăpate este aceea a micşorării jocului funcţional în zona segmenţilor. Astfel, prin diminuarea jocului de la 0,35 mm la 0,30 mm cantitatea de gaze scăpate poate fi redusă cu aproximativ 30% (fig.8.12.).

11.2.3 FUNDUL PISTONULUIFundul pistonului este solicitat mecanic şi termic de gazele aflate sub presiune şi la temperatură ridicată.Pentru a controla temperatura în zona canalului primului segment de comprimare pistoanele, supuse unei solicitări termice înalte, sunt concepute cu o cavitate de răcire, prin care circulă ulei. Aceasta, în general, nu contribuie la diminuarea tensiunilor termice, deoarece în vecinătatea ei se măreşte gradientul de temperatură. De aceea, este necesar să se optimizeze forma şi poziţia sa.Evaluarea tensiunilor termice a arătat că:

158

- Odată cu creşterea grosimii fundului pistonului, tensiunile termice se majorează. De aceea, fundul trebuie să se dimensioneze din condiţia de a rezista forţelor datorate presiunii gazelor.- În cavitatea de răcire pot apare tensiuni înalte de margine, dacă grosimea peretelui dintre aceasta şi camera de ardere este prea mică. Valoarea de referinţă este, în acest caz, aproximativ 7% din diametrul pistonului.În cazul în care cavitatea camerei de ardere este foarte adâncă, marginea superioară a acesteia poate fi supusă la solicitări critice. Datorită scurgerii accelerate a gazului, transferul de căldură, în această zonă, este mare, dar evacuarea sa este stânjenită, îndeosebi la unghiuri mici de deschidere a cavităţii. Astfel se majorează temperatura muchiei superioare a camerei de ardere, fapt ce determină o solicitare supraelastică a acesteia (fig.8.13). La răcire, prin modificarea sarcinii sau oprirea motorului, apar tensiuni de întindere. Dacă acest proces se repetă de multe ori, aşa cum se întâmplă al motoarele de autovehicule, pot să apară fisuri termice de oboseală.Într-o măsură limitată, marginea camerei de ardere poate fi descărcată prin

optimizare constructivă (rotunjirea muchiilor şi a buzunarelor supapelor). Din partea materialului, o importantă influenţă o exercită dilatările termice. Cercetările comparative au atestat avantajele aliajului eutectic faţă de cel hipereutectic şi superioaritatea celui presat faţă de cel turnat.

159

Fig.8.12. Influen]a jocului dintre capul pistonului şi cilindru asupra scăpării de gaze

Fig.8.10. Particularităţile constructive ale capului pistonului

Fig.8.11. a) Soluţii constructive ale inserţiei segmentului de foc;b) Influenţa inserţiei asupra scăpărilor de gaze din carterul motorului.


11.2.4 BOSAJELE ALEZAJELOR PENTRU BOLŢDatorită înălţimii mici de comprimare şi cavităţii camerei de ardere

pistoanele motoarelor de autovehicule au spaţiul interior redus. Astfel, distanţa dintre bolţ şi fundul pistonului, denumită şi lungime de dilatare, este prea mică pentru a permite execuţia unui bosaj elastic, care să se sprijine prin nervuri, deoarece razele de racordare devin prea mici, iar concentratorii de tensiuni mari (fig.8.14,a). De aceea, pistoanele motoarelor pentru autovehicule se execută cu bosaje cu sprijin masiv. Sprijinul masiv asigură o rigiditate înaltă şi evită deformarea sub acţionarea forţelor de presiune a gazelor (8.14,b).Pentru diminuarea deformaţiilor pistonului, se caută soluţii care să permită realizarea unei distanţe cât mai mici între bosaje. La bolţ se poate obţine o îmbunătăţire prin mărirea diametrului său exterior.Majorarea diametrului bolţului nu este întotdeauna posibilă. În acest caz, realizarea unei biele cu piciorul teşit şi a unui bosaj trapezoidal, reprezită o soluţie interesantă şi de efect (fig.8.15). Prin această construcţie se măresc suprafeţele portante ale lagărelor şi se reduce încovoierea bolţului. De asemenea, se obţine o diminuare însemnată a tensiunilor în toate punctele critice (fig.8.16).

160

Fig.8.13. Influenţa formei camerei de ardere asupra distribuţiei câmpului termic în capul pistonului

161


La pistonul cu bosaje cu sprijin masiv centrul de oscilaţie (O - fig.8.17.) se situează deasupra mijlocului mantalei (O1). Prin deplasarea pistonului, forţele de frecare (Ff

= mN) produc un moment de basculare (Mb = m×N×D/2), în apropierea punctului mort superior. Momentul de basculare (Mtb = Ff×D/2 + N'a) este pozitiv când pistonul urcă şi negativ când el coboară. Pentru a se atenua efectul de basculare, la motoarele moderne se dezaxează axa alezajului pentru bolţ (e=0,014...0,025D) în sensul forţei normale, pentru cursa de destindere. Această soluţie constructivă asigură păstrarea semnului momentului de basculare în punctul mort superior.

162

Fig.8.16. Repartizarea tensiunilor într-un piston cu bosaje drepte şi trapezoidale

Fig.8.14. Tensiunile care apar în bosajele alezajelor pentru bolţ la

sprijin: a) rigid; b) elastic.

Fig.8.15. Piston cu bosaje trapezoidale şi bielă cu piciorul

teşit.

11.2.5 FUSTA PISTONULUIFusta 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 şi temperatura de funcţionare; profilul fustei; materialul pistonului; poziţia axelor; forma cilindrului.Forţa normală este transmisă cilindrului numai de o parte a suprafeţei mantalei pistonului (b=90…1000). De aceea, pentru reducerea masei pistonului se degajă zona corespunzătoare unghiului complementar după direcţia axei bolţului (fig.8.18,b).Lungimea mantalei trebuie să fie suficientă pentru a asigura un bun ghidaj, presiuni laterale reduse (0,4…0,6 MPa) şi a limita bascularea. Pe de altă parte, ea nu trebuie să fie exagerat de mare, pentru a nu mări, în mod inutil, înălţimea motorului.Datorită dilatării termice, a acţiunii forţelor de presiune a gazelor şi normală (fig.8.19), pistonul se deformează eliptic în acţiune transversală (axa mare după

163

Fig.8.18. Distribuţia forţei normale pe suprafaţa cilindrului: a) în plan axial; b) în plan normal la axa

cilindrului

Fig.8.19. Deformarea pistonului sub acţiunea: a) temperaturii; b) forţei de presiune a gazelor; c) forţei normale

Fig.8.20. a) Forma pistonului în secţiune transversală; b) legea de distribuţie a ovalităţii pistonului.


direcţia bolţului). Pentru a compensa această deformare, pistonul se execută sub formă eliptică, în acţiune transversală, cu axa mare a elipsei normală pe cea a alezajului pentru bolţ (fig.8.20,a).La pistoanele motoarelor cu aprindere prin scânteie, pentru a reduce fluxul de căldură către manta, cu scopul diminuării jocului dintre aceasta şi cilindru, în ea se execută o decupare sub formă de T (fig.8.21,a) sau P (fig.8.21,b) imediat după canalul pentru segmentul de ungere. Dezavantajul acestei soluţii constă în aceea că regiunea port-segment are un nivel ridicat de temperatură, iar pistonul, în ansamblu, o rigiditate scăzută. Ultimul dezavantaj se elimină prin conceperea unor nervuri, care leagă mantaua de capul pistonului.Cerinţa de a realiza jocuri mici (0,08…0,10 mm), la montaj, între piston şi cilindru poate fi satisfăcută prin introducerea în regiunea bosajelor pistonului a unor plăcuţe de invar (oţel aliat cu mult nichel) sau oţel de calitate (fig.8.22). Inserţia de invar sau oţel şi aliajul de aluminiu lucrează ca o lamă bimetalică, astfel încât, prin încălzire, sistemul se curbează foarte puţin în sensul evazării. Pistoanele astfel obţinute se numesc autotermice.

11.3 EFECTELE VARIATIILOR TERMICE ASUPRA PISTONULUIObţinerea unor performanţe ridicate la motoarele cu aprindere prin

comprimare este condiţionată şi de valoarea jocului, la rece, dintre mantaua pistonului şi cămaşa cilindrului. Pentru ca jocul la rece să fie cât mai mic, iar zgomotul în timpul funcţionării cât mai redus, trebuie ca mantaua să se dilate puţin.Acest deziderat este realizabil dacă se reduce fluxul termic de la capul pistonului către manta.

164

Fig.8.21. Pistoane cu decupare în fustă sub formă de: a) T; b) P

Pe de altă parte, decisivă pentru funcţionarea unui motor cu aprindere prin comprimare este temperatura pistonului în zona canalului segmentului de foc. Aceasta nu trebuie să depăşească 450…510 K, pentru a nu facilita cocsarea uleiului şi griparea segmentului. La depăşirea unui maximum de temperatură pot apare fisuri termice, în capul pistonului, datorită suprapunerii tensiunilor termice peste cele dinamice datorate presiunii gazelor. De aceea, trebuie ca valorile locale ale temperaturii să nu depăşească 630 K. Dar, mărimea temperaturii locale a capului pistonului este influenţată de forma camerei de ardere (fig.8.23).

De asemenea, temperatura capului pistonului este influenţată şi de tipul aspiraţiei. Astfel, creşterea presiuni medii efective, de la 0,84 [MPa] la 1,43 [MPa], prin supraalimentare fără răcire intermediară, atrage după sine majorarea temperaturii muchiei camerei de ardere cu 80K şi cu 45K în zona canalului primului segment de comprimare. Dacă aerul de supraalimentare este supus unei răciri intermediare, de la 475 K la 380 K, aceste creşteri de temperatură pot fi reduse la 43K în zona muchiei şi la 27 K în regiunea învecinată cu segmentul de foc.

Evacuarea căldurii din zona capului pistonului se poate realiza pe mai multe căi. Cea mai simplă este aceea care asigură răcirea forţată a capului pistonului prin construcţia unor jeturi de ulei în fundul lui. Uleiul necesar răcirii poate fi dirijat printr-o duză montată în piciorul bielei sau printr-un pulverizator plasat în apropierea rampei centrale de ungere. Soluţia este aplicabilă la pistoanele motoarelor cu putere specifică de 30…40[kW/dm2]. Ea asigură reducerea temperaturii la marginea camerei de ardere cu 3…5K (fig.8.24), în zona atinsă de jetul de ulei cu 10…14K, iar în partea opusă jetului de ulei cu 3…7K.

165

Fig.8.22. Piston autotermic


Un grad mai înalt de răcire se realizează dacă se practică în capul pistonului un canal de formă circulată (obţinut cu ajutorul: miezurilor confecţionate din amestecuri de săruri solubile în apă sau spumă de grafit ce poate fi arsă; locaşului din tablă de oţel, care se include în capul pistonului; prelucrării prin strunjire şi sudării cu fascicul de electroni - fig.8.25.), prin care circulă uleiul sub presiune.

166

Fig.8.23. Distribuţia câmpului de temperatură în capul pistonului pentru diferite tipuri de camere de ardere

Fig.8.24. Influenţa răcirii cu ulei, asupra temperaturii pistonului

Fig.8.25. Piston:a) cu miez din săruri; b) cu canal de răcire din tablă

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 pot obţine temperaturi mai joase cu 15…25 K, la marginea camerei de ardere, şi cu 3…10 K în zona canalului segmentului de foc, în condiţiile majorării, cu 3…8 K, a temperaturii uleiului evacuat.

Temperatura capului pistonului este influenţată şi de debitul uleiului circulat prin canalul de răcire (fig. 8.28).Pe de altă parte, temperatura capului pistonului este determinată şi de diametrul duzei pulverizatorului (fig.8.29).

O analiză globală a influenţei diferiţilor factori asupra temperaturii pistonului este prezentată în tabelul 8.3

11.3.1 PROFILUL PISTONULUISoluţiile constructive folosite la pistoanele motoarelor cu aprindere prin

scânteie nu se utilizează la cele ale motoarelor cu aprindere prin comprimare, deoarece conduc la obţinerea unei rigidităţi insuficiente şi la o încălzire a regiunii port-segmenţi.

Pentru a se obţine o rigiditate maximă a pistonului, alezajele pentru bolţ se plasează la o distanţă cât mai mică de capul său.Ca urmare a acţiunii presiunii gazelor şi a încălzirii pistonul se deformează. Datorită caracterului repartiţiei fluxului termic, pistonul se va deforma neuniform. Pentru a realiza jocuri uniforme între piston şi cilindru, la diferite orizonturi, profilul longitudinal al pistonului se poate realiza în diverse variante (fig.8.30.).

167

Fig.8.26. Comparaţie între temperatura pistonului: fără răcire (1), răcit prin stropire (2) şi răcit forţat (3), măsurată în: a) marginea camerei de ardere; b) inserţia segmentului de foc, la partea opusă jetului de ulei; c) inserţia segmentului de foc, în apropierea canalului de trimitere a jetului de ulei

Fig.8.27. Influenţa poziţiei canalului de răcire asupra temperaturii: a) muchiei camerei de ardere; b) inserţiei segmentului de foc; c) uleiului la ieşirea din canalul de răcire.


Tabelul 8.3.Caracteristicile

motoruluiModificarea condiţiilor

de funcţionareModificarea temperaturii pistonului în

canalul segmentului

de focRăcire cu apă Temperatura apei cu 10K

50% antigel8…10K5…10K

Temperatura băii de ulei

10K 1…3K

Duză în piciorul bielei 8…15KRăcirea pistonului cu

uleiDuză fixă 10…30K

Conul de răcire 30…60KMarginea camerei de ardere 80K

Temperatura uleiului de răcire

10K în canalul de răcire 4…8K

Presiunea medie a pistonului(n=ct)

1.105 N/m2 5…10K

Pistoanele cu canal de răcire

1.105 N/m2 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

168

Fig.8.28. Influenţa debitului de ulei prin canalul de răcire asupra temperaturii pistonului la marginea

camerei de ardere

11.4 MATERIALE PENTRU PISTOANEO altă soluţie eficientă pentru evacuarea căldurii din piston este cea a

utilizării unor materiale cu conductibilitate termică ridicată. Faţă de condiţiile de funcţionare ale pistonului, aliajele de aluminiu sunt cele mai satisfăcătoare. Totuşi ele prezintă dezavantajul, în comparaţie cu fonta, că au rezistenţa mecanică mai mică, coeficientul de dilatare mai ridicat şi costul mai mare.

Aliajul de aluminiu pentru pistoane reprezintă o combinare judicioasă a elementelor de aliere principale (Si, Cu, Mg, Ni) cu elementele de aliere secundare (Fe, Ti, Mu, Zu), în vederea obţinerii unui material care să satisfacă condiţiile impuse. Siliciul, cuprul şi magneziul majorează rezistenţa la tracţiune a aliajului şi reduc alungirea, iar nichelul măreşte rezistenţa la temperatură. Fierul formează cu aluminiul cristale dure rezistente la uzură, iar titanul determină o cristalizare fină a aliajului. Manganul şi zincul apar ca impurităţi.

După conţinutul elementului de aliere de bază, aliajele de aluminiu pentru pistoane se împart în două grupe: aliaje pe bază de siliciu (Al-Si-Mg-Ni- silumin) şi aliaje pe bază de cupru (Al-Cu-Ni-Mg- aliaje y). Dintre aliajele pe bază de siliciu, pentru pistoane se utilizează cele eutectice şi hipereutectice. Principalele caracteristici ale aliajelor de aluminiu pentru pistoane sunt date în tabelul 8.4.

Aliajele pe bază de siliciu posedă coeficient de dilatare termică redus, care se micşorează pe măsura creşterii conţinutului de siliciu. Aliajele hipereutectice corespund cel mai bine cerinţei de a avea un coeficient de dilatare cât mai apropiat de cel al cilindrului.

Datorită acestui fapt jocurile la rece pot fi mai mici, din care cauză uzurile, îndeosebi ale segmenţilor şi ale canalelor, vor fi mai reduse. Majoritatea constructorilor utilizează aliaje eutectice datorită dilatării reduse a acestora şi calităţilor bune în ceea ce priveşte frecarea. Totodată aliajele eutectice sunt mai puţin sensibile la formarea fisurilor.

169

Fig.8.29. Influenţa diametrului duzei asupra temperaturii pistonului: A) marginea camerei de ardere; B) canalul segmentului de foc, în zona de ieşire a uleiului de răcire; C) canalul segmentului de foc, în zona de intrare a uleiului de răcire; D) temperatura uleiului ce iese din piston.


Tabelul 8.4.Grupa Aliaje entectice Aliaje hiperentectice Aliaje yMărci

echivalenteATC

Si12CuMgNiKS 1275

MAHLE 124NURAL 3210

ATCSi18CuMgNi

Ks281,1MAHLE 138NURAL 1761

KS 282MAHLE 244

ATCCu4Ni2Mg2

KsKMAHLE y

El.aliere de bază [%]

11,0…13,5Si 16…19Si 23…26Cu 3,5…4,5Cu

Alte elemente de aliere [%]

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…2,82

Conductivitatea 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/mm2] 7500 8000 8600 7600[HB] la 293°K423°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 relativă A5 min [%]

0,3...0,3 1....3 0,2...0,7 0,5...1,5 0,1...0,3 0,3...10 5...12

Rezistenţa de rupere la oboseală

[daN/mm2] la 293°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 comprimare.

170

Pistoanele din fontă se întâlnesc mai rar în construcţia motoarelor de automobile. Ele au pereţi mai subţiri şi masa apropiată de cea a pistoanelor din aliaje de aluminiu. Se fabrică prin turnare în nisip. Cele din aliaje de aluminiu se obţin prin turnare în cochile sau prin matriţare.Constructorii de pistoane şi-au intensificat cercetările în direcţia găsirii unor noi materiale pentru pistoane, cu calităţi tehnico-economice superioare. Astfel, ei studiază în prezent posibilităţile de fabricare a pistoanelor din pulberi sinterizate.

Pentru sporirea durabilităţii pistoanelor, suprafaţa exterioară se acoperă cu straturi protectoare, care au calitatea de a mări aderenţa uleiului la metal şi de a îmbunătăţii calităţile antifricţiune. În acest sens pistonul se acoperă cu un strat de 5…30 [mm] de staniu, plumb, grafit, sau oxizi de aluminiu (eloxare).

11.5 Calculul pistonului

11.5.1 Calculul pistonului la solicitările mecanice

11.5.1.1 Calculul capului pistonului

Pistonul se schiţează în raport cu soluţiile constructive alese. Dimensiunile principale se adoptă pe baza datelor statistice (tabelul 8.5.) După ce s-au adoptat principalele dimensiuni ale pistonului, capul şi mantaua se supun unui calcul de verificare. Profilul longitudinal şi radial se trasează în raport cu dilatările admise.

Tabelul 8.5.Nr.

Tip motor m.a.s. m.a.c.

crt Denumirea D=65…100 mm D=90…180 mm

D=180…355 mm

1 Lungimea pistonului H

0,800…1,100D 0,800…1,500D 1,200…1,800D

2 Lungimea mantalei L

0,500…0,800D 0,500…1,000D 0,800…1,200D

3 Înălţimea de comprimare l1

0,500…0,700D 0,550…0,850D 0,700…1,100D

4 Înălţimea de protecţie a

0,060…0,120D 0,100…0,180D 0,150…0,220D

171

Fig. 8.30. Profilul pistonului în secţiune longitudinală


Nr.

Tip motor m.a.s. m.a.c.

segmentului de foc h

5 Grosimea flancului hc

0,035…0,450D 0,045…0,055D 0,045…0,055D

6 Grosimea capului 0,080…0,100D 0,140…0,170D 0,150…0,200D7 Distanţa dintre

bosajele alezajului bolţului b

0,250…0,400D 0,250…0,500D 0,250…0,500D

Capul pistonului se verifică în ipoteza că acesta este o placă circulară încastrată pe contur, de grosime constantă, încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru:

[N/m2]

(8.1)unde: di - diametrul interior al capului pistonului [m];

- efortul unitar( a=200…300 105 [N/m2] pentru aluminiu);pgmax- presiunea maximă a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].

11.5.2 Calculul zonei port-segmenţi

172

Fig. 8.31. Elementele de calcul ale pistonului

Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere şi forfecare de către forţa de presiune a gazelor scăpate prin interstiţiul dintre piston şi cămaşa cilindrului, care acţionează asupra segmentului.Valorile eforturilor unitare se calculează astfel:

- la încovoiere:

[N/m2] (8.2)

unde: [Nm]

este momentul încovoietor care solicită umărul canalului segmentului;

[m3]

modul de rezistenţă la încovoiere;- la forfecare:

[N/m2] (8.3)

Efortul unitar echivalent este:

[N/m2] (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 comprimare:

[N/m2] (8.5)

unde: AA - aria secţiunii reduse [m2].Efortul unitar admisibil la comprimare este cuprins in intervalul 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:

[mm] (8.6)

unde: l -distanţa de la fundul pistonului la generatoarea alezajului bolţului [mm].Pentru partea inferioară a zonei port-segment:

[mm]

(8.7)

173


unde: l'- distanţa dintre planul care delimitează zona port-segment şi generatoarea alezajului pentru bolţ [mm].

pme -presiunea medie efectivă [daN/cm2].

11.5.3 Calculul mantalei pistonuluiPresiunea specifică pe mantaua pistonului pentru a preveni întreruperea pelicului de ulei, nu trebuie să depăşească o anumită valoare determinată convenţional:

[N/mm2] (8.8)

unde: Nmax - forţa normală care acţionează într-un plan perpendicular pe axa bolţului [N];

LN - lungimea mantalei [m];Aev - aria suprafeţei evazate proiectată pe un plan normal pe axa bolţului

[m2].Pentru a asigura funcţionarea motorului în condiţii de deplină siguranţă este necesar ca:

psm < 3,0…5,0.105 [N/m2] la motoarele de autocamioane şi tractoare;psm < 4,0…7,0.105 [N/m2] la motoarele de autoturisme;psm < 10.105 [N/m2] la motoarele supraalimentate cu pistoane matriţate din aliaje de aluminiu.

Grosimea peretelui mantalei (fig.8.32.), respectiv diametrele interioare se determină cu următoarele relaţii:- în planul axei bolţului:

[mm] (8.9)

unde: l1 - distanţa de la partea inferioară a pistonului la axa bolţului [mm];- la partea de jos a mantalei;

[mm]

(8.10)

174

Fig. 8.32 Grosimea peretelui mantalei

unde: l1' - distanţa de la partea inferioară a pistonului la planul în care se calculează grosimea mantalei [mm].Grosimea pereţilor bosajelor pentru bolţ (fig.8.32.) se determină rezolvând următoarele ecuaţii:- la interiorul pistonului:

(8.11)

- la suprafaţa din exterior:

(8.12)

11.5.4 Calculul jocurilor segmentului în canalGrosimea segmentului fiind:

[mm] (8.13)

unde: K= 0,08 - constantă;pgmax - presiunea maximă din cilindru [daN/mm2 ]

a - efortul unitar admisibil [daN/mm2 ]

a = 5,5…6,5 [daN/mm2]se poate calcula distanţa dintre segment şi umărul din piston (fig.8.32.):

[mm]

unde: f -constantă f=0,075 pentru segemntul de foc,f=0,028 pentru ceilalţi segmenţi de comprimare,f= 0,046 pentru segmentul de ungere);

t - grosimea radială a segmentului [mm];b - grosimea axială a segmentului [mm];

- coeficient de dilatare pentru materialul pistonului [1/oC];T - temperatura segmentului de foc [oC].

Valorile recomandate pentru acest joc se dau în tabelul 8.5.Tabelul 8.6.

Jocul dintre segmenţi şi umărul canalului din pistonDiametrul pistonului

[mm]Tipul segmentului

100 150 200 250 300

Jocul dintre segmentul de foc şi umărul canalului [mm]

0,04…0,10 0,05…0,15 0,06…0,18 0,07…0,22 0,08…0,25

Jocul dintre segmenţii de compresiune şi

umărul canalului [mm]0,02…0,06 0,02…0,08 0,03…0,09 0,03…0,11 0,04…0,13

175


Jocul dintre segmentul de ungere şi umărul

canalului [mm]0,02…0,04 0,02…0,05 0,03…0,06 0,03…0,07 0,04…0,07

Distanţa radială dintre segment şi peretele canalului se calculează cu următoarea relaţie:

[mm] (8.15)

Dat fiind faptul că sub acţiunea forţei de presiune a gazelor, forţei normale şi temperaturii agentului de lucru, pistonul se deformează, acesta se concepe eliptic în secţiune transversală (axa mică a elipsei după axa alezajului pentru bolţ).

11.5.5 Calculul profilului pistonuluiOvalitatea mantalei pistonului este:

[mm] (8.16)

unde:

[mm] (8.17)

D - diferenţa de la diametrul nominal al pistonului, măsurată pe axa alezajului pentru bolţ;A = 0,002...0,004Dp;B = 0,001...0,0024Dp;y = distanţa de la marginea superioară a mantalei până la planul în care se calculează ovalitatea [mm];to - grosimea peretelui la partea superioară a mantalei [mm];ty - grosimea peretelui mantalei pentru poziţia y [mm];Pentru asigurarea unei funcţionări normale a pistonului este necesar ca jocul relativ în stare caldă, dintre piston şi cilindru, să fie în limitele următoare:

's = 0,002…0,003 în zona superioară a pistonului;'I = 0,001…0,002 în zona inferioară a mantalei.

Jocurile diametrale în stare caldă în zona superioară şi inferioară se determină cu expresiile:

[mm]

Jocurile diametrale în stare rece în zona superioară şi inferioară se determină sub formă de diferenţe:

[mm]

unde: Dps - diametrul pistonului în stare rece la partea superioară [mm];Dpi - diametrul pistonului în stare rece la partea inferioară [mm].

Diametrul pistonului în stare rece la partea superioară şi inferioară se determină cu relaţiile:

[mm]

176

(8.18)

[mm]

(8.19)unde: c , p - coeficientul de dilatare termică al materialului cămăşii cilindrului, rspectiv pistonului [l/k];

to - temperatura la care se efectuează măsurarea pieselor (to = 288K) [K];tc - temperatura pereţilor cilindrului în timpul funcţionării motorului [K];tps - temperatura pistonului în timpul funcţionării, în zona superioară, respectiv inferioară [K].

Forma câmpului de distribuţie termică din capul pistonului şi partea de ghidare se prezintă în figura 8.20.

177


178

12 CONSTRUCTIA SI CALCULUL SEGMENTILOR

12.1 Principii de construcţieSegmenţii au rolul de a realiza etanşarea camerei de ardere, de a uniformiza

pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului şi de a transmite cilindrului o parte din căldura preluată de piston de la gazele fierbinţi. Segmenţii care împiedică scăparea gazelor din cilindru în carterul motorului se numesc segmenţi de compresie iar segmenţii care distribuie uniform şi elimină excesul de ulei de pe suprafaţa cilindrului se numesc segmenţi de ungere.

Soluţiile care se adoptă la construcţia segmentului trebuie să ţină seama de cerinţele impuse de siguranţa în funcţionare, durabilitate, eficienţa etanşării şi preţ.

Eficienţa etanşării realizate de segment depinde de presiunea medie elastică (pe) aplicată de acesta pe oglinda cilindrului în corelaţie cu presiunea gazelor din spatele segmentului. Elasticitatea segmentului se opune tendinţei de întrerupere a contactului provocată de deformările de montaj şi termice, de uzura suferită de cilindru. Segmentul exercită presiunea pe pe oglinda cilindrului numai dacă este liber în canal, pentru a putea urmări deformaţiile cilindrului.La motoarele de turaţie ridicată datorită presiunii radiale mici a gazelor şi vibraţiei trebuie să se asigure segmentului presiuni medii elastice mărite.Mărirea presiunii medii elastice a segmenţilor diminuează pulsaţia acestora şi măreşte coeficientul de transfer de căldură spre cămaşa cilindrului. Valori prea ridicate ale presiunii pot provoca uzuri importante ale segmentului şi cămăşii.

La construcţia segmentului trebuie să se adopte o grosime radială de valoare redusă pentru a micşora masa acestuia. Dacă nu se pot utiliza materiale cu calităţi elastice superioare, se vor adopta segmenţi cu grosimi radiale mărite, ceea ce facilitează evacuarea căldurii de la pistoane la cilindri şi elimină vibraţiile radiale. Mărirea grosimii radiale conduce la creşterea tensiunilor de încovoiere în secţiune, de aceea se impune utilizarea unor materiale cu rezistenţa admisibilă la încovoiere ridicată.

179

Fig.9.1. Valoarea grosimii axiale a segmentului ca funcţie de turaţia motorului

C O N S T R U C Ţ I A Ş I C A L C U L U L S E G M E N T I L O R

180

Fig.9.3.Forme constructive de segmenţi

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 mare. La motoarele de turaţie ridicată creşterea grosimii axiale determină creşterea zonei portsegmenţi a pistonului, cu efecte negative asupra masei inerţiale ale acestuia, în plus creşte şi masa segmentului şi acesta intră uşor în pulsaţie şi vibraţie. De aceea se recomandă reducerea grosimii axiale a segmentului odată cu creşterea turaţiei motorului (fig.9.1.).

Până la un alezaj de 90 mm se recomandă funcţie de turaţia motorului a trei clase de segmenţi cu grosimi axiale b= 1,5; 2,0; 2,5 mm. Pentru alezaje cuprinse între 90…200 [mm] se confecţionează segmenţi cu grosimi axiale b= 2…4 [mm].Alegerea numărului de segmenţi ai pistonului trebuie să ţină seama de următoarele considerente: un număr mare de segmenţi nu îmbunătăţeşte etanşarea, ci măreşte numai înălţimea pistonului cu efecte negative asupra masei acestuia; un număr prea mic de segmenţi nu realizează siguranţa în funcţionare.Numărul de segmenţi poate fi mărit când se urmăreşte reducerea nivelului regimului termic al pistonului.

Rolul principal în etanşarea camerei de ardere îl are primul segment (fig.9.2.), ceilalţi segmenţi având o eficienţă mai redusă. Se apreciază că se realizează o etanşare optimă dacă presiunea gazelor după ultimul segement este de 3…4% din presiunea gazelor din camera de ardere, iar volumul de gaze scăpate spre carter este cuprins între 0,2…1,0% din volumul încărcăturii proaspete admise în cilindrul motorului.

La motoarele cu aprindere prin scânteie este suficient un singur segment de ungere care se plasează la partea inferioară a regiunii portsegment, asemenea soluţie se aplică şi la motoarele cu aprindere prin comprimare de turaţie ridicată. În cazul M.A.C. de cilindree mare deoarece jocul între piston şi cilindru este mare, se folosesc doi segmenţi de ungere, dintre care unul la partea inferioară a mantalei.În ceea ce priveşte forma constructivă în prezent există o mare varietate de tipuri (fig.9.3). Segmentul cel mai simplu este cel cu secţiunea dreptunghiulară (P01). Muchiile ascuţite ale segmentului curăţă pelicula de ulei, iar perioada de rodaj este mare deoarece segmentul se aplică pe cămaşa cilindrului cu toată grosimea axială.

181

Fig. 9.2. schema acţiunii de etanşare a segmenţilor


Primul dezavantaj se înlătură prin racordarea muchiilor segmentului; al doilea dezavantaj se înlătură dezvoltând o presiune specifică mai mare pe suprafaţa laterală. În acest scop se micşorează înălţimea de reazem a segmentului pe cilindru. Pentru a reduce înălţimea segmentului o primă soluţie constă în înclinarea suprafeţei laterale cu un unghi de 25'…45' (T01…B73). În acelaşi scop se prevede pe suprafaţa laterală o porţiune cilindrică de 0,4…0,8 [mm] şi una înclinată cu 2…10o (P22, P23, P24, T23, T24). Deschiderea unghiului este îndreptată totdeauna spre chiulasă pentru a reduce consumul de ulei. Pentru a se asigura o bună curăţire a uleiului se realizează segmenţi cu degajări de (0,25…0,30)b pe suprafaţa laterală (P20, P21, P23, P24, T20, T23, T24).

Realizând teşirea ambelor muchii ale segmentului se reduce înălţimea de reazem şi se creează efectul de pană la deplasarea segmentului în ambele sensuri; forma optimă fiind dată de segmentul bombat (B01…B73). Segmen]ii cu secţiune nesimetrică (P10, P11, P12, P30, P32, P60, T10, T11, T30, B10, B11, B12) se numesc segmenţi de torsiune sau de răsucire.

O soluţie eficientă împotriva blocării segmentului în canal o constituie segmentul trapezoidal realizat prin înclinarea feţelor cu 5…100 (fig.9.4.) (P31, T31, B31).

Durabilitatea segmenţilor se măreşte dacă suprafaţa laterală se acoperă cu un strat protector de crom. În acelaşi scop se prevăd canale pe suprafaţa laterală în care se introduc inserţii de cositor, bronz sau oxid de fier cu grafit, inserţii care depăşesc suprafaţa segmentului cu 0,05…0,10 [mm] şi au dimensiunile în secţiune de 0,5 x 0,6 mm. Pentru a mări rezistenţa la solicitări mecanice segmenţii se pot executa din două sau trei piese (P60…P65). Mărirea presiunii elastice exercitate de segment pe oglinda cilindrului, se poate realiza prin utilizarea şi la segmenţii de compresie a unor arcuri expandoare (P81, P82).

Segmenţii de ungere se clasifică în: segmenţi cu secţiune unitară sau neperforaţi şi segmenţi cu secţiune perforată. Segmentul neperforat evacuează o cantitate mai mică de ulei, segmenţii se perforează când este necesar să se evacueze o cantitate sporită de ulei. La segmenţii neperforaţi, suprafaţa de reazem pe oglinda cilindrului se micşorează prin prelucrare conică sau teşirea muchiilor

182

Fig.9.5.Segmenţi de ungere din oţelFig.9.4. Segment trapezoidal

(020, 023, 030...043, 051, 052, 061...063, 070) la care se adaugă degajarea pentru raclarea energică (020...024, 031, 050...073). La segmenţii perforaţi înălţimea de reazem se micşorează prin practicarea unor degajări şi reducerea adecvată a suprafeţei de reazem. La aceşti segmenţi presiunea elastică are valori cuprinse între 0,14…0,70 [N/mm2].Ca segmenţi de ungere se folosesc şi segmenţii cu expandor (050…082). Expandorul este un element elastic care se montează în spatele segmentului în canal. Expandorul contribuie la sporirea şi uniformizarea presiunii elastice aplicate de segment pe oglinda cilindrului (pe = 0,55…1,10 [N/mm2] expandor arc spiral).Principalele particularităţi constructive sunt prezentate în figura 9.5.Materialul pentru segmenţi trebuie să posede următoarele proprietăţi: 1) calităţi bune de alunecare; 2) duritate ridicată; 3) rezistenţă la coroziune; 4) rezistenţă mecanică ridicată la temperaturi ridicate; 5) modul de elasticitate superior la temperaturi mari; 6) calităţi bune de adaptabilitate la forma cilindrului.Fonta cenuşie constituie materialul care realizează un bun compromis între aceste cerinţe. Se utilizează fonta cenuşie cu grafit lamelar.În unele cazuri când este necesară o rezistenţă mecanică ridicată se utilizează oţelul.Aplicarea pe segment a unor straturi superficiale dure măreşte rezistenţa la uzare, cromarea poroasă reduce uzura segmentului de 2…5 ori, şi se aplică în general segmentului de foc.La construcţie se va ţine seama de recomandările din figura 9.6 şi tabelele 9.1…9.3.In continuare se folosesc următoarele notaţii:

183

Fig.9.6. Dimensiunile segmentului şi canalului din piston


t - grosimea radială a segmentului;d1s - diametrul interior al segmentului;d1c - diametrul canalului de segment;Dcil - alezajul cilindrului;b - grosimea axială a segmentului;hc - înălţimea canalului de segment;tc - dimensiunea radială a canalului;R - raza fundului canalului;Ja - jocul pe flancurile segmentului (Ja = hc-b);JP - jocul piston-cilindru;Jr - jocul radial al segmentului; Jr =1/2(dis-dic)

Tabelul 9.1.Înălţimea canalului de segment (hc)

Varianta MASNr.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 2 dreptunghiular

2,0 3,5 3,0 3,5

Canalul 1 şi 2 trapezoidal

2,5 3,0 3,5 4,0

Canalul 3 4,0 4,0 5,0 5,0

184

Tabelul 9.2Jocul pe flancurile segmentului ja şi jocul radial jr [mm]

Jocul pe flancurija [mm]

MASJocul radial jr [mm]

Tip canal răcit cu lichid răcit cu aersegment 1 0,030…0,005 (0,07) 0,050…0,070

(0,09)0,800

segment 2 0,020…0,040 (0,06) 0,030…0,050 (0,07)

0,800

segment 3de ungere

fontă

0,010…0,030 (0,05) 1,000

segment 3de ungere

oţel

0,030…0,050 (0,08)

Jocul pe flancuri ja [mm]MAC

Jocul radial jr [mm]

Tip canal răcit cu apă răcit cu aersegment 1 dreptunghiu

lar0,06…0,08 0,10…0,12 1,3* sau 1,4**

segment 2 dreptunghiular

0,04…0,06 0,06…0,08 1,3* sau 1,4**

segment 3 dreptunghiular

0,04…0,06 0,04…0,06 1,3* sau 1,4**

unghi 6° trapezoidal 0,040 0,040 1,3* sau 1,4**

unghi 15° trapezoidal 0,030 0,030 1,3* sau 1,4**

*diametrul interior al segmentului < 100 mm**diametrul interior al segmentului 100 mm

Tabelul 9.3.Înălţimea capului de piston până la primul segment

Înălţimea spaţiului dintre primul şi al doilea segmentMAS aspiraţie naturală cu 9,5 h1 = 4,5%DMAS cu > 9,5 sau supraalimentate h1 = 5,0%DMAC pentru autoturism sau autocamion cu aspiraţie naturală

h1 = 6,0%D

MAC cu supraalimentare şi răcire intermediară a aerului

h1 = 8…9%D

MAC supraalimentat h1 = 7…8%DÎnălţimea spaţiului dintre al doilea şi al treilea segmentMAS şi MAC h2 = 3,5%DMAC pentru autocamion h2 = 4,5%D

185


12.2 Calculul segmenţilorCalculul segmentului urmăreşte următoarele obiective:

1. Să se stabilească forma în stare liberă şi mărimea fantei astfel încât prin strângere pe 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.

12.2.1 Distribuirea presiunii radiale

Pentru stabilirea formei segmentului în stare liberă se pleacă de la acceptarea unei epure de presiune variabilă (fig.9.7). Curba de repartiţie a presiunii dezvoltate de elasticitatea proprie a segmentului se exprimă print-o serie trigonometrică de forma:

(9.1)

186

Fig. 9.7.Curba de repartiţie a presiunii segmentului pe oglinda cilindrului

Termenul iniţial (po) reprezintă presiunea

medie pe care o dezvoltă segmentul şi este partea

constantă a presiunii, restul expresiei fiind corecţia ei.În aceste condiţii expresia generală a curbei devine:

e ei

ei

n

p ( ) pp

pi

1

2

cos (9.2)

Dacă numărul armonicilor pentru care se dezvoltă calculul relaţiei convergente (9.2) este n=2, distribuţia de presiune reprezintă o variaţie lină (fig.9.8)

Curba ce se obţine se caracterizează prin raportul p

pe

e

max ,2 25

Alegându-se p

pe

e

max ,1 60 se obţine următoarea expresie pentru curba de

repartiţie a presiunii:

ep ( ) 2 3 1 0 42 0 18, cos , cos (9.3)

12.2.2 Calculul profilului segmentului în stare liberăLa calculul formei libere a segmentului se urmăreşte deplasarea relativă din poziţia de montaj în cea destinsă, a unui punct de fibra medie.Deplasarea relativă a unui punct N(R,y), (fig.(9.9) faţă de poziţia No(Ro,yo) se compune din deplasarea radială u şi deplasarea unghiulară definită prin relaţiile:

187

Fig.9.8.Curba de repartiţie lină a presiunii segmentului pe oglinda cilindrului


R R

0

0(9.4)

Ecuaţia diferenţială a deplasării radiale este următoarea:

ud

dR M

E I2

2 2

(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 dF0 0 (9.6)

unde: 0 0N H 12- distanţa de la braţul forţei la punctul No din secţiunea considerată (fig.9.10.a)

Deoarece: 0 0N H R 0 sin rezultă:

dM R dF 0 sin (9.7)

Forţa elementară într-o secţiune (fig.9.10.a) în fibra medie a segmentului poate fi exprimată prin relaţia:

dF p b R d

0e 0 (9.8)

unde: b - grosimea axială a segmentului.Deoarece forţa în fibra exterioară

dF p b R d

e 1 (9.9)

trebuie să fie egală cu cea din fibra medie, rezultă:

0e e

p p R

R 1

0

(9.10)

Deci:

188

Fig.9.10. Schema de calcul a momentului încovoietor

dM

R

Rb p R d

e 1

002 sin (9.11)

Pentru calcule se defineşte un parametru constructiv:

c b R

Rb D

tDt

1

0

1 1 1 (9.12)

unde: t - grosimea radială a segmentului.Astfel, se poate scrie expresia momentului produs în secţiunea de suma tuturor forţelor din dreapta secţiunii:

(9.13)

Pentru curba de presiune descrisă de ecuaţia (9.3) se obţine următoarea expresie pentru momentul M.

(9.14)iar pentru cazul general:

(9.15)Dacă se substituie relaţia (9.15) în ecuaţia diferenţială a deplasării date de relaţia (9.5), se obţine:

(9.16)Înlocuind:

(9.17)

Se obţine ecuaţia:

(9.18)

Ecuaţia (9.18) este neomogenă şi se rezolvă cu următoarele condiţii limită pentru segmentul montat:- secţiunea A-A (fig.9.10.b) fiind pe axa de simetrie nu poate efectua deplasări unghiulare, =0 şi du/d=0;

- deplasarea radială a segmentului după axa X-X (fig.9.10.a) este aceeaşi la cele două extremităţi, adică =0U U 13În aceste condiţii se obţine următoarea expresie generală a deplasării radiale:

189


(9.19)

Deplasarea radială pentru segmentul cu distribuţia presiunii după o curbă simplă este:

(9.20)Lungimea fibrei medii a segmentului este aceiaşi în stare liberă şi în stare montată:

Rd R d 0 0 (9.21)sau

0 0 0R u d R d 0 (9.22)

Neglijând termenii mici de ordinul doi, rezultă

du

Rd

00 (9.23)

Deplasarea unghiulară a segmentului de presiune variabilă se obţine rezolvând ecuaţia (9.23).

(9.24)

Deplasarea unghiulară pentru segmentul cu distribuţia presiunii după o curbă lină este:

(9.25)

Deplasarea unghiulară a capetelor în stare liberă se obţine pentru cu relaţia:

(9.26)

Distanţa dintre capete, măsurată pe fibra medie în stare liberă este:

190

s R 2 (9.27)

Substituind pe din relaţia (9.26) în (9.27) şi neglijând u rezultă:

S R K

p

i pi=2

n i

i

e

0

1

23

1

1 (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

n i

i

e

04

1

23

1

1

(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.

191

Fig.9.11. Scheme de repartiţie a presiunii segmentului


Tabelul 9.4.Valoarea rapoartelor pi/pe pentru diverse epure ale presiunii elastice

Curba presiunii

2

e

p

p3

e

p

p4

e

p

p5

e

p

p6

e

p

p7

e

p

p8

e

p

p9

e

p

p10

e

p

p11

e

p

p12

e

p

p

Fig. 9.11.a

0,309 -0,435

0,287 -0,196

0,141 -0,108

0,097 -0,093

0,079 -0,071

0,014

Fig. 9.11.b

0,205 -0,571

0,472 -0,322

0,279 -0,267

0,256 -0,214

0,178 -0,177

0,094

Fig. 9.11.c

0,254 -0,194

0,243 -0,184

0,166 -0,159

0,158 -0,148

0,146 -0,147

0,076

Fig. 9.8

0,420 -0,180

0 0 0 0 0 0 0 0 0

Coordonatele u şi fiind cunoscute se trasează profilul segmentului în stare liberă

(9.30)

12.2.3 Calculul grosimii radiale a segmentuluiGrosimea axială a segmentului se determină din condiţiile de evacuare a căldurii din piston şi de a limita pulsaţiile

[mm] (9.31)

unde k=0,08 - constantă;pgmax- presiunea maximă din cilindru [N/mm2];

- tensiunea admisibilă (55…65 [N/mm2]).Grosimea radială se calculează din formula lui Navier:

maxMW

-610 [N/mm2] (9.32)

unde: M - momentul încovoietor maxim al segmentului [N/m];W - modul de rezistenţă al secţiunii [m3].

Momentul maxim se calculează pentru y = 0

maxM c R p

p

i pei=2

n i

i

e

02

1

22

1

1 (9.33)

192

Înlocuind în relaţia (9.33) presiunea obţinută din relaţia (9.29) rezultă:

(9.34)

Înlocuind în relaţia lui Navier, şi având în vedere că I=Wt/2 iar

se obţine:

(9.35)

La construcţia unui segment se impune valoarea presiunii medii elastice (pe) în raport cu condiţiile lui de funcţionare, aceasta se calculează din relaţia (9.29):

(9.36)

Cum momentul de inerţie este I= bt3/12 substituind "c" din relaţia (9.16) şi pe Ro din relaţia Ro =f(D1,t), rezultă:

193


e i

i

ei

np E

S

DDt

p

i p

0 424

1

1

31

11

1

3 1

22

,(9.37)

Introducând în relaţia (9.35) în locul tensiunii maxime tensiunea admisibilă şi împărţind relaţia (9.35) cu (9.37), se obţine:

11

22

0 8161

21

1

Dt p p

i p

a

ei

i

ei

n

, (9.38)

Raportul D1/t reprezintă un factor constructiv de bază al segmentului.

12.2.4 Calculul tensiunilor din segment la montajPentru montajul segmentului pe piston este necesar ca prin intermediul unui dispozitiv capetele acestuia să fie desfăcute atât cât este necesar pentru a îmbrăca pistonul. Prin desfacerea segmentului apar tensiuni care au valoarea maximă în secţiunea opusă forţei.Tensiunea maximă se determină cu următoarea relaţie de calcul:

i i

i

ei

nm

Est

Dt

p

i p

max

1 21

1

1

31

1

2 1

22

(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 şi

194

Fig.9.12. Scheme de aplicare a forţei de desfacere a segmentului

Documents

Procese si Caracteristici ale motoarelor cu ardere interna