PROIECT DE CURS M.A.I

PROIECT DE CURS M.A.I

Proiecte de curs la motoare cu ardere intern

NDRUMTOR: conf. univ. dr. ing. Moroianu Corneliu

-CAPITOLUL 1-CONSIDERAII PRELIMINAREPrin efectuarea calcului termic al motorului se urmrete determinarea mrimilor de stare ale fluidului motor n evoluia sa n cadrul ciclului de funcionare. Cu aceste mrimi se va trasa diagrama indicat a ciclului de funcionare, prin intermediul creia se pot determina principalele mrimi caracteristice ale motorului.

Ipoteze simplificatoare

a) Fluidul motor este alctuit dintr-un amestec de gaze semiideale, care respect ecuaia universal de stare a gazelor;b) Ciclul de funcionare este format din evoluii cunoscute din punct de vedere termodinamic;c) n fiecare ciclu de funcionare arde complet cantitatea de un kilogram de combustibil - diagrama indicat astfel obinuta este similar cu cea real, pe baza ecuaiei de similitudini rezultnd i parametrii reali ai motorului;d) Arderea combustibilului se desfasoar iniial izocor si ulterior izobar;e) Comprimarea si destinderea reprezint transformri politrope cu exponeni constani;f) Modificarea compoziiei chimice a fluidului motor prin arderea combustibilului se realizeaz instantaneu la nceputul arderilor izocor i respectiv izobar;g) Procesul de admisie a fluidului proaspat lipsete din cadrul ciclului de funcionare, considerndu-se c admisia se realizeaz instantaneu la nceputul comprimrii;h) Evacuarea gazelor arse reprezint un proces izocor de cedare de caldur mediului ambient.

-CAPITOLUL 2-PARAMETRI INIIALI DE CALCUL

1. TIPUL MOTORULUI:Motorul dat in tema de proiectare este de tip NEW SULZER RTA 38, avand o putere efectiv de 6120 kW la o turaie de 196 rpm.Aadar motorul are urmtoarele caracteristici constructive:

D = 380 mmS = 1100 mm = 2 i = 9 n Ln = 196 rpm

2. PUTEREA EFECTIV A MOTORULUI :

Motorul cu aprindere intern consum o parte din lucrul mecanic dezvoltat n cilindri pentru nvingerea rezistenelor interne determinate de antrenarea mecanismelor i sistemelor auxiliare, de frecarea mecanic dintre suprafeele pieselor aflate n micare relativ i de frecrile gazodinamice dintre fluidul motor i organele de distribuie, piston, cilindru, chiulas. De aceea puterea efectiv (disponibil pentru consumator) este inferioar celei dezvoltate prin arderea combustibilului (adic puterea indicat).Motoarele se pot clasifica funcie de puterea efectiv astfel:- motoare de putere mic: Pe < 75 kW- motoare de putere medie: Pe = 75 ... 750 kW- motoare de putere mare: Pe = 750 ... 7500 kW- motoare de putere foarte mare: Pe > 7500 kW

Puterea pe cilindru este:

Puterea efectiv este:

Motorul considerat n proiectul de curs se ncadreaz n clasa motoarelor de putere mare.

3. NUMARUL DE TIMPI AI MOTORULUI:

Partea din ciclul motor care se efectueaz ntr-o curs complet a pistonului se numete timp. Un motor care efectueaz un ciclu complet n patru curse succesive ale pistonului (720 oRAC) se numeste motor n patru timpi; dac ciclul se realizeaz pe parcursul a dou curse succesive ale pistonului (360 oRAC), motorul este n doi timpi.Motorul considerat n proiectul de curs este un motor n doi timpi.

4. TURAIA MOTORULUI:

Numrul de rotaii efectuate de arborele cotit ntr-un minut se numete vitez de rotaie, turaia arborelui cotit, turaia motorului sau pe scurt turaie.Turaia nominal a motorului dat n proiectul de curs este:

Presiunea medie efectiv:

Asadar motorul dat este supraalimentat.

5. NUMRUL DE CILINDRI AI MOTORULUI:

n general numrul de cilindri este funcie de puterea efectiv a motorului. La motoarele cu aprindere prin compresie se nregistreaz urmtoarele valori:- motoare de putere redus: i = 1 ... 6- motoare de putere medie: i = 4 ... 8- motoare de putere mare: i = 6 ... 18

i = 9Astfel conform acestui criteriu motorul considerat se ncadreaz n categoria motoarelor de putere mare.Turatia n, mpreun cu cursa pistonului S, determin viteza medie a pistonului:

Rezult:

6. COMPOZIIA PROCENTUAL A COMBUSTIBILULUI:

Combustibilii utilizai la motoarele cu ardere intern sunt exclusiv de orgine petrolier. Ei reprezint amestecuri complexe de hidrocarburi, care conin i cantitai variabile, dar reduse, de compui cu oxygen, azot i sulf, precum i urme de compui cu sodiu, potasiu, fier, nichel i vanadiu. Mai pot fi prezente apa i reziduurile mecanice (cenua).Proprietaile combustibililor se definesc printr-un numr de caracteristici standardizate care se grupeaz n trei clase:- caracteristici care definesc proprietaile combustibilului determinate pentru procesele de pulverizare, vaporizare, autoaprindere i ardere;- caracteristici care definesc proprietaile combustibilului determinate pentru uzura motorului;- caracteristici determinate pentru transportul, depozitarea si distribuia combustibilului.Cei mai utilizai combustibili au urmtoarea compoziie chimic:

% carbon hidrogen oxigen apa sulf reziduri

Benzina 85,5 14,2 0,4 - - -Petrol 86 13,7 0,3 - - -Motorina 85,7 13,3 1 - - -Diesel marin 87 12,4 0,6 - - -Pacura 84 11 1 1 3 - Combustibil greu 87,9 7 1 0,75 3 0,35Se alege pentru motorul considerat motorin avnd urmtoarea compoziie chimic: Carbon: c = 85,7%Hidrogen: h = 13,3%Sulf: s = 0%Oxigen: o = 1%Ap: w = 0%

7. PUTERA CALORIFIC INFERIOAR A COMBUSTIBILULUI:

Prin ardere se degaj energia chimic a combustibilului. Cldura degajat n exterior prin arderea complet a unitaii de cantitate de substan combustibil se numete caldura de reacie. Aceasta depinde de natura combustibilului i de condiiile de presiune, temperatur i volum n care s-a desfurat reacia. Cldura de reacie precizat de presiunea constant de 760 torr i de temperatura constant de 0 C se numete putere calorific.Cnd puterea calorific include i cldura de vaporizare, ea se numete putere calorific superioar. n m.a.i. produsele de ardere sunt vaporizate la o temperatur superioar celei de condensare a vaporilor de apa i, de aceea, prin ardere se degaj mai puin caldur dect cea corespunztoare puterii calorifice superioare. Dac se scade din puterea calorific superioar caldura de vaporizare a apei, se obine puterea calorific inferioar.n funcie de tipul combustibilului ea nregistreaz diferite valori. Pentru motorin puterea calorific inferioar este cuprins ntre 41850 i 42275 kJ/kg.Se adopt urmtoarea valoare pentru motorul dat: Qi=42275 kJ/kg.

8. PRESIUNEA MEDIULUI AMBIANT:n cazul motoarelor navale presiunea mediului ambiant este presiunea atmosferic la nivelul mrii.

9. TEMPERATURA MEDIULUI AMBIANT:Pentru motoarele de la bordul navelor maritime i fluviale, temperatura mediului ambiant depinde de anotimp, zona de navigaie, momentul zilei, condiiile de ventilatie ale compartimentului maini etc. n funcie de aceste date ea poate varia n limitele 288 ... 323 K.Se adopt temperatura mediului ambiant-valoarea standard:

10. PRESIUNEA DE SUPRAALIMENTARE:Puterea motorului este proportional cu consumul orar de fluid proaspt. Se poate obine sporirea consumului de fluid proaspt, la aceeai turaie i cilindree, prin mrirea densitii acestuia.Creterea densitii se obine prin intermediul suflantei care comprim aerul din mediul ambiant de la presiunea mediului ambiant la presiunea de supraalimentare.n funcie de agregatul utilizat, supraalimentarea poate fi:- joas: ps = (1,2 ... 1,6) x 105 Pa- medie: ps= (1,5 ... 2,0) x 105 Pa- nalt: ps = (2,0 ... 4,0) x 105 PaSe va adopta un agregat de supraalimentare de presiune nalt calculat n practic ca fiind egal cu:

11. PRESIUNEA DE EVACUARE:Presiunea din colectorul de evacuare poate fi determinat prin calcul, plecnd de la rezistenele gazodinamice ale traseului de evacuare. Pentru calculele preliminare, n conformitate cu datele experimentale, presiunea de evacuare are urmtoarele valori:- pentru motoarele in 4 timpi, lente, cu admisie naturala: pev = (1,02 ... 1,06) x 105 Pa- pentru motoarele in 4 timpi, rapide, cu admisie naturala: pev = (1,05 ... 1,15) x 105 Pa- pentru motoarele in 2 timpi cu admisie naturala: pev = (0,8 ... 0,9) x pbal Pa- pentru motoarele in 4 si in 2 timpi, supraalimentate: pev = (0,7 ... 0,9) x ps PaAstfel pentru motorul considerat presiunea de evacuare are valoarea:

12. COEFICIENTUL DE SCDERE AL PRESIUNII:Datorit rezistenelor gazodinamice ale sistemului de admisie, presiunea fluidului proaspt la intrarea n cilindru este mai mic dect cea iniiala. Raportul dintre cele doua presiuni reprezint coeficientul de scdere a presiunii de admisie. Acesta are urmtoarele valori uzuale:- pentru motoarele n 4 timpi, cu admisie natural: = 0,75 ... 0,90 - pentru motoarele n 2 timpi, cu admisie natural: = 0,85 ... 0,95- pentru motoarele n 4 si 2 timpi, supraalimentate: = 0,88 ... 0,96Pentru motorul considerat se adopt urmtoarea valoare a coeficientul de scdere a presiunii de admisie minim:

13. TEMPERATURA GAZELOR ARSE REZIDUALE:Temperatura gazelor arse reziduale depinde de urmtorii factori: raportul de comprimare, sarcina i turaia motorului. Cu ct raportul de comprimare este mai mare, cu att gradul de destindere a gazelor va fi mai mare, ceea ce conduce la reducerea temperaturii gazelor reziduale. Cresterea sarcinii i a turaiei provoac mrirea temperaturii peretilor cilindrului, ceea ce conduce la mrirea temperaturii gazelor arse reziduale.Temperatura gazelor arse reziduale, pentru calcule preliminare, se poate considera cuprinsa ntre 600 si 900 K.Eroarea de apreciere a valorii temperaturii gazelor arse reziduale influeneaz puin temperatura fluidului proaspt la sfritul admisiei, datorit participaiei reduse a gazelor arse reziduale n compoziia fluidului proaspt. Valoarea adoptat va fi verificat n finalul calcului termic, urmrindu-se astfel corectitudinea calculelor efectuate.Pentru cazul considerat se adopt temperatura gazelor arse reziduale:

14. NCLZIREA AERULUI N CONTACT CU MOTORUL:La sfitul procesului de admisie, temperatura ncrcturii proaspete este mai mare dect temperatura iniial, datorit urmtoarelor cauze:- transferul de caldur de la pereii colectorului de admisie la fluidul proaspt;- nclzirea ncrcturii proaspete datorit contactului cu suprafeele fierbini din interiorul cilindrului: supape, piston, camaa de cilindru si chiulas;- nclzirea fluidului proaspat prin amestecarea cu gazele arse reziduale;- transformarea energiei cinetice a aerului proaspat n cldur, prin reducerea vitezei sale la patrunderea n cilindru.Prenclzirea aerului depinde de sarcina motorului, turaie i de condiiile de rcire ale motorului, lund valori cuprinse n domeniul: - pentru motoarele cu admisie natural: T = 10 ... 20 K- pentru motoarele supraalimentate: T = 5 ... 10 KSe adopt o prenclzire a aerului maxim cu valoarea:

15. RCIREA INTERMEDIAR A AERULUI DE SUPRAALIMENTARE:n scopul mririi densitaii aerului de admisie, la motoarele supraalimentate se poate introduce rcirea intermediar a aerului n schimbatoare de caldur speciale. Cderea de temperatur, n cazul unui grad de supraalimentare moderat este cuprins ntre 20 si 100 K, dar ea poate fi mai mare in cazul supraalimentarii nalte, prin utilizarea a doua rcitoare nseriate.Se adopt o rcire intermediar a aerului de supraalimentare n valoare de :

16. COEFICIENTUL DE EXCES DE AER:Pentru asigurarea unei arderi de bun calitate a combustibilului, aceasta se realizeaz cu o cantitate de aer sporit celei necesare arderii complete. Raportul dintre cantitatea real de aer, care revine unui kilogram de combustibil, i cantitatea teoretic necesar se numete coeficient de exces de aer.Micorarea valorii acestui coeficient reprezint una din msurile eficiente de forare a ciclului motor. Posibilitile de micorare a valorii acestui parametru depind ns de gradul de perfeciune a formrii amestecului carburant i a arderii, determinate la rndul lor de arhitectura camerei de ardere, dirijarea convenabil a fluidului proaspt i a combustibilului n aceast incint, precum i de caracteristicile echipamentului de injecie. La micorarea valorii coeficientului de exces de aer trebuie s se in seama de urmrile creterii solicitrilor termice ale ciclului.Conform datelor experimentale, coeficientul de exces de aer, n plin sarcin, variaz ntre urmtoarele limite:- la motoarele cu admisie natural, lente: a = 1,8 ... 2,0- la motoarele cu admisie natural, rapide: a = 1,3 ... 1,7- la motoarele supraalimentate: a = 1,7 ... 2,2Pentru motorul considerat se adopt un coeficient de exces de aer minim(n acest calcul experimentm o ardere cu condiiile cele mai grele):

17. COEFICIENTUL GAZELOR ARSE REZIDUALE:n momentul nchiderii organelor de evacuare, n cilindru rmn gaze de ardere provenite din ciclul precedent, numite gaze arse reziduale. Raportul dintre cantitatea acestora i cantitatea de aer introdus n cilindru se numete coeficient al gazelor arse reziduale.Valoarea sa depinde de raportul de comprimare, de presiunea i temperatura gazelor arse reziduale, de caracteristicile sistemului de distribuie, de turaie. Potrivit datelor experimentale, coeficientul gazelor arse reziduale are valorile:- la motoarele n 4 timpi, cu admisie natural: = 0,03 ... 0,06- la motoarele n 2 timpi, cu admisie natural:> cu baleiaj n echicurent, fr supape: = 0,03 ... 0,07> cu baleiaj n echicurent, cu supape: = 0,06 ... 0,12> cu baleiaj n contracurent : = 0,07 ... 0,15- la motoarele n 4 i 2 timpi, supraalimentate: = 0,01 ... 0,04Pentru motorul considerat se adopt coeficientul gazelor arse reziduale:

18. COEFICIENTUL DE UTILIZARE AL CLDURII:Arderea combustibilului n cilindrul motor este nsoit de pierderi de caldur n fluidul de rcire, pierderi datorate arderii incomplete, pierderi prin radiaie etc.Se utilizeaz noiunea de coeficient de utilizare a cldurii, care reprezint raportul dintre cantitatea de caldur utilizat pentru producerea de lucru mecanic exterior i pentru mrirea energiei interne a fluidului motor i cantitatea de caldur degajat prin arderea combustibilului.n cazul arderii izocore, coeficientul de utilizare a cldurii, pentru motoarele de turaie medie, se afl n limitele 0,75 ... 0,85 i se alege dup date experimentale. Pentru motoarele rapide, cu o bun formare a amestecului carburant i cu pierderi mici n fluidul de rcire, valoarea coeficientului poate ajunge la 0,90.Pentru arderea izobar, la motoarele de turaie medie, coeficientul este cuprins ntre 0,65 i 0,75. Pentru motoarele rapide el poate ajunge pn la 0,90. n cazul motoarelor foarte rapide, care funcioneaza dup un ciclu apropiat de ciclul teoretic cu ardere izocor i cu o prelungire nsemnata a arderii n destindere, valoarea coeficientului poate se se micsoreze pn la 0,55 ... 0,60. La motoarele lente, valoarea acestui coeficient poate depai 0,80.Se adopt coeficientii de utilizare a cldurii cu valorile:

19. COEFICIENTUL DE ROTUNJIRE AL DIAGRAMEI INDICATE:Diagrama indicat real a ciclului de funcionare se deosebeste de cea teoretic prin:- aria corespunzatoare proceselor de schimb de gaze;- ariile "pierdute" prin racordrile care se fac la diagrama indicat real;- abaterile proceselor reale de comprimare i destindere fa de procesele politropice cu exponeni constani.Raportul dintre aria diagramei indicate reale i cea a diagramei indicate teoretice se numete coeficient de rotunjire a diagramei indicate i ia valori n domeniul 0,96 ... 0,99.Pentru cazul motorului considerat n proiectul de curs se adopt un coeficient de rotunjire a diagramei indicate de valoarea maxima:

20. RANDAMENTUL MECANIC:Gradul de perfeciune a proceselor mecanice din motor este caracterizat de randamentul mecanic. El reprezint raportul dintre lucrul mecanic efectiv i cel indicat, msurate la acelai regim de funcionare al motorului.Experimental s-au obinut urmtoarele valori pentru diferite tipuri de motoare:- motoare n 4 timpi, cu admisie natural: = 0,75 ... 0,82- motoare n 4 timpi, supraalimentate: = 0,80 ... 0,90- motoare n 2 timpi, cu admisie natural: = 0,70 ... 0,80- motoare n 2 timpi, supraalimentate: = 0,75 ... 0,92Pentru motorul considerat se adopt un randament mecanic de (pierderi mecanice mici):

21. RAPORTUL DE COMPRIMARE:Raportul dintre volumul maxim al camerei de ardere (corespunztor poziiei pme a pistonului) i volumul minim al acesteia (corespunztor poziiei pmi) se numete raport de comprimare.Alegerea valorii raportului de comprimare depinde de tipul motorului, turaia lui, de felul formrii amestecului carburant, de particularitai constructive, precum i de o serie de ali factori.Potrivit datelor experimentale, n cazul motoarelor cu aprindere prin compresie, raportul de comprimare ia urmtoarele valori:- la motoarele lente, cu admisie natural: e = 13 ... 14- la motoarele semirapide, cu admisie natural: e = 14 ... 15- la motoarele rapide, cu admisie natural: e = 15 ... 20- la motoarele supraalimentate: e = 12 ... 16Pentru motorul considerat se adopt raportul de comprimare:

22. COEFICIENTUL DE COMPACTITATE:Comportamentul cinematic al mecanismului motor este determinat i de raportul dintre raza manivelei i lungimea bielei, cunoscut sub denumirea de coeficient de compactitate. Acest raport adimensional ia valori cuprinse ntre 1/5,5 si 1/3.Pentru motorul considerat se adopt o valoare preliminar a raportului de compactitate medie:

23. RAPORTUL CURS-ALEZAJ:Raportul dintre cursa pistonului i diametrul cilindrului (alezajul) caracterizeaz construcia general a motorului. n funcie de valoarea raportului curs/alezaj motoarele se clasific n:- motoare cu curs scurt: = 0,9 ... 1,2- motoare cu curs medie: = 1,2 ... 1,5- motoare cu curs lung: = 1,5 ... 1,8- motoare cu curs superlung: = 1,8 ... 4,2

Analiznd valoarea raportului curs/alezaj obinut pentru dimensiunile motorului considerat, acesta se ncadreaz n categoria motoarelor cu curs superlung.

24. UNGHIUL DE AVANS LA INJECIE:Pentru a se asigura o mai bun desfaurare a procesului de ardere, combustibilul este injectat n cilindru nainte ca pistonul s ajung n pmi, n cursa de comprimare.Unghiul de avans la injecie se adopt funcie de:- turaia motorului;- arhitectura camerei de ardere;- caracteristicile chimice ale combustibilului;- caracteristicile echipamentului de injecie.Valoarea optim a acestui parametru se stabilete pe cale experimental, atunci cnd prototipul motorului se afl pe bancul de probe. Pentru motoarele navale, la sarcina nominala unghiul de avans la injecie ia valori cuprinse ntre 6 i 42o RAC, valorile mai sczute corespunznd motoarelor lente.Pentru motorul dat n tema de proiectare se alege un avans la injecie de:

25. UNGHIUL DE CORECIE AL DURATEI ARDERII:Unghiul corespunztor duratei totale a arderii poate fi considerat ca fiind suma algebric a unghiului de avans la injecie, a unghiului corespunztor ntrzierii la autoaprindere a combustibilului i a aa-numitului unghi de corectie al duratei arderii:Valoarea acestui parametru este cuprins ntre -3 i +3 o RAC.Se adopta un unghi de corecie a duratei arderii minim:

26. EXPONENTUL POLITROPIC AL COMPRIMRII N SUFLANT:Comprimarea ncrcturii proaspete n suflanta agregatului de supraalimentare reprezint un proces politropic al crui exponent depinde de tipul constructiv al acesteia.De regul, exponentul politropic al comprimrii n suflanta nregistreaza valorile:- pentru suflante cu piston: = 1,4 ... 1,6- pentru suflante volumice: = 1,8 ... 2,0- pentru suflante centrifugale: = 1,3 ... 1,8Se consider supraalimentarea cu un agregat centrifugal i se adopt un exponent politropic al comprimrii n suflant minim de:

-CAPITOLUL 3-PROCESUL DE ADMISIE

3.1 DESFAURAREA PROCESULUI DE ADMISIE LA UN MOTOR N 2 TIMPI SUPRAALIMENTATUmplerea cilindrului motoarelor n 2 timpi se deosebete de umplerea la motoarele n 4 timpi prin:- ptrunderea aerului se produce simultan cu eliminarea gazelor arse;- la aceiai turaie a arborelui cotit, durata proceselor de umplere este de 2,0...2,5 ori mai mic dect la motoarele n 4 timpi.

Fig.1Pentru efectuarea baleiajului(proceselor de golire-umplere) se folosete numai o fraciune din volumul cilindrului (Vs), volumul util n care rmne ncrctura proaspt fiind astfel (1-)Vs. Evacuarea gazelor se face iniial datorit diferenei dintre presiunea gazelor i presiunea mediului ambiant. n continuare, gazele sunt eliminate din cilindru de ctre aerul proaspt. n funcie de valoarea presiunii gazelor la nceputul procesului de umplere i de presiunea de baleiaj, pe timpul umplerii presiunea din cilindru nregistreaz o scdere (fig. 1).n procesul real al umplerii apar pierderi gazodinamice i termice care influeneaz, cantitativ i calitativ, umplerea cilindrului. Pierderile care apar sunt datorate:a) rezistenelor gazodinamice care apar la curgerea fluidului;b) nclzirii ncrcturii proaspete att din cauza transferului de cldur de la pereii calzi ai traseului de admisie, ct i datorit schimbului de cldur dintre gazele reziduale i ncrctura proaspt;c) golirii incomplete a cilindrului de gaze arse.Datorit celor trei categorii de pierderi, cantitatea real Va de ncrctur proaspt existent la sfritul procesului de umplere, la presiunea pa i temperatura Ta, va fi mai mic dect cantitatea de ncrctur proaspt care ar putea exista n volumul cilindrului la presiunea p0 i temperatura T0.Pentru admisia natural, p0 i T0 reprezint parametrii mediului nconjurtor. n cazul motoarelor supraalimentate, sunt folosii parametrii ncrcturii proaspete (ps,Ts) la ieirea din agregatul de supraalimentare.

3.2 CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE1. Cantitatea de oxigen necesar arderii complete a unui kilogram de combustibil:

2. Cantitatea teoretic de aer necesar arderii complete a unui kilogram de combustibil:

3. Cantitatea real de aer necesar arderii complete a unui kilogram de combustibil:

4. Cantitaile de gaze rezultate din arderea unui kilogram de combustibil: bioxid de carbon:

vapori de ap:

oxigen:

azot:

Cantitatea total:

5. Cantitaile de gaze arse reziduale corespunztoare arderii unui kilogram de combustibil: bioxid de carbon:

vapori de ap:

ozot:

oxigen:

cantitatea total:

6. Masa fluidului motor la sfritul admisiei:

7. Constanta caractristic a fluidului motor la sfritul admisiei:

8. Temperatura aerului la ieirea din suflanta agregatului de supraalimentare:

9. Temperatura aerului la intrarea n cilindru:

10. Entalpia fluidului motor la sfritul admisiei:Entalpia specific a aerului la temperature:

Entalpiile specifice gazelor arse reziduale la temperatura este:Alegem: T1=850 K i T2=900 K bioxid de carbon:

vapori de ap:

oxigen:

azot:

Cu datele de mai sus aflm entalpia fluidului motor:

Entalpiile la: T1=300 K i T2=350 K se determin astfel:

11. Temperatura fluidului motor la sfritul admisiei:a) Metoda grafic: Cu valorile entalpiilor specifice obinute anterior se reprezint grafic funcia Iam = f (T), considerat ca avnd o variaie liniar. Din acest grafic s-a obinut o valoare a temperaturii fluidului motor la sfritul admisiei, de aproximativ 338 K. Prin interpolare, folosind formula:

s-a obinut o temperatur a fluidului motor la sfritul admisiei de:

b) Metoda analitica:Valoarea analitic a temperaturii fluidului motor la sfritul admisiei se obine pe baza componentei fluidului motor, astfel:

Temperatura obinut trebuie sa fie ntre limitele 310420 K.ntre cele doua valori obinute exist o eroare procentual care nu depaseste limita admisibil a dou procente:

12. Presiunea de admisie a fluidului proaspt:

Valoarea trebuie s fie n limitele (1,0563,850) Pa.13. Volumul fluidului motor la sfritul admisiei:

14. Coeficientul de umplere:

Valorea obinut a coeficientului de umplere trebuie s fie cuprins ntre 0,85..1,10.

-CAPITOLUL 4-PROCESUL DE COMPRIMARE4.1DESFURAREA PROCESULUI DE COMPRIMARE LA UN MOTOR N 2 TIMPI SUPRAALIMENTATPrin comprimare se asigur cresterea presiunii i a temperaturii ncrcturii proaspete, cu urmtoarele implicaii asupra funcionrii motorului:- realizarea condiiilor de formare a amestecului de combustibil i aer, n scopul asigurrii unei ct mai bune omogeniti a amestecului;- cresterea energiei obinut prin arderea combustibilului, ca urmare a mbuntairii condiilor de desfurare a reaciilor de oxidare a substanelor combustibile;- obinerea temperaturii de autoaprindere a combustibilului.Procesul de comprimare se realizeaz prin deplasarea pistonului din pmi spre pme. nceputul comprimrii se realizeaz efectiv n momentul nchiderii supapelor de admisie, momentul isa din figura 3.a. Deoarece pentru desfurarea arderii este necesar un anumit interval de timp, se impune ca procesul de ardere sa nceapa nainte de pmi. Prin urmare injecia de combustibil se produce n punctul i(s) cu un anumit avans fa de pmi. Presiunea evolueaz n continuare dup curba i(s)-d-c. Datorit deplasrii pistonului spre pmi, comprimarea continu i dup punctul i(s).

Fig.3aFig. 3bFenomenele specifice arderii fiind ns dominante, aceast poriune se include n procesul de ardere, astfel nct procesul de comprimare se consider ncheiat n punctul i(s). Prin urmare, durata real a procesului de comprimare este mai mic dect cea corespunztoare cursei pistonului din pme n pmi, aa cum este considerat n cadrul ciclului teoretic de funcionare.Comprimarea reprezint un proces complex, care depinde de urmtorii factori:- schimbul de caldur variabil att ca mrime, ct i ca sens, dintre ncrctura proaspt i mediul din interiorul cilindrului;- micarea continu a suprafeei de rcire, pe masura apropierii pistonului de pmi;- scprile pariale de ncrctur proaspt datorate neetaneitii segmenilor.Elementul predominant l constituie, ns, schimbul de caldur. La nceputul comprimrii, temperatura fluidului proaspt este inferioar temperaturii medii a pereilor cilindrului, astfel nct transferul de caldur se face de la perei la amestecul supus comprimrii. Datorit acestui fapt, curba presiunii din cilindru este situat peste curba de variaie a presiunii n cazul unui proces adiabatic de comprimare, iar exponentul politropic este mai mare dect cel adiabatic (nc>kc). Comprimnd amestecul, temperatura acestuia creste, iar transferul de caldur de la perei la fluidul proaspt se reduce i apoi nceteaza n punctul m. n acest moment, se consider c procesul devine instantaneu adiabatic, respectiv nc=kc.n continuare, temperatura fluidului proaspt devine mai mare dect temperatura medie a pereilor i, de aceea, transferul de caldur se inverseaz: de la amestec la pereii cilindrului. Prin urmare, curba de evoluie a presiunii devine mai puin nclinat dect curba de variaie a presiunii fluidului adiabatic, iar exponentul politropic devine mai mic dect cel adiabatic (nc>kc). n consecin, presiunea pc la sfritul cursei de comprimare, cnd pistonul a ajuns n pmi, este mai sczut dect presiunea pc' care s-ar obine n cazul comprimrii adiabate.Comprimarea se realizeaz deci ca un proces politropic, cu exponentul politropic nc variabil n ntreaga curs de comprimare. Dac se reprezint variaia exponentului politropic n raport cu volumul camerei de ardere (Figura 3 a), rezult c n punctul m se ndeplinete condiia nc=kc. De remarcat este faptul c exponentul adiabatic kc este, la rndul su, o mrime variabil, ntruct cldurile specifice ale gazelor variaz cu temperatura.

4.2 CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE:Coeficienii cldurii specifice medii molare a fluidului motor:

1. Ecuaia de determinare a exponentului mediu politropic al comprimrii:

Se vor da valori succesiv din 0,01.0,01 pentru =1,321,38 i se vor calcula cei doi membri ai ecuaiei.

Figura 4

Pentru avem:

Din cele calculate mai sus se poate observa c pentru avem cea mai mic diferen ntre cei doi termeni deci vom lua n calcule .2. Presiunea fluidului motor la sfritul comprimrii:

3. Temperatura fluidului motor la sfritul comprimrii:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 700..950 K.4. Volumul fluidului motor la sfritul comprimrii:

-capitolul 5-PROCESUL DE ARDERE

5.1 DESFURAREA PROCESULUI DE ARDERE LA UN MOTOR N 2 TIMPI SUPRAALIMENTAT:Din toate procesele terrmodinamice ale unui ciclu de funcionare, procesul de ardere are cel mai nalt grad de complexitate. Indicii energetici ai motorului, cei de economicitate i de durabilitate, de funcionare linitit i de adaptabilitate la sarcin depind ntr-o msur larg, uneori hotrtoare, de modul de desfurare a procesului de ardere a combustibilului.Procesul de ardere poate fi studiat att sub aspect termodinamic, ct i cinetic. Prin analiza termodinamic se obin informaii asupra strilor iniial i final ale transformrii, se constat dac arderea este sau nu posibil, se specific sensul n care va decurge procesul i se determin condiiile de presiune, temperatur i concentraie n care arderea nceteaz. Prin studiul cinetic, se poate cunoate dac reacia posibil se va produce n realitate, se lmurete semnificaia fizic a fenomenelor care se produc pe parcursul arderii. Studiul procesului de ardere permite stabilirea evoluiei parametrilor fluidului motor i precizarea modului n care se poate aciona pentru ca motorul s realizeze parametrii scontai.

1 - Pinj=f(a)2 - =f(a)3 - x = f(a)4 - p=f(a) - fara ardere5 - p=f(a) - cu ardere6 - T=f(a)Figura 5

Prin ardere se nelege o reacie chimic exoterm, produs prin oxidarea substanelor combustibile. Etapele principale ale arderii sunt:- apariia flcrii sau autoaprinderea- dezvoltarea flcrii sau propagarea.Arderea este determinat n primul rnd de modul de formare a amestecului aer-carburant. n funcie de tipul motorului se deosebesc amestecuri omogene la m.a.s-uri i neomogene la m.a.c.-uri.n cazul motoarelor cu ardere prin compresie, amestecul se obine prin injectarea combustibilului i pulverizarea n camera de ardere sub forma unor picturi extrem de fine, ct mai uniform rspndite n camera de ardere. n afara cerinelor anterioare, la m.a.c. mai este deci necesar pulverizarea ct mai fin i omogen a combustibilului n camera de ardere, la presiuni i viteze ridicate.Procesele complexe, fizice i chimice, care au loc n cadrul arderii pot fi studiate dac se ia drept baz de analiz variaia presiunii fluidului motor n funcie de unghiul de rotaie al arborelui cotit. n Fig. 5 este prezentat variaia p=f(a) pentru un m.a.c. n diagram mai sunt prezentate: variaia temperaturii fluidului motor T=f(a); variaia presiunii combustibilului n sistemul de injecie, Pinj=f(a); variaia cantitii relative de combustibil ars pn n momentul considerat, x = f(a) i variaia vitezei de ardere a cantitii de combustibil, dx/dt=f(a). Din punct de vedere teoretic, procesul de ardere este mprit n patru faze convenionale:- Faza I (i - A) cuprinde aa numita perioada de ntrziere la autoaprindere, n decursul creia au loc procesele fizico-chimice de pregtire a combustibilului pentru autoaprindere i ardere. Aceasta faz ncepe n momentul i al declanrii injeciei de combustibil i se ncheie n momentul apariiei primelor nuclee de flacr. Avansul la injecie b trebuie astfel ales nct autoaprinderea (punctul A) s se realizeze cnd pistonul este n zona pmi. Se asigur astfel formarea unor gaze de ardere cu o energie potenial de valoare ridicat.Pe parcursul acestei faze, n cilindru se acumuleaz circa 30 ... 60 % din cantitatea total de combustibil injectat pe ciclu, cantitate care n faza urmtoare se autoaprinde i arde, producnd creterea brusc a presiunii. Durata fazei I, este situat, uzual, n limitele 0,001 ... 0,005 s. n aceast faz, presiunea din cilindru nregistreaz o uoar scdere fa de creterea normal corespunztoare comprimrii, cauzat de introducerea combustibilului la o temperatur mai mic dect cea a aerului din cilindru.Faza I are o influen negativ asupra evoluiei n continuare a arderii i trebuie s decurg ntr-un interval de timp ct mai scurt. Acest interval depinde att de calitatea pulverizrii combustibilului injectat, ct i de parametrii de stare ai aerului din cilindru.- Faza II (A - c - y) corespunde perioadei de cretere brusc a presiunii, fiind denumit faza arderii violente. n decursul acestei faze au loc autoaprinderea i arderea unei pari importante a combustibilului, n condiiile n care pistonul, situat n apropierea poziiei pmi, are o vitez redus. Drept criteriu de apreciere a intensitii creterii presiunii n decursul acestei faze se utilizeaz raportul de cretere a presiunii.Dup date experimentale, intensitatea creterii presiunii n aceast faz, nu trebuie s depeasc 2 ... 6 bar/oRAC, pentru a asigura o funcionare lin i respectiv silenioasa a motorului. La unele motoare rapide i puternic solicitate, se ntlnesc mrimi de 8 ... bar/oRAC care duc la o funcionare rigid a motorului, presiuni mari de ardere, uzuri rapide ale lagarelor i la alte consecine nedorite. ntruct n cadrul acestei etape se produce o fraciune mportant a lucrului mecanic al ciclului, este indicat asigurarea unei durate ct mai mari de desfurare.- Faza III (y -z- B) este denumit faza arderii moderate i corespunde intervalului dintre momentul atingerii presiunii maxime py i momentul atingerii temperaturii maxime a gazelor Tmax. Aceast faz se caracterizeaz prin arderea intensiv a combustibilului n ntregul volum al camerei de ardere, ceea ce duce la realizarea vitezei maxime de degajare a cldurii.Criteriul de apreciere a perfeciunii procesului de ardere n aceast faz l constituie viteza de ardere a combustibilului. Viteza relativ de ardere nregistreaz valorile 0,025 ... 0,065 g/oRAC, limita superioar referindu-se la motoarele cu formare intens a amestecului aer-combustibil. n decursul acestei faze, de regul, se termin injecia de combustibil.- Faza IV (B - C) corespunde arderii combustibilului n timpul procesului de destindere, fiind denumit ardere ntrziat, ardere ulterioar sau postardere. Aceast faz se caracterizeaz prin scderea continu a presiunii fluidului motor i a vitezei de degajare a cldurii.Arderea din cadrul acestei faze are drept efect o cretere a temperaturii gazelor de evacuare, precum i o cretere a pierderilor de cldur prin apa de rcire. Dup datele experimentale, postarderea are loc la toate motoarele, fiind mai mare la motoarele rapide. Fraciunea de combustibil ars n cadrul acestei faze este relativ redus i, de aceea, influena asupra mrimii randamentului indicat al motorului este redus. n consecina, este de dorit ca durata acestei faze a arderii s fie ct mai redus.

5.2 CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE IZOCOR:1. Volumul fluidului motor n momentul declanrii injeciei:

2. Presiunea flidului motor n momentul declanrii injeciei:

3. Temperatura fluidului motor n momentul declanrii injeciei:

Transformm presiunea din Pa n

4. ntrzierea la aprinderea combustibilului:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 0,001.0,005 s.5. Unghiul de rotaie corespunztor ntrzierii la autoaprindere:

6. Unghiul de rotaie corespunztor duratei totale a arderii:

7. Cantitatea de combustibil ars la volum constant(pentru combustibil):

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 0,10,4 kg.8. Cantitaile de gaze rezultate din arderea izocor a combustibilului:

bioxid de carbon:

vapori de ap:

oxigen:

azot:

Cantitatea total:

9. Cantitaile de gaze arse existente la sfritul arderii izocore:

bioxid de carbon:

vapori de ap:

oxigen:

azot:

Cantitatea total:

10. Masa fluidului motor la sfritul arderii izocore:

11. Constanta caracteristic a fluidului motor la sfritul arderii izocore:

12. Energia intern a fluidului motor la sfritul comprimrii:Determinm energiile interne specifice ale componentelor fluidului motor pentru temperatura Alegem T1=850 K i T2=900KPentru T1:

Pentru T2:

bioxid de carbon:

vapori de ap:

oxigen:

azot:

13. Energia intern a fluidului motor la sfritul arderii izocore:

14. Energia intern a fluidului motor pentru o temperatur arbitrar:Temperatura fluidului motor la sfritul arderii izocore:Valorile uzuale pentru motoarele supraalimentate sunt cuprinse ntre 1000..1500 K.Pentru determinarea temperaturii fluidului motor la sfritul arderii izocore se iau perechi de temperaturi arbitrare i se caut s se ndeplineasc condiia:

Alegem temperaturile T1=1050 K i T2=1100 K:

Pentru T1:

Pentru T2:

Figura 7Din cele calculate mai sus se poate observa c condiia este ndeplinit. Deci n continuare vom adopta cele dou valori.

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 1000.1500 K.15. Volumul fluidului motor la sfritul arderii izocore:

16. Presiunea fluidului motor la sfritul arderii izocore:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre (80.140)105 Pa.17. Raportul de cretere a presiunii:

5.3CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE IZOBAR:

1. Cantitatea de combustibil ars la presiune constant:

2. Cantitaile de gaze arse existente la sfritul arderii izobare:

bioxid de carbon:

vapori de ap:

oxigen:

azot:

Cantitatea total:

3. Masa fluidului motor la sfritul arderii izobare:

4. Constanta characteristic a fluidului motor la sfritul arderii izobare:

5. Entalpia fluidului motor la sfritul arderii izocore:La temperatura

bioxid de carbon:

vapori de ap:

oxigen:

azot:

6. Energia intern a fluidului motor la sfritul arderii izocore:

Pentru determinarea temperaturii fluidului motor la sfritul arderii izocore se iau perechi de temperaturi arbitrare i se caut s se ndeplineasc condiia:

Alegem T1=1900 K i T2=1950 K

7. Entalpia fluidului motor pentru o temperatur arbitrar:Valorile uzuale pentru motoarele supraalimentate sunt cuprinse ntre 15002100 K.

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 15002100 K.8. Presiunea fluidului motor la sfritul arderii izobare:

9. Volumul fluidului motor la sfritul arderii izobare:

10. Raportul de destindere prealabil:

-capitolul6-PROCESUL DE DESTINDERE6.1 DESFURAREA PROCESULUI DE DESTINDERE LA UN MOTOR N 2 TIMPI SUPLAALIMENTAT

Figura 10

nceputul destinderii este considerat momentul de nceput al scderii presiunii fluidului motor (punctul z). n prima parte a destinderii (z - t), se realizeaz i cea de-a IV-a faz a arderii (postarderea), ceea ce provoac modificarea compoziiei chimice a gazelor i degajarea unei cantiti de caldur care descrete pn n punctul t.Sfritul procesului de destindere este considerat momentul deschiderii supapelor de evacuare (dfe). Destinderea realizat n continuare, pn n poziia pme, este considerat c aparine procesului de evacuare. n ciclul teoretic, destinderea ncepe n punctul z i se ncheie n poziia pme a pistonului (punctul b' al diagramei teoretice), iar compoziia chimic a fluidului motor n cadrul procesului este considerat constant.n decursul procesului de destindere fenomenele caracteristice le constituie schimbul de caldur dintre fluid i pereii cilindrului, precum i reasocierea gazelor. Acest al doilea fenomen apare numai n cazul disocierii gazelor n cadrul arderii. Resocierea gazelor echivaleaz cu un aport de caldur catre fluidul motor, dar prezint un interes restrns.Transferul de caldur reprezint fenomenul caracteristic principal: el se realizeaz ntr-un singur sens, deoarece temperatura fluidului motor este n permanen mai mare dect temperatura medie a pereilor. Totui, la nceputul destinderii, diferena dintre cele dou temperaturi este mai mare, dar suprafaa de schimb de caldur este redus. Pe masur ce pistonul se deplaseaz spre pme, suprafaa de schimb de caldur crete, dar scade temperatura gazelor arse.Prin urmare, destinderea fluidului motor este un proces politropic, avnd exponentul nd variabil pe ntreaga durat a procesului. Mrimea exponentului politropic este influenat de urmtorii factori:- prin arderea posterioar se asigur un aport suplimentar de caldur, determinnd creterea temperaturii gazelor ceea ce face ca, n aceast perioad, nd < kd;- n continuarea destinderii, valoarea lui nd este influenat de transferul de caldur de la fluid la perei, ceea ce provoac creterea mrimii exponentului politropic.Urmrind procesul i-n diagrama entropic, se constat c n zona z-t temperatura gazelor crete datorit faptului c prin arderea posterioar se degaj o cantitate de caldur mai mare dect suma cldurilor cedate de gaze. De asemenea, crete i entropia, caldura acumulat fiind mai mare dect cea cedat pereilor. n starea t se nregistreaz temperatura maxim a fluidului motor. n continuare, temperatura ncepe s scad, dar n zona t-t' entropia continu s creasc deoarece cantitatea de caldur acumulat este mai mare dect cea transferat pereilor. Cele dou clduri devin egale n starea t', cnd nd = kd. n continuare, destinderea se desfaoar fr aport de caldur, ceea ce conduce la micorarea entropiei i a temperaturii gazelor.

6.2 CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE:1. Coeficienii cldurii specifice medii molare a fluidului motor:

2. Ecuaia de determinare a exponentului mediu politropic al destinderii:

Figura 11

=29.35855 =29,35054Din cele calculate mai sus se poate observa c pentru avem cea mai mic diferen ntre cei doi termeni deci vom lua n calcule .3. Volumul fluidului motor la sfritul destinderii:

4. Temperatura fluidului motor la sfritul destinderii:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 900..1300 K.5. Raportul de destindere:

6. Raportul de scdere a presiunii:

7. Temperatura gazelor arse reziduale:

Calculul erorii:

-capitolul 7-PARAMETRI INDICAI, CONSTRUCTIVI I EFECTIVI

1. Lucrul mecanic indicat realizat ntr-un cilindru n condiiile arderii unui kilogram de combustibil pe ciclu:

2. Presiunea medie indicat:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre (1020)3. Randamentul indicat:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 0,35.0,48.4. Consumul specific indicat de combustibil:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 175..245 g/kWh.5. Presiunea medie efectiv:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre (716)Pa.6. Randamentul efectiv:

Valorile uzuale ale lui sunt cuprinse ntre 0,35..0,45.7. Consumul specific efectiv de combustibil:

Valorile uzuale ale lui (pentru motoare lente) sunt cuprinse ntre 215.285 g/kWh.8. Lucrul mecanic indicat necesar a fi dezvoltat ntr-un cilindru:

9. Coeficientul de similitudune:

10. Volumele reale ale fluidului motor ]n punctele caracteristice ale ciclului de functionare

11. Temperaturile fluidului motor pe parcursul proceselor:T1=Ta1TcT2=Tc..TyT3=Ty..TzT4=Tz.TbT5=Tb.Ta1

338,98334864,983341003,061922,421128,51

365,28334871,8871731049,0281882,72451089,033667

391,58334878,7910061094,9961843,0291049,557334

416,88334885,6948391140,9641803,33351010,081001

444,18334892,5986721186,9321763,638970,604668

470,48334899,5025051232,91723,9425931,128335

496,78334906,4063381278,8681684,247891,652002

523,08334913,3101711324,8361644,5515852,175669

549,38334920,2140041370,8041604,856812,699336

575,68334927,1178371416,7721565,1605773,223003

601,98334934,021671462,741525,465733,74667

628,28334940,9255031508,7081485,7695694,270337

654,58334947,8293361554,6761446,074654,794004

680,88334954,7331691600,6641406,3785615,317671

707,18334961,6370021646,6121366,683575,841338

733,48334968,5408351692,581326,9875536,365005

759,78334975,4446681738,5481287,292496,888672

786,08334982,3485011784,5161247,5965457,412339

812,38334989,2523341830,4841207,901417,936006

838,68334996,1561671876,4521168,2055378,459673

864,983341003,061922,421128,51338,98334

12. Presiunea fluidului motor pe parcursul proceselor de comprimare i destindere:

p1(T1)=p2(T2)=p3(T3)=p4(T4)=p5(T5)=

2,2887,607018,852248,852247,91548

5,945047,6676868,852248,44922847,638738

9,602087,7283628,852248,04621687,361996

13,259127,7890388,852247,64320527,085254

1,6916167,8497148,852247,24019366,808512

2,057327,910398,852246,8371826,53177

2,4230247,9710668,852246,43417046,255028

2,7887288,0317428,852246,03115885,978286

3,1544328,0924188,852245,62814725,701544

3,5201368,1530948,852245,22513565,424802

3,885848,213778,852244,8221245,14806

4,2515448,2744468,852244,41911244,871318

4,6172488,3351228,852244,01610084,594576

4,9829528,3957988,852243,61308924,317834

5,3486568,4564748,852243,21007764.041092

5,714368,517158,852242,8070663,76435

6,0800648,5778268,852242,4045443,487608

6,4457688,6385028,852242,00104283,210866

6,8144728,6991788,852241,59803122,934124

7,1771768,7598548,852241,19501962,657382

7,542888,820538,852247,920082,38064

13. Volumul fluidului motor pe parcursul proceselor de comprimare i destindere:

V1(T1)=V2(T2)=V3(T3)=V4(T4)=V5(T5)=

0,138990,010690,010690,021180,13899

0,13257850,010690,01117950,02706750,13899

0,1261670,010690,0116690,0329550,13899

0,11975550,010690,01215850,03884250,13899

0,1133440,010690,0126480,044730,13899

0,10693250,010690,01313750,05061750,13899

0,1005210,010690,0136270,0565050,13899

0,09410950,010690,01411650,06239250,13899

0,0876980,010690,0146060,068280,13899

0,08128650,010690,01509550,07416750,13899

0,0748750,010690,0155850,0800550,13899

0,06846350,010690,01607450,08594250,13899

0,0620520,010690,0165640,091830,13899

0,05564050,010690,01705350,09771750,13899

0,0492290,010690,0175430,1036050,13899

0,04281750,010690,01803250,10949250,13899

0,0364060,010690,0185220,115380,13899

0,02999450,010690,01901150,12126750,13899

0,0235830,010690,0195010,1271550,13899

0,01717150,010690,01999050,13304250,13899

0,010760,010690,020480,128930,13899

Se consider c procesul de admisie se realizeaz instantaneu; reprezentarea acestui proces fiind reprezentat de punctul e mbinare ntre procesele de evacuare i comprimare.

Pe baza datelor obinute n tabelele anterioare, se determin diagrama indicat ciclului de funcionare.14. Lucrul mecanic indicat real dezvoltat ntr-un cilindru:

15. Diametrul cilindrului:

Eroarea este:

16. Cursa pistonului:

Eroarea este:

17. Raza manivelei:

18. Lungimea bielei:

19. Cilindreea unitar:

20. Cilindreea total:

21. Viteza medie a pistonului:

22. Viteza unghiular de rotaie a arborelui cotit:

23. Puterea efectiv a motorului:Utiliznd lucrul mecanic indicat, puterea efectiv are valoarea:

Utiliznd parametrii geometrici ai motorului, puterea efectiv are valoarea:

1. Verificare:

2. Verificare:

24. Puterea cilindru:

25. Puterea specific de arie a pistonului:

26. Puterea specific volumic:

27. Indicele de baleiaj:

28. Gradul de solicitare a motorului:

29. Dimensiunile de gabarit ale motorului:

Fig. 13

a) lungimea motorului:

b) nalimea (de la axa de rotaie):

c) adncimea (de la axa de rotaie):

d) limea motorului:

-capitolul 8-BILANUL ENERGETIC8.1 SEMNIFICAIA, ECUAIILE I DIAGRAMA BILANULUI ENERGETICOrice proces de transformare a energiei este caracterizat de ecuaia de bilan energetic:Wintr=Wu+Wp JPrin urmare, n fiecare proces de transformare, o parte din energia introdus Wintr se transform n energia util Wu, iar Wp, conform schemei urmtoare:

Figura 14Distribuia energiei disponibile, obinut prin arderea combustibilului, n energie util i energie pierdut pe diverse ci, reprezint bilanul energetic al motorului diesel naval, bilan care, n mod obinuit, se determin pe cale experimental. Bilanul energetic poate fi exprimat n uniti absolute Q [kJ/h], n mrimi specifice q=Q/Pe [kJ/kWh] sau n procente din energia introdus q'=100 Q/Qintr [%]. Dat fiind faptul c, n cazul motoarelor diesel navale, se lucreaz cu energie sub aspect tehnic, bilanul energetic al acestora este denumit n mod obinuit bilan tehnic. Expresiile bilanului tehnic sunt urmtoarele:- bilanul tehnic absolut:Qintr=Qu+Qrac+Qg.ev.+Qrez kJ/h- bilanul termic specific:qintr=qu+qrac+qg.ev.+qrez kJ/kWh- bilanul termic relativ:100=q'u+q'rac+q'g.ev.+q'rez %n care Qintr este debitul de energie termic introdus n motor prin arderea combustibilului cu care este alimentat motorul; Qu este debitul de energie util, echivalent lucrului mecanic dezvoltat de motor; Qrac este debitul de energie termic preluat de instalaia de rcire a motorului; Qg.ev. este debitul de energie termic pierdut prin gazele evacuate de motor i Qrez este debitul de energie termic pierdut pe alte ci. Bilanul termic absolut este utilizat atunci cnd se pune problema analizei modului de utilizare a energiei termice la un anumit motor, n timp ce bilanurile termice specifice sunt utilizate att pentru analiza modului de folosire a energiei termice, ct i pentru a se compara, din punct de vedere al randamentului efectiv, diverse tipuri de motoare.Expresiile bilanului termic reflect distribuia final a debitului de energie termic introdus n motor. n figura urmtoare este reprezentat grafic modul n care se ajunge la aceast distribuie.

Figura 15

Astfel, n urma arderii combustibilului, rezult energia termic Qintr, din care o fraciune Qper, este transmis pereilor camerei de ardere, iar o alta fraciune Qg.a. este evacuat din cilindru mpreun cu gazele arse. Rmne energia termic Qi, corespunzatoare lucrului mecanic indicat dezvoltat de motor.Scznd i energia termic ce corespunde pierderilor mecanice Qm, rezult n final energia termic util Qu, corespunztoare lucrului mecanic efectiv al motorului.La rndul lor, pierderile Qper, Qg.a. i Qm se redistribuie, dup cum urmeaz: o fraciune Qfr din caldura datorat frecrii organelor mobile trece, prin intermediul sistemului de ungere, n caldura preluat de sistemul de rcire Qrac. Tot aici trece i o parte din caldura gazelor arse Qg.a., ca rezultat al rcirii colectorului de evacuare (Qrac.ev.). Pe de alt parte, din caldura coninut de gazele arse Qg.a., fraciunile Qa.i., Qrad si Qconv sunt incluse n termenul Qrez, datorit pierderilor prin ardere incomplet, prin radiaie i prin convecie.8.2 CALCULUL BILANULUI ENRGETIC:1. Debitul de energie termic introdus prin arderea combustibilului:

2. Debitul de energie termic util (corespunztoare lucrului mecanic util):

3. Temperatura medie a gazelor evacuate:Exponentul politropic al destinderii gazelor ntraseul de evacuare este:

4. Fluxul de energie termic pierdut prin gazele arse evacuate de motor:

5. Debitul de energie termic pierdut prin fluidul de rcire:Se consider c motorul are circuite de rcire distinct pentru cilindri, pistoane i injectoare.Se adopt: debitul pompei de ap rcire cilindri: debitul pompei de ap srat: cldura specific a apei de rcire cilindri: cldura specifica apei de mare: densitatea apei de rcire cilindri: densitatea apei de mare: temperatura apei de rcire cilindri:intrare: ieire: temperatura apei de rcire ulei: intrare: ieire: 5.1 Fluxul de cldur evacuat prin rcirea cilindrilor este:

Uleiul de ungere fiind rcit cu apa de mare, se determin separat.5.2 Fluxul de cldur evacuat pentru rcirea uleiului este:

6. Debitul de caldur corespunztor pierderilor reziduale:

7. Componentele bilanului termic relativ:

Conform datelor experimentale, valorile uzuale ale componentelor bilanului termic relativ sunt:

Realizat de: std. Ion CristianGrupa: 4511CPage 1

pme

pmi

p

0

p

a

p

bal

V

m

(1-)V

s

V

s

a

b

b

r

FB

FE

p

V

300K

350K

T

I

amT1

I

amT2

I

ama

T

a

c

k

V

s

V

p

c`

c

pmi

pme

m

a

isa

a

s

T

n

c

c`

m

d

c

i(s)

AdmisieComprimare politropaComprimare adiabataCurba exponentului politropicCurba exponentului adiabaticArdere si destindere

T

z

1994

I

am

T

I

am

I

amT``2

62653.8

I

amT``1

61852.1

I

am``z``

T``

1

1950

T``

2

2000

= f (T)

63454.1