Tema proiect Nr. 10

Sa se proiecteze calculul termic al motorului cu ardere interna cu piston, in patru timpi, cu aprindere prin comprimare ce echipeaza un autoturism si are urmatoarele caracteristici:

puterea maxima efectiva Pe=55 KW (75 CP) turatia corespunzatoare puterii maxime nP=4000 rot/min numarul de cilindrii i=4.

Termen limita de predare a proiectului: 5 iunie 2007.

2

Cuprins

1. INTRODUCERE .......................................................................................................................................... - 4 -

1.1. SISTEME CU INJECTOR UNITAR ŞI CU POMPA DE INJECŢIE UNICĂ SAU UNITARĂ GESTIONATE ELECTRONIC........................................................................................................................................................ - 4 -1.2. STUDIUL TEHNICII ACTUALE PRIVIND MOTOARE SIMILARE CU CEL DIN TEMA DE PROIECT...............- 7 -

2. MEMORIU JUSTIFICATIV DE CALCUL ............................................................................................ - 8 -

2.1. ALEGEREA PARAMETRILOR INIŢIALI GENERALI AI PROCESULUI DE SCHIMBARE A GAZELOR...........- 8 -2.2. CALCULUL PROCESULUI DE SCHIMBARE A GAZELOR:...........................................................................- 8 -2.2.1. ALEGEREA PARAMETRILOR INITIALI AI PROCESULUI DE SCHIMBARE A GAZULUI:..................................- 8 -2.2.2. CALCULUL PARAMETRILOR CONSTRUCTIVI AI MOTORULUI:...................................................................- 9 -2.2.3. CALCULUL GRADULUI DE UMPLERE A CILINDRULUI:............................................................................- 11 -2.2.4. CALCULUL PRESIUNII FLUIDULUI PROASPĂT DIN CILINDRU LA SFÂRŞITUL CURSEI DE ADMISIE (PA)....- 13 -2.2.5. CALCULUL PRESIUNII FLUIDULUI PROASPAT DIN GALERIA DE ADMISIE (PGA)........................................- 13 -2.2.6. CALCULUL COEFICIENTULUI DE GAZE REZIDUALE (R).........................................................................- 13 -2.2.7. CALCULUL TEMPERATURII FLUIDULUI PROASPĂT DIN CILINDRU LA SFÂRŞITUL CURSEI DE ADMISIE (TA)..- 14 -2.2.8. CALCULUL VITEZEI MEDII A FLUIDULUI PROASPĂT DIN GALERIA DE ADMISIUNE (WGA).......................- 14 -2.2.9. CALCULUL VITEZEI MEDII A FLUIDULUI PROASPĂT ÎN SECŢIUNEA OFERITĂ DE SUPAPA DE ADMISIE (WSA)- 14 -2.3. CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE............................................................................................- 14 -2.4. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE.....................................................................................................- 15 -2.4.1. DETERMINAREA COMPOZIŢIEI AMESTECULUI INIŢIAL...........................................................................- 16 -2.4.2. DETERMINAREA COMPOZIŢIEI PRODUSELOR DE ARDERE......................................................................- 17 -2.4.3. CALCULUL COEFICIENTULUI DE VARIAŢIE MOLARĂ AI PROCESULUI DE ARDERE................................- 18 -2.4.4. CALCULUL CĂLDURII SPECIFICE LA VOLUM CONSTANT A AMESTECULUI INIŢIAL................................- 18 -2.4.5. CALCULUL CĂLDURII SPECIFICE LA VOLUM CONSTANT A GAZELOR DE ARDERE..................................- 19 -2.4.6. CALCULUL TEMPERATURII MAXIME ATINSE ÎN CILINDRU.....................................................................- 20 -2.4.7. CALCULUL PARAMETRILOR TERMODINAMICI AI PROCESULUI DE ARDERE............................................- 21 -2.5. CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE..............................................................................................- 22 -2.6. DIAGRAMA INDICATĂ ÎN COORDONATE P-V.........................................................................................- 22 -2.7. DIAGRAMA INDICATĂ DESFĂŞURATĂ ÎN COORDONATE P-Α.................................................................- 26 -2.8. PLANIMETRAREA DIAGRAMEI INDICATE...............................................................................................- 28 -2.9. CALCULUL PARAMETRILOR INDICAŢI AI CICLULUI MOTOR:...............................................................- 28 -2.10. CALCULUL PARAMETRILOR EFECTIVI AI MOTORULUI.......................................................................- 29 -

Bibliografie ......................................................................................................................................................... - 31 -

3

1. Introducere

1.1. Sisteme cu injector unitar şi cu pompa de injecţie unică sau unitară gestionate electronic

Sistemele cu injector unitar (UI) şi pompă de injecţie unitară (PU) asigură pentru motoarele actualmente existente, la care adaptarea dispozitivelor gestionate electronic este simplă şi ieftină, reducerea noxelor, a zgomotului, a consumului de combustibil precum şi o foarte bună adaptabilitate la regimul de funcţionare.

În figură se prezintă schema bloc a UEC cu traductoarele şi comenzile specifice unui motor diesel cu gestiune electronică, inclusiv pentru sistemul de injecţie.

Schema de ansamblu a UEC şi funcţiile sale

Unitatea electronică de calcul funcţionează după cele expuse în paragraful precedent.În figură este schema de ansamblu şi inclusiv segmentul din UEC care comandă IU respectiv PU.

Schema de comandă electronică pentru IU şi UP

4

În raport cu regimul de funcţionare al motorului, subansamblele din schema de mai sus asigură avansul la injecţie şi doza de combustibil injectată pe ciclu, optime.

Sistemele IU şi PU dispun de ventile magnetice comandate prin bobine electromagnetice, electronic, fiind alimentate de o pompă cu un singur cilindru, cu piston obişnuit, comparativ cu sistemele clasice, cu piston cu canal elicoidal pentru reglarea începutului injecţiei şi a debitului injectat, folosite încă la motoarele de autocamioane.

La sistemele cu injector unitar (IU) toate componentele care realizează injecţia de înaltă presiune (pompa cu piston şi injectorul propriu-zis, inclusiv ventilul magnetic) sunt înglobate în acelaşi corp.În cazul pompei de injecţie unitară (PU) ventilul comandat electronic face corp comun cu elementul de pompă cu piston şi printr-o conductă scurtă de foarte înaltă presiune se face legătura cu injectorul.

Secţiune prin sistemul injector unitar (IU)

Sistemul IU este montat direct în chiulasă, pistonul pompei de injecţie fiind antrenat direct de un culbutor. Componentele importante sunt pistonul principal cu arc de readucere, un pistonaş pentru descărcarea traseului cu combustibil susţinut de către bobina comandată de către UEC şi care constituie de fapt acul diuzei injectorului.Injecţia se realizează în două secvenţe:- preinjecţia la 300 bar pentru care ridicarea acului pulverizatorului se realizează sub efectul presiunii combustibilului, asigurându-se astfel doza de combustibil necesară reacţiilor pregătitoare arderii ceea ce realizează un mers liniştit al motorului, optimizând şi arderea propriu-zisă din punct de vedere al reducerii consumului de combustibil şi al noxelor.- injecţia propriu-zisă la 2000 bar, comandată de către UEC, cu ridicarea acului pulverizatorului de către bobina electromagnetică.

Sistemul PU are pompa de injecţie de foarte înaltă presiune montată direct în blocul motor antrenată fiind de către o camă specială de pe arborele cu came ce comandă şi distribuţia, legătura cu injectorul de construcţie specială plasat în chiulasă făcându-se prin conducta de mare presiune.

5

În figură este prezentată o secţiune prin pompa de injecţie.

Secţiune prin pompa de injecţie de tip UP

Ventilul pentru controlul injecţiei este montat în partea superioară a pompei unitare, în acest caz comandându-se cu bobina electromagnetică preinjecţia la 300 bar, existând şi în cazul soluţiei în discuţie un pistonaş auxiliar pentru întreruperea injecţiei de joasă presiune. Apoi urmează injecţia principală la 1800 bar.

Soluţia de tip PU se realizează în serie începând cu anul 1997, testele dovedind durate de funcţionare fără defecţiuni de 55000 ore.

Din cele de mai sus rezultă că procesul de injecţie în motorul diesel, cu o influenţă covârşitoare asupra reducerii consumului de combustibil, al noxelor şi al zgomotului, poate fi asigurat prin realizarea unor presiuni la injector de până la 2000 bar, folosind UEC care are memorate date de stand cu condiţiile optime de injecţie, utilizate fiind la autovehiculele moderne, recent fabricate.

Materializarea dezideratelor definite este realizată de către firma Bosch GmbH folosind sistemele cu injector unitar (IU) şi pompa de injecţie unitară (PU).

6

1.2.Studiul tehnicii actuale privind motoare similare cu cel din tema de proiect

Motorul din tema de proiect: Categoria autovehiculului Autoturism, tip aprindere MAC, Pe max 55 Kw, nP 4000 rot/min, nr. de cilindrii i 4.

Nr. Tipul Nr. deCilindree

totala Cursa Alezajul Raport de Tip

Putere maxima efectiva

Turatia la Pmax

Moment maxim efectiv

Turatia la Mmax Nr. de Ψ Wp pe Pe1 PL PA

crt. autovehiculului cilindrii [cm^3] [mm] [mm] compresie alimentare [kW] [rot/min] [Nm] [rot/min] supape [mm/mm] [m/s^2] [daN/cm^2[kW/cil] [kW/dm^3] [kW/dm^2]

1Ford Focus

1.8TD 4 1753 82,5 82 21,5 D 55 4000 110 2500 2 1,0061 11,0000 9,4124 13,7500 31,5596 26,0367

2 Lada Niva 4 1905 83 88 23,5 D 47 4600 118 2070 2 0,9432 12,7267 6,4362 11,7500 23,2758 19,3189

3Mahindra MM

54Q 4 2498 94 90 23 D 53 4000 149 2000 2 1,0444 12,5333 6,3651 13,2500 22,1571 20,8277

4Mitsubishi Cariama 4 1870 80 93 20,5 D 66 4250 176 2250 2 0,8602 11,3333 9,9654 16,5000 30,3625 24,2900

5 Nissan Almera 4 1973 84,5 88 22,2 D 55 4800 132 2800 2 0,9602 13,5200 6,9691 13,7500 26,7541 22,6072

6 Opel Corsa 4 1686 79 86 22 D 44 4400 112 2650 2 0,9186 11,5867 7,1174 11,0000 23,9706 18,9368

7 Opel Astra 4 1598 79 81,5 9,6 ES 55 5200 128 2600 2 0,9693 13,6933 7,9426 13,7500 33,3634 26,3571

8 Peugeot 306 4 1900 83 88 23 D 50 4000 120 2000 2 0,9432 11,0667 7,8947 12,5000 24,7615 20,5520

9 Proton 420 4 1998 82,7 92 22,2 D 60 4500 172 2500 2 0,8989 12,4050 8,0080 15,0000 27,2848 22,5645

10Renault Laguna 4 2188 87 92 23 D 61 4500 142 2250 3 0,9457 13,0500 7,4345 15,2500 26,3685 22,9406

7

2. Memoriu justificativ de calcul

2.1.Alegerea parametrilor iniţiali generali ai procesului de schimbare a gazelor

Parametrii initiali general utilizati la calculul termic al unui motor sunt:- numarul de cilindrii i=4, conform temei de proiect;- numarul de timpi ai motorului υ=4, conform temei de proiect;- puterea efectiva Pe=55 KW, conform temei de proiect;- turatia corespunzatoare puterii maxime nP=4000 rot/min, conform temei de proiect;- viteza medie a pistonului WP=11,00 m/s, s-a ales pe baza studiului motoarelor similare cu cel

din tema de proiect;- puterea litrica PL=31,56 KW/dm3, s-a ales pe baza studiului motoarelor similare cu cel din tema

de proiect;- numarul de supape pe cilindru nS=2, s-a ales pe baza studiului motoarelor similare cu cel din

tema proiect; - raportul de comprimare ε=21,5, s-a ales pe baza studiului motoarelor similare cu cel din tema

de proiect;- coeficientul de dozaj λ=1,5, s-a ales in intervalul: 1,4÷2 MAC;- presiunea initiala STAS po=1 daN/cm2;- temperatura initiala STAS To=298 K;- presiunea aerului in conditii normale de stare paer=1,013 daN/cm2;- densitatea aerului atmosferic in conditii normale de stare ρaer=1,293 kg/m3;- temperatura in conditii normale Taer=273 K;- constanta specifica a aerului Ra=287 J/kgK;- constanta specifica combustibilului: benzina Rc=73 J/kgK

2.2.Calculul procesului de schimbare a gazelor:

2.2.1. Alegerea parametrilor initiali ai procesului de schimbare a gazului:

Valoarea parametrilor initiali ai procesului de schimbare a gazului se aleg pe baza recomandarilor din literatura de specialitate, tinand cont de destinatia autovehicolului. Parametrii alesi sunt:Ford Focus 1.8 TD

Parametrii fazelor de distribuţie:- avansul la deschiderea supapei de admisie aDSA: βaDSA =10…20 [oRA ] ;

βaDSA = 17 [oRA] ;

8

- intarzierea la inchiderea supapei de admisiune βiiSA: βiiSA = 45…70 [oRA ] ; βiiSA = 68 [oRA] ; - avansul la deschiderea supapei de evacuare βaDSE: βaDSE = 40…60 [oRA];

βaDSE = 55 [oRA] - intarzierea la inchiderea supapei de evacuare βiiSE: βiiSE= 15…30 [oRA] ; βiiSE=25 [oRA] - coeficientul de postumplere φpu

φpu=0,08÷0,25se alege φpu=0,12.

- coeficientul global a rezistentei gazodinamice a traseului de admisie ξa

ξa=4÷8se alege ξa=5

- coeficientul de debit a sectiunii oferite de supapa de admisie μSA

μSA=0,4÷0,65se alege μSA=0,60

- factorul de profil a camei ce actioneaza supapa de admisie fpc

fpc=0,95÷1,3se alege fpc=1,15.

- unghiul de prelucrare a talerului supapei de admisie γSA=30o,45o,60o. Se alege γSA=45o pentru ca s-a urmarit ca efectul de centrare sa fie prioritar.

- Inaltimea maxima de ridicare a supapei de admisie de pe scaunhmax=6÷9 mm pentru D<100 mmhmax=10÷14 mm pentru D>100 mmse alege hmax=8 mm

- incarcarea fluidului proaspat la peretii calzi ai traseului de admisie:Δ T=15÷40 K pentu MASΔ T=10÷25 K pentu MACSe alege ΔT=20 K

- presiunea din cilindru la sfarsitul cursei de evacuarepg=1,05÷1,2 daN/cm2

se alege pg=1,15 daN/cm2 pentru ca s-a avut in vedere ca traseul de evacuare are rezistente gazodinamice importante

- temperatura gazelor reziduale din cilindru la sfarsitul cursei de evacuareTg=900÷1200 K pentru MASTg=700÷900 K pentru MACSe alege Tg=800 K

- masa minima de aer necesara pentru arederea teoretica completa a unui kilogram de combustibil

Lmin=14,71 .

2.2.2. Calculul parametrilor constructivi ai motorului:

- cilindreea unitara

9

- cursa pistonului

- alezajul cilindrului

- diametrul exterior al talerului supapei de admisie

- diametrul exterior al talerului supapei de evacuare

- diametrul sectiunii libere - inaltimea relativa de urcare a supapei de admisie

- durata procesului de admisie:Δαa=βaDSA+180o+βiISA=17o+180o+68o=265 [oRA]

- durata procesului de evacuare:Δαe=βaDSE+180o+βiISE=55o+180o+25o=260 [oRA]

- sectiunea litrica a supapei de admisie:

10

Se observa ca sectiunea litrica se incadreaza in intervalul recomandat: .

2.2.3. Calculul gradului de umplere a cilindrului:

Pentru calculul ηV se vor determina in prealabil urmatorii parametrii de stare a procesului de admisie:

- gradul de incalzire a fluidului proaspat:

- densitatea aerului atmosferic in conditii STAS de incercare a motorului cu aprindere interna, ρ0aer;Se cunosc: To=298 K po=750 [mmHg]=1 bar=1 daN/cm2

Conditii normale: Taer=273 K paer=760 [mmHg]=1,013 daN/cm2

ρaer=1,293 kg/m3

- exponentul adibatic a fluidului proaspatka=1,4

- viteza sunetului in fluidul proaspat

- gradul de umplere ηV se determina pe baza urmatorului sistem de cinci ecuatii care are necunoscutele: ηV, pga, pa, Ta, γr.

Obs.: Folosind metoda substitutiei pentru necunoscutele se ajunge la urmatoarea ecuaţie cu o singura necunoscuta v:

11

Determinarea gradului de umplere

0,902

18,0

20,0

22,0

24,0

26,0

28,0

30,0

0,66 0,68 0,70 0,72 0,74 0,76 0,78 0,80 0,82 0,84 0,86 0,88 0,90 0,92 0,94 0,96 0,98

Gradul de umplere

Me

mb

rul

stâ

ng

Me

mb

rul

dre

pt

Membrulstâng

Membruldrept

ita_v

Această ecuatie se rezolva pe baza programului Excel, prin metoda grafica:

Variatia membrilor ecuatiei in functie de

0,680 0,700 0,720 0,740 0,760 0,780 0,800 0,820 0,840 0,860 0,880 0,900 0,920 0,940 0,960

Mem_st 19,477 20,016 20,555 21,094 21,633 22,172 22,711 23,250 23,789 24,328 24,867 25,406 25,945 26,484 27,023

Mem_dr 27,242 27,101 26,955 26,806 26,654 26,498 26,338 26,176 26,010 25,841 25,669 25,493 25,315 25,134 24,949

Se traseaza graficele de variatie a celor 2 membri in functie de . Intersectia celor 2 curbe reprezinta solutia cu necunoscuta

12

=0,902 se incadreaza in intervalul recomandat de literatura de specialitate : 0.7......0.9.

2.2.4. Calculul presiunii fluidului proaspăt din cilindru la sfârşitul cursei de admisie (p a)

Valoarea lui pa se incadrează in intervalul (0,7…0,9) recomandat de [1].

2.2.5. Calculul presiunii fluidului proaspat din galeria de admisie (p ga)

0,938 [daN/cm2]

2.2.6. Calculul coeficientului de gaze reziduale ( r)

0,023Se observă că r se încadrează în intervalul (0…0,03) recomandat de [1].

2.2.7. Calculul temperaturii fluidului proaspăt din cilindru la sfârşitul cursei de admisie (Ta)

328,87 KSe observă că Ta se încadrează în intervalul (310…400)K recomandat de [1].

2.2.8. Calculul vitezei medii a fluidului proaspăt din galeria de admisiune (W ga)

13

2.2.9. Calculul vitezei medii a fluidului proaspăt în secţiunea oferită de supapa de admisie (Wsa)

2.3.Calculul procesului de comprimare

Rolul procesului de comprimare este de a spori randamentul termic al ciclului motor si de a crea conditii optime pentru autoaprinderea combustibilului.

Prin calculul procesului de comprimare se urmareste determinarea presiunii şi temperaturii momentane a fluidului motor din cilindru in timpul cursei pistonului de la P.M.E. la P.M.I. corespunzatoare procesului de comprimare.

Calculul se face in ipoteza ca procesul de comprimare este o transformare termodinamica politropică cu un exponent politropic constant notat cu mc.

Ecuatiile transformarilor politropice sunt:

mc – corespondentul politropic al procesului de comprimare.Din [1] se adoptă mc=(1,34…1,4)

mc=1,34.Vx – valoarea momentană a volumului ocupat de fluidul motor în timpul cursei de comprimare.px,Tx – presiunea respectiv temperatura momentană a fluidului motor corespunzătoare volumul

Vx.Se consideră 10 valori ale volumului Vx situate la distanţe egale în intervalele [Vc,Va] şi

rezultatele se trec în tabel.

Vx 0,4596 0,4109 0,3622 0,3135 0,2649 0,2162 0,1675 0,1188 0,0701 0,0214px 0,857 0,996 1,179 1,431 1,794 2,356 3,316 5,256 10,658 52,308

14

Tx 328,87 341,63 356,60 374,54 396,66 425,03 463,57 521,01 623,39 933,37

Se observa ca valoarea presiunii pc si temperatura Tc la sfarsitul procesului de comprimare se incadreaza in intervalele recomandate de [1]:

2.4.Calculul procesului de ardere

Se bazeaza pe urmatoarele ipoteze:-in timpul procesului de ardere au loc variatii ale compozitiei chimice a fluidului motor.-caldurile specifice la volum constant ale fluidului motor variaza in functie de temperatura

acestuia.-au loc pierderi de caldura prin peretii cilindrului. -arderea este un proces izocor care incepe in punctul C al diagramei indicate si se termina in

punctul y.-calculul procesului de ardere este pentru 1kg de aer.Caldura utila este caldura preluata de fluidul motor si reprezinta diferenta dintre caldura

degajata prin arderea combustibilului si pierderile de caldura prin peretii cilindrului. Se determina cu ajutorul coeficientului caldurii utile (u) cu relatia:

unde: Q – puterea calorică a motorinei Valorile recomandate al lui . Alegem .

2.4.1. Determinarea compoziţiei amestecului iniţial

Amestecul initial de gaze aflate in cilindru la inceputul procesului de ardere este format din aer si combustibil care a patruns in cilindru în procesul de admisiune si gazele reziduale ramase din ciclu anterior. Substantele care au patruns in cilindru la sfarsitul procesului de admisie se numesc substante initiale.

Cantitatea minima de aer necesar pentru arderea teoretic completa a unui kg de combustibil L min

cu relaţia:

15

c - participatia masica a carbonului din molecula de combustibil, c=0,857h - participatia masica a hidrogenului din molecula de combistibil, h=0,133o - participatia masica a oxigenului din molecula de combustibil, O=0,01Numarul de kilomoli ale substantelor initiale se determina cu relatia:

-numarul de kmoli de combustibili dintr-un kg de combustibil

Mc=114 [kg/kmol]

-numarul de kmoli de gaze reziduale Numarul de kmol de amestec iniţial:

2.4.2. Determinarea compoziţiei produselor de ardere

La MAC in urma arderii rezulta urmatoarele substante .

Numarul de kilomoli de CO2 din substanta finala notati cu ( ) se determinata cu relatia:

Numarul de kilomoli de H2O rezultati din ardere ( ) se determinata cu relatia:

Numarul de kilomoli de rezultati din ardere ( ) se determinata cu relatia:

16

Numarul de kilomoli de rezultati din ardere ( ) se determinata cu relatia:

Numărul de kilomoli de substanţe finale :

Numărul de kilomoli de gaze de ardere :

2.4.3. Calculul coeficientului de variaţie molară ai procesului de ardere

Coeficient chimic de variatie molara:

Coeficient total de variatie molara:

2.4.4. Calculul căldurii specifice la volum constant a amestecului iniţial

In calculul caldurilor specifice se neglijeaza influenta gazelor reziduale deoarece valorile caldurilor specifice depinde de temperatura. Se va utiliza o valoare medie corespunzatoare intervalului de temperatura‚ 273K.

Caldura specifica a amestecului initial: -se determina in functie de participatia masica a aerului si a combstibilului cu relatia :

17

- coeficientii caldurii specifice ai aerului conform [1] tabelul 4.6

- coeficientii caldurii specifice ai combustibilului conform [1] tabelul 4.6.

2.4.5. Calculul căldurii specifice la volum constant a gazelor de ardere

Determinarea căldurii specifice se face în funcţie de participaţiile masice ale fiecărui component.Participaţia masică a CO2:

Participaţia masică a H2O:

Participaţia masică a N2:

Participaţia masică a O2:

Căldura specifică medie la valori constante a gazelor de ardere:

18

Determinarea temperaturii Ty

2590

52000

54000

56000

58000

60000

62000

64000

66000

68000

70000

72000

2200 2230 2260 2290 2320 2350 2380 2410 2440 2470 2500 2530 2560 2590 2620 2650 2680 2710 2740 2770 2800

Ty' [K]

Me

mb

rul

dre

pt

Me

mb

rul

stâ

ng

Membrulstâng

Membruldrept

Ty

- este coeficientul caldurii specifice medii a fiecarui compus din gazele de ardere pentru intervalul de temperatură 273K...Tmax=2202 K.

2.4.6. Calculul temperaturii maxime atinse în cilindru

Tmax in cilindru in timpul arderii se determina pe baza ecuatiei de bilant energetic. La MAC se consideră ca arderea decurge izocor si ecuatia de bilant energetic are expresia:

Tmax- temperatura maxima atinsa in cilindru motorului corespunzator in punctul y din diagrama indicata.

Deoarece Cvga este functie de Ty ecuaţia este de gradul 2 cu necunoscuta Ty care va avea solutiile:

Ty= 2200 2250 2300 2350 2400 2450 2500 2550 2600 2650 2700 2750 2800

Mem_st 65988 65988 65988 65988 65988 65988 65988 65988 65988 65988 65988 65988 65988

Mem_dr 54742 56181 57620 59059 60498 61937 63376 64815 66254 67693 69132 70572 72011

19

T =2590 [K]TT

Observatie: Valoarea temperaturii se incadrează in intervalul 1800...2300K, recomandat de literatura de specialitate.

2.4.7. Calculul parametrilor termodinamici ai procesului de ardere

Presiunea fluidului motor corespunzator punctului y din diagrama indicata se determina cu relatia:

Presiunea maxima din cilindru atinsa in timpul procesului real de ardere notata cu Pmax este mai mica decat cea teoretica determinata cu relatia de mai sus deoarece arderea reala nu este izocora .

Pmax=0,85∙Py=0,85∙149,8

Pmax=127,34

2.5.Calculul procesului de destindere

Procesul de destindere este procesul in care fluidul motor cedeaza energie pistonului. Calculul se face in ipoteza ca procesul de destindere este o transformare termodinamica politropica cu un exponent politropic constant. Ecuatiile transformarii politropice sunt:

unde: md – exponent politropic al procesului de destindere; Intervalul pentru md in literatura de specialitate md= 1,25…1,32 Se adoptă md=1,27 valoarea momentana ocupat a fluidului motor in timpul cursei de destindere valoarea presiuni respectiv temperatura momentana a fluidului motor corespunzator volumului

Parametrii termodinamici ai proceslui de destindereVx 0,0214 0,0701 0,1188 0,1675 0,2162 0,2649 0,3135 0,3622 0,4109 0,4596px 149,812 33,171 16,972 10,971 7,933 6,129 4,947 4,118 3,508 3,043

20

Tx 2590 1880 1630 1486 1387 1313 1254 1206 1166 1131

Pu=3,043

Tu=1131 [K] Se observa ca volumul presiunii şi temperatura a fluidului motor la sfarsitul procesului de destindere se incadreaza in intervalele recomandate de literatura de specialitate [1]

Pu=3....5

Tu=1000.....1400 [k]

2.6.Diagrama indicată în coordonate p-V

Diagrama indicata a ciclului motor in coordonate p-V reprezinta graficul variatiei presiunii din cilindru in functie de pozitia pistonului exprimata prin volumul ocupat de fluidul motor la un moment dat.

Se alege pe abscisa scara de reprezentare a volumului cilindrului 1 mm =0,003 dm³ ( = 153,21 mm)Se alege pe ordonata scara corespunzatoare presiunii din cilindru

1 mm =0,6 ( = 249,69 mm)

Se traseaza cu linie punctată dreapta orizontala corespunzatoare presiunii atmosferice si verticalele Vc si Va corespunzatoare pozitiei pistonului in punctul mort exterior si in punctul mort interior.

Valorile presiunii din cilindru se determina pentru diferite valori ale volumelor ocupate de fluidul motor si sunt centralizate in tabel.

Variatia presiunii din cilindru in timpul ciclului motorV p scara_V scara_p

dm^3 daN/cm^2 mm mm0,0214 0,857 7,13 1,430,4596 0,857 153,21 1,430,4109 0,996 136,98 1,660,3622 1,179 120,75 1,970,3135 1,431 104,51 2,390,2649 1,794 88,28 2,990,2162 2,356 72,05 3,930,1675 3,316 55,82 5,530,1188 5,256 39,59 8,760,0701 10,658 23,36 17,760,0214 52,308 7,13 87,180,0214 149,812 7,13 249,690,0701 33,171 23,36 55,290,1188 16,972 39,59 28,290,1675 10,971 55,82 18,280,2162 7,933 72,05 13,220,2649 6,129 88,28 10,220,3135 4,947 104,51 8,240,3622 4,118 120,75 6,86

21

0,4109 3,508 136,98 5,850,4596 3,043 153,21 5,070,4596 2,350 153,21 3,920,4109 1,430 136,98 2,380,3622 1,150 120,75 1,920,3135 1,150 104,51 1,920,2649 1,150 88,28 1,920,2162 1,150 72,05 1,920,1675 1,150 55,82 1,920,1188 1,150 39,59 1,920,0701 1,150 23,36 1,920,0214 1,150 7,13 1,92

Se adopta constructiv conform recomandarilor din literatura de specialitate valoarea avansului la declansarea scanteii electrice.

= 0….15 ˚RA Alegem = 10 ˚RA Se adopta constructiv conform recomandarilor din literatura de specialitate valoarea raportului

dintre raza manivelei si lungimea bielei.

Valorile recomandate pentru conform [2] : = . Alegem =

Volumul ocupat de fluidul motor corespunzator momentelor fazelor de distributie si a momentului declansarii scanteii electrice se determina cu relatiile:

22

Parametrii termodinamici corespunzatori inceputului si sfarsitului proceselor

ciclului motor

Α [˚RA]10° 17° 25° 68° 55°

V [dm³] 0,0252 0,0323 0,0446 0,1715 0,1250

P30,780 1,152 8,58 1,632 4,584

Valorile presiunii din cilindru corespunzator pozitiilor pistonului din tabel s-au determinat grafic prin ridicarea verticalelor corespunzatoare si citirea presiunii la intersectia acestora cu diagrama indicata trasata anterior.

Fenomenele reale care au loc in cilindru si momentele fazelor de distributie impun rotunjirea diagramei indicate in zonele corespunzătoare evacuarii libere si mixte, post-evacuarii si arderii rapide.

2.7.Diagrama indicată desfăşurată în coordonate p-α

Pentru trasarea diagramei in coordonate p- se aleg urmatoarele scari de reprezentare:- pe abscisa scara corespunzatoare unghiul 1mm= - pe ordonata scara corespunzătoare presiuni din cilindru

1mm = 1

Valorile presiunilor in functie de unghiul in sunt centralizate in tabelul 2.7.1 alfa p scara_alfa scara_p

grd RAC daN/cm^2 mm mm0 0,857 0,00 0,86

180 0,857 60,00 0,86200 0,996 66,67 1,00220 1,179 73,33 1,18240 1,431 80,00 1,43260 1,794 86,67 1,79280 2,356 93,33 2,36300 3,316 100,00 3,32320 5,256 106,67 5,26340 10,658 113,33 10,66360 52,308 120,00 52,31360 149,812 120,00 149,81380 33,171 126,67 33,17400 16,972 133,33 16,97

23

420 10,971 140,00 10,97440 7,933 146,67 7,93460 6,129 153,33 6,13480 4,947 160,00 4,95500 4,118 166,67 4,12520 3,508 173,33 3,51540 3,043 180,00 3,04560 2,350 186,67 2,35580 1,430 193,33 1,43600 1,150 200,00 1,15620 1,150 206,67 1,15640 1,150 213,33 1,15660 1,150 220,00 1,15680 1,150 226,67 1,15700 1,150 233,33 1,15720 1,150 240,00 1,15

Se marcheaza punctele corespunzatoare coordonatelor p- din tabel pe sistemul de coordonate . Diagrama indicata desfasurata s-a obtinut prin marcarea punctelor unind printr-o linie.

2.8.Planimetrarea diagramei indicate

Planimetrarea se face in scopul determinari pe cale grafica a lucrului mecanic indicat L i al ciclului motor, acesta este echivalent cu aria diagramei de inalta presiune a ciclului motor in coordonate p-v. Programul AutoCAD ne furnizeaza direct aria curbei inchise de inalta presiune, astfel : A= 2689

Stiind ca s-au ales scarile de reprezentare 1mm=0,003 [dm ] pe abcisa si 1mm=0,6 pe

ordonata:

Li=2689∙0,003∙0,6∙102 Li=484,02 [J]

2.9.Calculul parametrilor indicaţi ai ciclului motor:

- presiunea medie indicată

24

Se observa ca se incadreaza in intervalul 7.5.....14.5 [daN/cm ]- puterea indicată:

- caldura disponibila prin arderea completa a combustibilului:

unde: - puterea calorică inferioară a combustibilului; - doza de combustibil corespunzătoare unui ciclu motor

R-constanta gazelor perfecte ; R=8,314 [kj/kg]- randamentul indicat

- consumul specific indicat pentru combustibil

2.10. Calculul parametrilor efectivi ai motorului

Parametri efectivi ai motorului se determina la nivelul arborelui cotit la iesirea din motor si depinde de randamentul mecanic al motorului.- se adoptă constructiv randamentul mecanic: - lucru mecanic efectiv Le:

25

- presiunea medie efectivă pe:

- puterea efectivă Pe:

Puterea indicată în tema de proiect este - randamentul efectiv

- consumul specific efectiv

- puterea litrică

26

27

Bibliografie

1. Grunwald B. Teoria, calculul si constructia motoarelor pentru autovehicule rutiere,E.D.P., Bucuresti, 1980.

2. Negrescu M., s.a. Motoare cu ardere interna – procese, vol. I, Editura Matrixrom, Bucuresti, 19953. Negrea V. D. Procese in motoarele cu ardere interna, Economicitate. Combaterea poluarii, vol.I, Ed.Politehnica, Timisoara, 2001. 4. Negrea V. D. Procese in motoarele cu ardere interna, Economicitate. Combaterea poluarii, vol.II, Ed.Politehnica, Timisoara, 2003. 5. Bobescu Gh. s.a. Motoare pentru automobile si tractoare, vol.I, Teorie si caracteristici, Editura Tehnica, Chisinau, 1996.6. Bobescu Gh. s.a. Motoare pentru automobile si tractoare, vol.II, Dinamica, calcul si constructie, Editura Tehnica, Chisinau, 1998.7. Fratila Gh., s.a. Automobile. Cunoastere, intretinere si reparare, E.D.P., Bucuresti, 1997.

28